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安全閥的設計和制造

		點擊數：	更新時間： 2023年07月22日
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第二章 安全閥的設計
自從法國工程師1707年發明第一臺重錘式安全閥以來，現在安全閥結構已有了很大的發展，主要有彈簧直接載荷式、重錘式、靜重式、電磁輔助加載或卸載式、導閥控制式等幾大類。
安全閥是一種自動閥門，不借助任何外力而是利用介質本身的壓力，當壓力超過預定值時，自動排出一定數量的介質，以防止系統內壓力超過額定的安全值，當恢復正常壓力后，閥門再自行關閉，阻止介質繼續流出。所以，安全閥的設計是一個系統性問題，既要考慮安全閥本身的有關因素，又要考慮被保護系統的各種情況對最終的產品的影響。因此，在設計時需要對引起超壓的各種因素進行綜合分析、判斷，只有這樣才能確保安全閥設計的合理、安全和可靠。
系統對安全閥的基本要求是準確開啟、適時全開、穩定排放、及時回座和可靠密封。
安全閥的設計主要考慮結構、材料和性能等方面內容。結構設計包括閥體結構、密封結構、閥座結構、閥瓣結構、背壓平衡結構、緊急提升機構；材料方面主要考慮介質的可燃性、易爆性、有毒性和腐蝕性以及低溫、高溫、高壓對材料的影響；性能設計包括閥座（噴嘴）、閥瓣、導向套、調節圈、彈簧的優化組合，以及被保護系統的各種情況。
（一）設計依據和原則  
一、設計依據
1．設計標準
安全閥相關標準是安全閥設計的基本依據。在表2-1中列出了國內和國外相關的安全閥標準。
表2-1   安全閥的相關標準
序號	標 準 代 號	標 準 名 稱
1	GB/T12241-2005	安全閥 一般要求
2	GB/T12242-2005	壓力釋放裝置 性能試驗規范
3	GB/T12243-2005	彈簧直接載荷式安全閥
4	JB/T9624-1999	電站安全閥 技術條件
5	JB/T6441-1992	壓縮機用安全閥
6	ISO4216-1：1991	安全閥  第一部分  一般要求
7	ISO4216-2：1991	安全閥  第二部分  可控制的壓力泄放系統
8	ASME鍋爐及壓力容器規范Ⅰ	動力鍋爐
9	ASME鍋爐及壓力容器規范Ⅱ	核動力設備
10	ASME鍋爐及壓力容器規范Ⅷ	壓力容器
11	DIN3320	安全閥 安全關閉閥
12	API TRD421	壓力泄放裝置-用于Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ組蒸汽鍋爐的安全閥
13	BS6759 	蒸汽及熱水用安全閥技術規范
14	BS6759第四部分	安全閥及安全閥彈簧
15	JIS B8210-1994	蒸汽及氣體用彈簧安全閥
16	API 520.1-2000	精煉廠泄放裝置尺寸、選用和安裝-設計計算和選用   第一篇 定尺寸和選型
17	API520.2-2003	精煉廠泄放裝置尺寸、選用和安裝-設計計算和選用   第二篇 安裝
18	API521-1997	泄壓和降壓系統指南
18	API 526-2002	鋼制法蘭端泄壓閥
19	API 527-1991	泄壓閥的閥座密封度
20	API 576-2000	泄壓裝置的檢查

2．動作性能指標
(1)用于氣體介質安全閥見表2-2
             表2-2 用于氣體介質安全閥動作性能指標               Mpa
標準
項目	GB/T12243
	ISO4126	ASME標準第Ⅷ卷壓力容器 	JIS B8210
排放壓力pd	≤1.10ps	≤1.10ps	≤1.10ps	≤1.10ps
啟閉壓差
Δpb1	ps	△pb1
（不可調）	△pb1 (可調)	△pb1（不可調）		ps	△pb1
	0.2	≤0.03	（2.5%～7%）ps(d0≤15mm時△pb1≤15% ps
ps﹤0.3時
△pb1≤0.03)	≤15% ps		≤0.2	≤0.03
	﹥0.2	≤15% ps				﹥0.2	≤15% ps
整定壓力的允許偏差δps

ps	δps	ps	δps	ps	δps	ps	δps
	﹤0.5	±0.015	﹤0.5	±0.015	≤70%ps	±2%ps	≤0.1	≤0.02
							≤0.2	≤0.025
	≥0.5	±3%ps	≥0.5	±3%ps	﹥70%ps	±3%ps	≤0.3	≤0.03
							﹥0.3	≤15%ps
注：ps-整定壓力；p-工作壓力；do-流道直徑

