小型高壓球閥扭矩的影響因素分析及其控制措施

1、小型高壓球閥扭矩的影響因素分析及其控制措施來(lái)源：原創(chuàng) 作者：無(wú)錫科萊恩流體控制設(shè)備有限公司在球閥的實(shí)際裝配中，零件的加工誤差可能會(huì)導(dǎo)致產(chǎn)生過大或過小的裝配扭矩，以至于直接影響球閥的密封性能與動(dòng)作性能。為解決裝配扭矩偏差的問題，以某類小口徑高壓球閥為例，在受力分析的基礎(chǔ)上進(jìn)行扭矩計(jì)算，分析影響扭矩的因素，探討合理確定扭矩的原則。并在理論分析的基礎(chǔ)上給出控制措施。球閥按結(jié)構(gòu)分為兩類：浮動(dòng)式和固定式。浮動(dòng)式球閥因具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、密封可靠、動(dòng)作平穩(wěn)等特點(diǎn)而得到廣泛使用。高壓浮動(dòng)式球閥的結(jié)構(gòu)見圖1。圖1 高壓浮動(dòng)式球閥的結(jié)構(gòu)    浮動(dòng)球閥的性能主要取決于

2、密封性及動(dòng)作靈活性，裝配質(zhì)量直接影響球閥的性能。浮動(dòng)球閥的球體處于浮動(dòng)狀態(tài)，在介質(zhì)作用下，球體產(chǎn)生一定位移而緊壓在出口腔閥座上，保證密封可靠。球閥的動(dòng)作靈活性取決于其啟閉扭矩，文中以DN6的高壓浮動(dòng)式球閥為例，在受力分析的基礎(chǔ)上進(jìn)行扭矩計(jì)算，分析影響啟閉扭矩的因素，以得出合理的設(shè)計(jì)扭矩并在裝配中采取控制措施。    若裝配后扭矩過大，可能使閥座的碟形彈簧壓縮變形量達(dá)到上限，甚至被壓平，處于過壓狀態(tài)。此時(shí)，密封圈將受到較大的作用力，導(dǎo)致扭矩大幅度增加、動(dòng)作靈活性變差，球體與密封圈磨損嚴(yán)重甚至損壞密封圈等情況。若裝配后扭矩過小，則碟形彈簧壓縮變形量不足，甚至

3、處于自由狀態(tài)。此時(shí)，密封圈受到的作用力很小，甚至根本不受力，球閥扭矩很小。在介質(zhì)作用下，球體向出口腔閥座的位移大，處于較大的偏心位置，將直接影響球閥的動(dòng)作性能。    零件的制造誤差亦會(huì)影響球閥的裝配扭矩，裝配時(shí)的綜合誤差將導(dǎo)致扭矩過大或過小的情況。    1 扭矩分析    分析可見，浮動(dòng)式球閥的總扭矩由球體與閥座的摩擦力矩、填料與閥桿的摩擦力矩、閥桿臺(tái)肩與止推墊的摩擦力矩三部分組成。    球閥使用過程可處于承壓和無(wú)壓狀態(tài)。承壓狀態(tài)

4、的扭矩稱為工作扭矩，無(wú)壓狀態(tài)的扭矩稱為裝配扭矩。    1.1 工作扭矩    球閥處于關(guān)閉狀態(tài)時(shí)的受力情況如圖2所示。圖2 關(guān)閉狀態(tài)球閥的受力情況    圖中：DMW為圖中閥座密封面外徑；DMN為閥座密封面內(nèi)徑；R為球體半徑；dF為閥桿直徑；DT為臺(tái)肩外徑；h為單圈填料與閥桿接觸高度；為密封面法向與流道中心線夾角；Z為填料圈數(shù)；p為介質(zhì)壓力。    以某小型高壓球閥為例進(jìn)行扭矩計(jì)算，相關(guān)參數(shù)為：   &#

5、160;    球閥關(guān)閉時(shí)，在壓差作用下，介質(zhì)所產(chǎn)生的載荷全部由出口閥座承受?？偱ぞ赜上率接?jì)算：    MF=MQZ+MFT+MMJ    式中：MF為球閥的總扭矩，Nmm；    MQZ為球體與閥座的摩擦力矩，Nmm；    MFT為填料與閥桿的摩擦力矩，Nmm；    MMJ為閥桿臺(tái)肩與止推墊的摩擦力矩，Nmm。   

