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1、主汽閥、調(diào)節(jié)閥、中聯(lián)閥設(shè)計說明書 設(shè)計輸入條件： （1）閥門及配汽曲線聯(lián)系單：工程部提供閥門配合直徑、閥門喉部直徑、閥門行程、閥門蒸汽力及配汽曲線； （3）通流數(shù)據(jù)聯(lián)系單：工程部提供通流數(shù)據(jù)； （4）熱力數(shù)據(jù)：工程部提供熱平衡圖； （5）設(shè)計院 ：通過管道聯(lián)算確定閥門接口力和力矩，確定閥門支撐位置。 （6）設(shè)計資料：《金屬材料技術(shù)手冊》，《火力發(fā)電技術(shù)手冊第二卷汽輪機》，《汽輪機本體及輔機材料匯總表》，《壓力容器GB150.3-2011》，相應(yīng)工程的技術(shù)協(xié)議。 1、 閥門材料選擇 （1）查閱相應(yīng)工程技術(shù)協(xié)議，業(yè)主是否對閥門材料有具體要求。 （2）如無要求，根據(jù)工程部提供的

2、熱平衡圖和通流數(shù)據(jù)確定閥門工作溫度，根據(jù)設(shè)計閥門的母型機和《汽輪機本體及輔機材料匯總表》，篩選出待選材料，根據(jù)《金屬材料技術(shù)手冊》確定閥門材料。 2、流速計算 歐拉準(zhǔn)則：兩個流動的歐拉數(shù)相等，則這兩個流動一定在壓力作用下動力相似。歐拉數(shù)的計算公式為： 選擇閥門喉部截面作為動力相似的特征截面，即保證模型和原型在喉部特征截面上的歐拉數(shù)相等。模化設(shè)計的特征截面流速計算公式為： 其中： Pm模型特征截面壓力； Vm模型特征截面流速； vm模型特征截面蒸汽比體積； Pp原型特征截面壓力； Vp原型特征截面流速； vp原型特征截面蒸汽比體積。 3、喉部直徑計算 根據(jù)以求得的流速，可

3、根據(jù)下列公式求得喉部尺寸： 其中： Dm特征界面直徑，mm； Q流量，kg/s。 4、?；禂?shù)計算 其中： Dp原型喉部直徑。 采用歐拉準(zhǔn)則?；蟮拈y門與母型流量系數(shù)也相同。 5、進出口直徑計算 其中： Dnp原型進出口直徑。 6、閥殼壁厚計算 閥體壁厚采用應(yīng)力相似?；瘻?zhǔn)則，即設(shè)計模型與原型應(yīng)力相似。設(shè)計采用厚壁圓筒理論初設(shè)閥殼壁厚。壁厚計算公式（公式應(yīng)用條件：P≤0.4[σ]φ）： 其中： P：內(nèi)壓力（內(nèi)壓力均按照超壓5%設(shè)計）； Dn：內(nèi)壁直徑； [σ]：許用應(yīng)力； Φ：許用應(yīng)力修正系數(shù)； C：考慮工藝減薄量后的附加余量。 保證設(shè)計模型與原型應(yīng)力相似時

4、，壁厚增加倍率Lt= 為定值。 其中令： 根據(jù)，即可初步確定閥殼壁厚。 7、提升力系數(shù)計算 其中： Km：模型提升力系數(shù)； Kp：原型提升力系數(shù)。 8、壁厚安全系數(shù)計算 計算δe時，考慮了單邊2mm的腐蝕余量 其中： K：安全系數(shù)； δe：閥門壁厚； σ：材料高溫極限應(yīng)力； σt：圓筒計算許用應(yīng)力； Ф：焊縫系數(shù)； Pc：設(shè)計壓力 8、墊片尺寸確定 墊片的厚度δ，寬度b，墊片系數(shù)m，墊片比壓，查《壓力容器GB150.3-2011》。 9、閥蓋厚度計算 使用《鋼制壓力容器GB150.3-2011》中的圓蓋計算閥蓋厚度： 其中： δt：閥蓋厚； S：墊片

5、直徑； K：結(jié)構(gòu)特征系數(shù)， ； W1：螺栓總載荷； h0：螺栓中心線與墊片中心線之間的距離； HP：內(nèi)壓的總作用力，Hp=0.785S2P； Pc：設(shè)計壓力； Ф：焊縫系數(shù)取1.0； [σ]t：工作溫度下材料許用應(yīng)力； C：附加余量； 10、螺栓受力計算（《火力發(fā)電設(shè)備技術(shù)手冊Ⅱ汽輪機卷》） 在運行工況下螺栓受力由兩部分組成： 其中： HG：墊片上的殘余壓力； HP：內(nèi)壓力引起的載荷； Pc：設(shè)計壓力； m：墊片系數(shù)，取6.5； b：墊片的有效密封寬度，設(shè)墊片的實際寬度為N Sw：墊片外徑； SN：墊片內(nèi)徑； 當(dāng)N≤1.28cm，則b=N/2（cm）；