6、60;1.1.1 球體與閥座的摩擦力矩    球體與閥座的總摩擦力矩MQZ可看成兩部分力矩的疊加，即介質(zhì)壓力導(dǎo)致的摩擦力矩MQZ1和碟形彈簧導(dǎo)致的摩擦力矩MQZ2。    （1）介質(zhì)壓力導(dǎo)致的摩擦力矩        式中：Q為球體與閥座間的載荷；    fm為球體與閥座的摩擦因數(shù)，聚醚醚酮fm=0.18。    （2）碟形彈簧導(dǎo)致的摩擦力矩

7、0;   球閥選用的碟形彈簧規(guī)格為B12.5GB/T1975，屬無(wú)支撐面碟形彈簧。    彈簧外徑D=12.5mm，內(nèi)徑d=6.2mm，厚度t=0.5mm；彈簧壓平時(shí)的變形量ho=0.35mm，示例球閥為2片彈簧疊合結(jié)構(gòu)。    現(xiàn)以彈簧壓縮變形量分別為f=ho、f=0.75ho和f=0.5ho3種狀態(tài)進(jìn)行分析、計(jì)算。    單片彈簧受力    變形量f=ho=0.35mm時(shí)，彈簧被壓平，其載荷FC為：&#

8、160;       式中：E為彈簧的彈性模量，E=206000MPa；    為泊松比，=0.3。    系數(shù)K1的計(jì)算公式為：        式中：    變形量f=0.75ho=0.26mm時(shí)，彈簧的載荷F'為：        變形量f

9、=0.5ho=0.175mm時(shí)，彈簧的載荷F為：        2片碟彈簧疊合組合后的受力    依據(jù)的計(jì)算結(jié)果，顯然：    f=ho=0.35mm時(shí)，即壓平時(shí)彈簧的載荷FZ=nFC=734N    f=0.75ho=0.26mm時(shí)，彈簧的載荷FZ'=2×F'=590N    f=0.5ho=0.175mm時(shí)，彈簧的載荷FZ=2&

10、#215;F=435N    上述3種壓縮狀態(tài)下彈簧產(chǎn)生的摩擦力矩    變形量f=ho時(shí)：    單側(cè)閥座的摩擦力矩：        兩側(cè)閥座的總摩擦力矩：    MQZ2=2MQF=1806Nmm    變形量f=0.75ho時(shí)：    單個(gè)閥座的摩擦力矩： 

11、60;      兩側(cè)閥座的總摩擦力矩：    M'QZ2=2M'QF=1452Nmm    變形量f=0.5ho時(shí)：    單個(gè)閥座的摩擦力矩：        兩側(cè)閥座的總摩擦力矩：    MQZ2=2MQF=1070Nmm    1.1.2

12、 填料與閥桿的摩擦力矩    MFT=0.6fmZhdF2p=1140Nmm    式中：fm為閥桿與填料的摩擦因數(shù)，聚四氟乙烯成型填料fm=0.05；    Z為填料片數(shù)，Z=4；    h為單片填料高度，h=2mm；    dF為閥桿直徑，dF=6mm。    1.1.3 閥桿臺(tái)肩與止推墊的摩擦力矩    

13、;    式中：fm為摩擦因數(shù)，對(duì)聚醚醚酮fm=0.18；    DT為閥桿臺(tái)肩直徑，DT=9mm。    依據(jù)計(jì)算，可知在彈簧處于上述狀態(tài)壓縮狀態(tài)下的工作扭矩為：    彈簧變形量f=0.5ho時(shí)，球體在介質(zhì)壓差作用下，向出口端位移為0.5ho=0.18mm，出口端彈簧被壓平。此時(shí)，進(jìn)口端彈簧變形量為0，不產(chǎn)生摩擦力矩。    球體與閥座的摩擦力矩MQZ=MQZ1=1848Nmm，則工作總扭矩M

14、F=MQZ+MFT+MMJ=1848+1140+1252=4240Nmm    彈簧變形量f=0.75ho時(shí)，球體在介質(zhì)壓差作用下，向出口端位移為0.25ho=0.09mm，出口端彈簧被壓平。此時(shí)，進(jìn)口端彈簧變形量為f=0.5ho。彈簧產(chǎn)生的總摩擦力矩為MQZ2=2MQF=1070Nmm。    球體與閥座的摩擦力矩：    MQZ=MQZ1+MQZ2=1848+1070=2918Nmm    則工作總扭矩：  &#

15、160; MF=MQZ+MFT+MMJ=2918+1140+1252=5310Nmm    彈簧變形量f=ho時(shí)，由于兩端彈簧均剛好被壓平，球體在介質(zhì)壓差作用下不產(chǎn)生位移。球體與閥座的摩擦力矩：    MQZ=MQZ1+MQZ2=1848+1806=3654Nmm    則工作總扭矩：MF=MQZ+MFT+MMJ=3654+1140+1252=6046Nmm    1.2 裝配扭矩    

16、;球閥裝配時(shí)，理論上裝配扭矩應(yīng)小于工作扭矩，相應(yīng)的裝配扭矩為：    （1）球閥處于無(wú)壓狀態(tài)時(shí)，p=0。因此，閥桿臺(tái)肩與止推墊的摩擦力矩MMJ=0。    （2）填料與閥桿的摩擦力矩受填料壓蓋預(yù)緊力作用的影響。設(shè)定預(yù)緊力等于介質(zhì)的作用力，因此，MFT=1140Nmm。    （3）由于裝配時(shí)p=0，MQZ1=0。因此，球體與閥座的摩擦力矩只有彈簧導(dǎo)致的摩擦力矩MQZ2。    球閥裝配時(shí)，若彈簧變形量為f=0.5ho時(shí)，總裝配扭矩：MZ

17、=MQZ+MFT+MMJ=2210Nmm    若彈簧變形量f=0.75ho時(shí)，總裝配扭矩：    MZ=MQZ+MFT+MMJ=2592Nmm    若彈簧變形量f=ho時(shí)，總裝配扭矩：    MZ=MQZ+MFT+MMJ=2946Nmm    2 綜合分析    通過對(duì)球閥裝配扭矩與工作扭矩的計(jì)算，得出以下結(jié)論：   

18、60;（1）彈簧變形量f=0.75ho時(shí)的裝配扭矩約為2.6Nm，對(duì)應(yīng)的工作扭矩約為5.3Nm。球體在介質(zhì)壓差作用下，向出口端位移約為0.09mm。此時(shí)，球體中心偏離閥桿中心小于0.1mm，處于比較合理的偏差內(nèi)，對(duì)球閥的動(dòng)作性能不造成影響。    同時(shí)彈簧壓縮量75%時(shí)，可保證良好的性能，適應(yīng)長(zhǎng)期存放，可延長(zhǎng)使用壽命。在使用期間，若球閥長(zhǎng)期處于開啟狀態(tài)，兩端彈簧壓縮量仍為75%，可長(zhǎng)期保持彈簧性能；若球閥長(zhǎng)期處于關(guān)閉狀態(tài)，出口端彈簧受介質(zhì)載荷作用，壓縮量達(dá)100%，長(zhǎng)期處于壓平狀態(tài)，會(huì)導(dǎo)致剛度性能逐漸降低。而進(jìn)口端彈簧壓縮量約為50%，可長(zhǎng)期保持性能。&

19、#160;   使用狀態(tài)時(shí)，出口端彈簧性能雖然有所降低，但綜合來(lái)看，長(zhǎng)期使用的球閥的球體在進(jìn)口端彈簧的作用下，低壓狀態(tài)仍能保持良好密封。    （2）彈簧變形量f0.75ho時(shí)，球體在介質(zhì)壓差作用下，中心偏離閥桿中心將大于0.1mm，在一定程度上會(huì)影響球閥的動(dòng)作性能。同時(shí)，彈簧的性能降低也將影響球閥的密封性能。    （3）彈簧變形量f=ho時(shí)，裝配扭矩約為2.9Nm，對(duì)應(yīng)的工作扭矩約為6Nm。此時(shí)，彈簧處于壓平狀態(tài)，長(zhǎng)期存放會(huì)導(dǎo)致性能降低，從而影響球閥性能。  &