6、 當(dāng)N>1.28cm，則b=11.77N（cm） S：計算用墊片直徑： 當(dāng)N≤1.28cm，則S=12(SW+SN)（cm）； 當(dāng)N>1.28cm，則S=SW-2b（cm） 在安裝時，無內(nèi)壓力，螺栓受力為： 其中： Y：墊片比壓力，取179MPa。 11、螺栓截面積計算 運行工況下所需螺栓總面積： 安裝時所需要的螺栓總面積： 其中: [σ]t：工作溫度下材料的許用應(yīng)力； [σ]20：常溫下材料的許用應(yīng)力。 12、螺栓數(shù)量和布置計算 根據(jù)以往設(shè)計經(jīng)驗，選取相應(yīng)的螺栓材料，在待選規(guī)格中選取規(guī)格。 計算單個螺栓的面積： 其中： dB：螺栓光桿直徑。 螺栓數(shù)目：

7、其中： S：常溫下材料的許用應(yīng)力。 螺栓最大間距為： 其中： dB：螺栓光桿直徑； δf：法蘭厚度厚； m：墊片系數(shù)。 根據(jù)《鋼制壓力容器GB150.3-2011》中的螺栓布置，由dB選取合適的Lemin，Lmin?。 13、螺栓強度校核 其中： W1：運行工況下螺栓受力； S：單個螺栓面積； N：螺栓數(shù)目； [σ]t:工作溫度下材料的許用應(yīng)力。 14、主汽吹管法蘭設(shè)計 螺栓強度校核和法蘭強度校核同上。 15、閥桿強度計算 （1）閥桿的初始應(yīng)力。 其中： σ0：沖擊開始時的初始應(yīng)力，單位MPa； T1：閥桿上實際承受的最大提升力，為安全起見，取T1=Tm

8、ax-Kh1。 其中： Tmax：油動機最大作用力； K：彈簧剛度； h1：彈簧剛打開時彈簧的壓縮量； V1：閥桿開啟速度，可取平均值，單位cm/s； hm：閥桿開啟行程； t：閥門開啟時間； G1：計算截面以后的移動件重量，單位kN； E：閥桿在工作溫度下的彈性模量，單位kPa； F：閥桿中部受拉段截面面積，（主閥取平均直徑的面積），單位cm/s； Fmin：計算的危險截面面積（最小面積），單位cm2，如A或者B界面； g ：重力加速度，單位cm/s2； L ：閥桿受拉段長度，單位cm； （2）閥桿的沖擊載荷： 其中： σd：由于沖擊波在桿中的傳播和反射作用，

9、應(yīng)力波將發(fā)生疊加而使應(yīng)力顯著增大，在某一瞬間，將達(dá)到最大值，該值可由上式計算，單位MPa； G2：相應(yīng)于計算截面以前（上）的移動件重量，單位kN。 （3）考慮應(yīng)力集中等因素的閥桿應(yīng)力。 其中： σk：考慮沖擊載荷、隨機干擾力加速疲勞、應(yīng)力集中這些因素的影響，使閥桿在無限次循環(huán)下也不至于疲勞斷裂的強度，單位MPa； Ki：應(yīng)力集中系數(shù)。根據(jù)閥桿的尺寸特性，在《汽輪機強度計算手冊》P5查取。 （4）材料的疲勞極限。 其中： σs：材料在工作溫度下的屈服極限； E：材料在工作溫度下的彈性模量； σP：材料在工作溫度下的疲勞極限。 （5）校核標(biāo)準(zhǔn)：考慮隨機干擾力對材料抗疲勞能力的不利影響，需取np (np=2.5) 為安全系數(shù)，若滿足該條件，則認(rèn)為閥桿合格： （6）閥桿的穩(wěn)定性考慮： 其中： Fcr：閥桿失穩(wěn)的臨界載荷，簡化為最危險的一端固支，一端自由的模型，單位N。計算時將其轉(zhuǎn)化為kN； L：閥桿受壓段長度，等于受拉段長度，單位mm； I：閥桿受拉截面的慣性矩。I=πD4/64，單位mm4。 閥桿所受最大力與閥桿失穩(wěn)的臨界載荷的比值大于1.25時，則認(rèn)為閥桿是穩(wěn)定的。