20、#160; 分析認(rèn)為，裝配過程控制彈簧的變形量約為f=0.75ho為最佳狀態(tài)。即最佳裝配扭矩約為2.6Nm，對(duì)應(yīng)的最佳工作扭矩約為5.3Nm。    3 控制措施    生產(chǎn)實(shí)際中，加工誤差導(dǎo)致的零件不一致性會(huì)造成球閥裝配扭矩達(dá)不到理想的控制值。甚至發(fā)生彈簧未產(chǎn)生壓縮變形或過壓的現(xiàn)象，導(dǎo)致密封圈不受壓縮，達(dá)不到需要的密封比壓或者發(fā)生超過材料的許用比壓而損壞的情況。    因此，設(shè)計(jì)中合理地確定運(yùn)動(dòng)副、密封副的尺寸公差和形位公差參數(shù)，加工過程中有效控制零件的加工誤差，

21、是控制球閥扭矩的重要環(huán)節(jié)。球閥的裝配尺寸如圖3所示。圖3 球閥運(yùn)動(dòng)副、密封副的裝配尺寸    圖中L0=L/2=24mm，L1=Rcos=0.81R=0.405S，S=12.5mm，R=6.25mm，L2=3.5mm，L3=2mm，L4=12.5mm，=36°，t=0.5+0.02-0.06。    單側(cè)理論裝配尺寸鏈為：L0=L1+L2+2t+L3+L4    裝配后總偏差為：e=L1+L2+2t+L3+L4L0    為了

22、分析設(shè)計(jì)精度等級(jí)選擇和加工誤差對(duì)球閥裝配扭矩的影響，對(duì)組成零件的結(jié)構(gòu)尺寸按IT6IT12級(jí)公差值計(jì)算尺寸鏈的極限偏差和不同精度等級(jí)時(shí)產(chǎn)生的最大、最小偏差對(duì)彈簧壓縮變形量的影響，進(jìn)而分析其對(duì)精度等級(jí)對(duì)裝配扭矩的影響，以確定合理的結(jié)構(gòu)精度等級(jí)。    分析認(rèn)為：零件公差要求為IT6、IT7級(jí)時(shí)，可滿足一次性裝配即可達(dá)到扭矩控制值的要求；IT8級(jí)以上不能滿足一次性裝配達(dá)到扭矩控制值的要求，會(huì)產(chǎn)生彈簧過壓或無(wú)變形的極端情況。    對(duì)于不能滿足一次性裝配達(dá)到扭矩控制值要求的球閥，需要進(jìn)行調(diào)整。雖然一般可通過改變尺寸鏈中某個(gè)

23、零件的尺寸來(lái)達(dá)到要求的裝配扭矩。但是，這樣的調(diào)整將影響產(chǎn)品的互換性和維修性，作為通用型產(chǎn)品是不可行的。    但是，就機(jī)械產(chǎn)品而言，加工過程產(chǎn)生的在設(shè)計(jì)公差范圍內(nèi)的誤差是允許的。也就是說，零件的不一致性在設(shè)計(jì)要求范圍內(nèi)是合理的。那么，對(duì)于裝配發(fā)生的綜合性偏差，可采取的措施之一是選擇合適的調(diào)整墊片來(lái)彌補(bǔ)誤差，如圖4所示。調(diào)整墊片為不同厚度的成組件，裝配時(shí)視誤差情況選用。圖4 調(diào)整墊片在球閥扭矩調(diào)整中的應(yīng)用    雖然選擇調(diào)整墊片可滿足裝配扭矩的控制要求，但此方法對(duì)裝配、維修工人的技術(shù)水準(zhǔn)要求較高；反復(fù)測(cè)量、調(diào)整導(dǎo)致工

24、作效率較低；維修難度大，不符合規(guī)模化生產(chǎn)的需求。    根本的措施在于設(shè)計(jì)中合理確定結(jié)構(gòu)參數(shù)和精度等級(jí)；加工過程嚴(yán)格實(shí)施工藝控制，減少加工誤差，提高零件的符合性、一致性?，F(xiàn)代制造技術(shù)的發(fā)展，為實(shí)現(xiàn)球閥的精細(xì)制造創(chuàng)造了條件，如采用三維技術(shù)、仿真技術(shù)，進(jìn)行模擬裝配，分析誤差的影響；采用數(shù)控設(shè)備加工，保證零件的符合性等。    4 結(jié)束語(yǔ)    通過對(duì)高壓小型球閥扭矩影響因素的計(jì)算、分析，得出了球閥彈簧變形量為0.75ho時(shí)為最佳設(shè)計(jì)狀態(tài)的結(jié)論，此時(shí)的最佳裝配扭矩約為2.6Nm，對(duì)

25、應(yīng)的最佳工作扭矩約為5.3Nm。在實(shí)際裝配過程中，零件加工偏差引起的裝配扭矩波動(dòng)情況可通過選擇合適的調(diào)整墊片來(lái)調(diào)整彈簧的變形量，達(dá)到控制適宜的裝配扭矩的目的。對(duì)于規(guī)?；a(chǎn)，采用新的設(shè)計(jì)、制造技術(shù)，才是解決問題的根本途徑。    球閥按結(jié)構(gòu)分為兩類：浮動(dòng)式和固定式。浮動(dòng)式球閥因具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、密封可靠、動(dòng)作平穩(wěn)等特點(diǎn)而得到廣泛使用。高壓浮動(dòng)式球閥的結(jié)構(gòu)見圖1。圖1 高壓浮動(dòng)式球閥的結(jié)構(gòu)    浮動(dòng)球閥的性能主要取決于密封性及動(dòng)作靈活性，裝配質(zhì)量直接影響球閥的性能。浮動(dòng)球閥的球體處于浮動(dòng)狀態(tài)，在介質(zhì)作用下，球體產(chǎn)生一定

26、位移而緊壓在出口腔閥座上，保證密封可靠。球閥的動(dòng)作靈活性取決于其啟閉扭矩，文中以DN6的高壓浮動(dòng)式球閥為例，在受力分析的基礎(chǔ)上進(jìn)行扭矩計(jì)算，分析影響啟閉扭矩的因素，以得出合理的設(shè)計(jì)扭矩并在裝配中采取控制措施。    若裝配后扭矩過大，可能使閥座的碟形彈簧壓縮變形量達(dá)到上限，甚至被壓平，處于過壓狀態(tài)。此時(shí)，密封圈將受到較大的作用力，導(dǎo)致扭矩大幅度增加、動(dòng)作靈活性變差，球體與密封圈磨損嚴(yán)重甚至損壞密封圈等情況。若裝配后扭矩過小，則碟形彈簧壓縮變形量不足，甚至處于自由狀態(tài)。此時(shí)，密封圈受到的作用力很小，甚至根本不受力，球閥扭矩很小。在介質(zhì)作用下，球體向出口腔閥

27、座的位移大，處于較大的偏心位置，將直接影響球閥的動(dòng)作性能。    零件的制造誤差亦會(huì)影響球閥的裝配扭矩，裝配時(shí)的綜合誤差將導(dǎo)致扭矩過大或過小的情況。    1 扭矩分析    分析可見，浮動(dòng)式球閥的總扭矩由球體與閥座的摩擦力矩、填料與閥桿的摩擦力矩、閥桿臺(tái)肩與止推墊的摩擦力矩三部分組成。    球閥使用過程可處于承壓和無(wú)壓狀態(tài)。承壓狀態(tài)的扭矩稱為工作扭矩，無(wú)壓狀態(tài)的扭矩稱為裝配扭矩。    1.1

28、 工作扭矩    球閥處于關(guān)閉狀態(tài)時(shí)的受力情況如圖2所示。圖2 關(guān)閉狀態(tài)球閥的受力情況    圖中：DMW為圖中閥座密封面外徑；DMN為閥座密封面內(nèi)徑；R為球體半徑；dF為閥桿直徑；DT為臺(tái)肩外徑；h為單圈填料與閥桿接觸高度；為密封面法向與流道中心線夾角；Z為填料圈數(shù)；p為介質(zhì)壓力。    以某小型高壓球閥為例進(jìn)行扭矩計(jì)算，相關(guān)參數(shù)為：        球閥關(guān)閉時(shí)，在壓差作用下，介質(zhì)所產(chǎn)生的載荷全部

29、由出口閥座承受?？偱ぞ赜上率接?jì)算：    MF=MQZ+MFT+MMJ    式中：MF為球閥的總扭矩，Nmm；    MQZ為球體與閥座的摩擦力矩，Nmm；    MFT為填料與閥桿的摩擦力矩，Nmm；    MMJ為閥桿臺(tái)肩與止推墊的摩擦力矩，Nmm。    1.1.1 球體與閥座的摩擦力矩    球體與

30、閥座的總摩擦力矩MQZ可看成兩部分力矩的疊加，即介質(zhì)壓力導(dǎo)致的摩擦力矩MQZ1和碟形彈簧導(dǎo)致的摩擦力矩MQZ2。    （1）介質(zhì)壓力導(dǎo)致的摩擦力矩        式中：Q為球體與閥座間的載荷；    fm為球體與閥座的摩擦因數(shù)，聚醚醚酮fm=0.18。    （2）碟形彈簧導(dǎo)致的摩擦力矩    球閥選用的碟形彈簧規(guī)格為B12.5GB/T1975，屬無(wú)支撐面

31、碟形彈簧。    彈簧外徑D=12.5mm，內(nèi)徑d=6.2mm，厚度t=0.5mm；彈簧壓平時(shí)的變形量ho=0.35mm，示例球閥為2片彈簧疊合結(jié)構(gòu)。    現(xiàn)以彈簧壓縮變形量分別為f=ho、f=0.75ho和f=0.5ho3種狀態(tài)進(jìn)行分析、計(jì)算。    單片彈簧受力    變形量f=ho=0.35mm時(shí)，彈簧被壓平，其載荷FC為：        式中：E為

32、彈簧的彈性模量，E=206000MPa；    為泊松比，=0.3。    系數(shù)K1的計(jì)算公式為：        式中：    變形量f=0.75ho=0.26mm時(shí)，彈簧的載荷F'為：        變形量f=0.5ho=0.175mm時(shí)，彈簧的載荷F為：    

33、60;   2片碟彈簧疊合組合后的受力    依據(jù)的計(jì)算結(jié)果，顯然：    f=ho=0.35mm時(shí)，即壓平時(shí)彈簧的載荷FZ=nFC=734N    f=0.75ho=0.26mm時(shí)，彈簧的載荷FZ'=2×F'=590N    f=0.5ho=0.175mm時(shí)，彈簧的載荷FZ=2×F=435N    上述3種壓縮狀態(tài)下彈簧產(chǎn)生的摩擦

34、力矩    變形量f=ho時(shí)：    單側(cè)閥座的摩擦力矩：        兩側(cè)閥座的總摩擦力矩：    MQZ2=2MQF=1806Nmm    變形量f=0.75ho時(shí)：    單個(gè)閥座的摩擦力矩：        兩側(cè)閥座的總摩擦力矩：&

35、#160;   M'QZ2=2M'QF=1452Nmm    變形量f=0.5ho時(shí)：    單個(gè)閥座的摩擦力矩：        兩側(cè)閥座的總摩擦力矩：    MQZ2=2MQF=1070Nmm    1.1.2 填料與閥桿的摩擦力矩    MFT=0.6fmZhdF2p=

36、1140Nmm    式中：fm為閥桿與填料的摩擦因數(shù)，聚四氟乙烯成型填料fm=0.05；    Z為填料片數(shù)，Z=4；    h為單片填料高度，h=2mm；    dF為閥桿直徑，dF=6mm。    1.1.3 閥桿臺(tái)肩與止推墊的摩擦力矩        式中：fm為摩擦因數(shù)，對(duì)聚醚醚酮fm=0.18；&#

37、160;   DT為閥桿臺(tái)肩直徑，DT=9mm。    依據(jù)計(jì)算，可知在彈簧處于上述狀態(tài)壓縮狀態(tài)下的工作扭矩為：    彈簧變形量f=0.5ho時(shí)，球體在介質(zhì)壓差作用下，向出口端位移為0.5ho=0.18mm，出口端彈簧被壓平。此時(shí)，進(jìn)口端彈簧變形量為0，不產(chǎn)生摩擦力矩。    球體與閥座的摩擦力矩MQZ=MQZ1=1848Nmm，則工作總扭矩MF=MQZ+MFT+MMJ=1848+1140+1252=4240Nmm  

38、60; 彈簧變形量f=0.75ho時(shí)，球體在介質(zhì)壓差作用下，向出口端位移為0.25ho=0.09mm，出口端彈簧被壓平。此時(shí)，進(jìn)口端彈簧變形量為f=0.5ho。彈簧產(chǎn)生的總摩擦力矩為MQZ2=2MQF=1070Nmm。    球體與閥座的摩擦力矩：    MQZ=MQZ1+MQZ2=1848+1070=2918Nmm    則工作總扭矩：    MF=MQZ+MFT+MMJ=2918+1140+1252=5310Nmm

39、0;   彈簧變形量f=ho時(shí)，由于兩端彈簧均剛好被壓平，球體在介質(zhì)壓差作用下不產(chǎn)生位移。球體與閥座的摩擦力矩：    MQZ=MQZ1+MQZ2=1848+1806=3654Nmm    則工作總扭矩：MF=MQZ+MFT+MMJ=3654+1140+1252=6046Nmm    1.2 裝配扭矩    球閥裝配時(shí)，理論上裝配扭矩應(yīng)小于工作扭矩，相應(yīng)的裝配扭矩為：   &#

40、160;（1）球閥處于無(wú)壓狀態(tài)時(shí)，p=0。因此，閥桿臺(tái)肩與止推墊的摩擦力矩MMJ=0。    （2）填料與閥桿的摩擦力矩受填料壓蓋預(yù)緊力作用的影響。設(shè)定預(yù)緊力等于介質(zhì)的作用力，因此，MFT=1140Nmm。    （3）由于裝配時(shí)p=0，MQZ1=0。因此，球體與閥座的摩擦力矩只有彈簧導(dǎo)致的摩擦力矩MQZ2。    球閥裝配時(shí)，若彈簧變形量為f=0.5ho時(shí)，總裝配扭矩：MZ=MQZ+MFT+MMJ=2210Nmm    若彈簧變形量f

41、=0.75ho時(shí)，總裝配扭矩：    MZ=MQZ+MFT+MMJ=2592Nmm    若彈簧變形量f=ho時(shí)，總裝配扭矩：    MZ=MQZ+MFT+MMJ=2946Nmm    2 綜合分析    通過對(duì)球閥裝配扭矩與工作扭矩的計(jì)算，得出以下結(jié)論：    （1）彈簧變形量f=0.75ho時(shí)的裝配扭矩約為2.6Nm，對(duì)應(yīng)的工作扭矩約為5.3Nm。球體在

42、介質(zhì)壓差作用下，向出口端位移約為0.09mm。此時(shí)，球體中心偏離閥桿中心小于0.1mm，處于比較合理的偏差內(nèi)，對(duì)球閥的動(dòng)作性能不造成影響。    同時(shí)彈簧壓縮量75%時(shí)，可保證良好的性能，適應(yīng)長(zhǎng)期存放，可延長(zhǎng)使用壽命。在使用期間，若球閥長(zhǎng)期處于開啟狀態(tài)，兩端彈簧壓縮量仍為75%，可長(zhǎng)期保持彈簧性能；若球閥長(zhǎng)期處于關(guān)閉狀態(tài)，出口端彈簧受介質(zhì)載荷作用，壓縮量達(dá)100%，長(zhǎng)期處于壓平狀態(tài)，會(huì)導(dǎo)致剛度性能逐漸降低。而進(jìn)口端彈簧壓縮量約為50%，可長(zhǎng)期保持性能。    使用狀態(tài)時(shí)，出口端彈簧性能雖然有所降低，但綜合來(lái)看，長(zhǎng)期

43、使用的球閥的球體在進(jìn)口端彈簧的作用下，低壓狀態(tài)仍能保持良好密封。    （2）彈簧變形量f0.75ho時(shí)，球體在介質(zhì)壓差作用下，中心偏離閥桿中心將大于0.1mm，在一定程度上會(huì)影響球閥的動(dòng)作性能。同時(shí)，彈簧的性能降低也將影響球閥的密封性能。    （3）彈簧變形量f=ho時(shí)，裝配扭矩約為2.9Nm，對(duì)應(yīng)的工作扭矩約為6Nm。此時(shí)，彈簧處于壓平狀態(tài)，長(zhǎng)期存放會(huì)導(dǎo)致性能降低，從而影響球閥性能。    分析認(rèn)為，裝配過程控制彈簧的變形量約為f=0.75ho為最佳狀態(tài)。即最佳裝配扭矩約為2.6Nm，對(duì)應(yīng)的最佳工作扭矩約為5.3Nm。    3 控制措施    生產(chǎn)實(shí)際中，加工誤差導(dǎo)致的零件不一致