(2) 用于蒸汽介質安全閥見表2-3
               
  表2-3 用于蒸汽介質安全閥動作性能指標               Mpa
標準
項目	GB/T12243
	ASME標準第Ⅰ卷動力鍋爐	JIS B8210
排放壓力pd	≤1.03ps	≤1.03ps	ps≤0.1時： pd≤ ps+0.02
ps ﹥0.1時： pd≤1.03ps
啟閉壓差
Δpb1	ps
	△pb1	4%ps且≥2po(直流蒸汽發生器及高溫熱水鍋爐安全閥△pb1≤10% ps)	ps≤0.1時：Δpb1≤0.02
0.1＜ps≤0.2時：Δpb1≤0.025
0.2＜ps≤0.4時：Δpb1≤0.03
0.4＜ps≤0.7時：Δpb1≤ 0.04
0.1＜ps≤1.1時：Δpb1≤0.05
ps﹥1.1時：Δpb1≤4% ps
		蒸汽動力鍋爐用安全閥	直流鍋爐、再熱器等用安全閥		
	≤0.4	≤0.03	≤0.04		直流鍋爐、再熱器等用安全閥 ps≤0.1時：Δpb1≤0.02
0. 1＜ps≤0.2時：Δpb1≤0.025
0.2＜ps≤0.3時：Δpb1≤0.03
 ps﹥0.3時：Δpb1≤10% ps
	＞0.4	≤7% ps
(≤4% ps) ﹡	≤10% ps		
整定壓力的允許偏差δps

ps≤0.5時：     ±0.015
0.5≤ps≤2.3時：≤±3% ps
2.3＜ps≤7.0時：≤±0.07
ps﹥7.0時：    ≤1% ps	ps≤70psi時：
±2psi
70＜ps≤300psi時：≤±3% ps
300≤ps≤1000psi時：≤±10 psi
ps﹥1000psi時：≤±1% ps	ps≤0.7時：±2psi
0.7≤ps＜2.3時：≤±3% ps
2.3≤ps＜7.0時：≤±0.07
ps≥7.0時：≤±1% ps

注：ps-整定壓力；p-工作壓力；do-流道直徑；
﹡供需雙方可協商采用本表中括號內的數值
(3)用于液體介質安全閥見表2-4
                 表2-4用于液體介質安全閥動作性能指標               Mpa
     標   準
項  目       	GB/T12243
	ISO4126	API RP 520
排放壓力pd	≤1.20 ps		≤1.25 ps
啟閉壓差
Δpb1	ps≤0.3時：Δpb1≤0.06
ps﹥0.3時：Δpb1≤20% ps	ps＜0.3時：Δpb1≤0.06 ps ps≥0.3時：Δpb1≤20% ps	≤10% ps
整定壓力
允許偏差δps	ps＜0.5時：±0.015
ps≥0.5時：±3% ps	ps＜0.5時：±0.015
ps≥0.5時：±3% ps
	
3．密封性能指標
 (1)用于氣體介質安全閥見表2-5

表2-5用于氣體介質安全閥動作性能指標                  Mpa
     標   準
項  目       	GB/T12243
	API 527	JIS B8210
密封試驗壓力
pt	ps≤0.3時：pt＝ps －0.03
ps﹥0.3時：pt＝0.9ps	ps≤0.345時：pt＝ps －0.035
ps﹥0.345 時：pt＝0.9ps	取0.9 ps或回座壓力二者中較小值

最大允許泄漏率
氣泡數/min

do≤7.8mm  Ps≤6.9時：
40
do﹥7.8mm  Ps≤6.9時：
20
do≤7.8mm  Ps＞6.9～10.3時：60
do﹥7.8mm  Ps＞6.9～10.3時：30
d0≤7.8mm Ps＞ 10.3～13.0時：80
do﹥7.8mm Ps＞10.3～13.0時：40
d0≤7.8mm Ps＞13.0～17.2時：100
do﹥7.8mm Ps＞13.0～17.2時：50
d0≤7.8mm Ps＞17.2～20.7時：100
do﹥7.8mm Ps＞17.2～20.7時：60
d0≤7.8mm Ps＞20.7～27.6時：100
do﹥7.8mm Ps＞20.7～27.6時：80
d0≤7.8mm Ps＞27.6～38.5時：100
do﹥7.8mm Ps＞27.6～38.5時：100
d0≤7.8mm Ps＞38.5～41.4時：100
do﹥7.8mm Ps＞38.5～41.4時：100	Ao≤0.307in2 Ps≤6.9時：
40
Ao﹥0.307in2  Ps≤6.9時：20
Ao≤0.307in2  Ps＞6.9～10.3時：60
Ao﹥0.307in2  Ps＞6.9～10.3時：30
Ao≤0.307in2Ps＞ 10.3～13.0時：80
Ao﹥0.307in2 Ps＞10.3～13.0時：40
Ao≤0.307in2 Ps＞13.0～17.2時：100
Ao﹥0.307in2 Ps＞13.0～17.2時：50
Ao≤0.307in2 Ps＞17.2～20.7時：100
Ao﹥0.307in2 Ps＞17.2～20.7時：60
Ao≤0.307in2 Ps＞20.7～27.6時：100
Ao﹥0.307in2 Ps＞20.7～27.6時：80
Ao≤0.307in2 Ps＞27.6～38.5時：100
Ao﹥0.307in2 Ps＞27.6～38.5時：100
Ao≤0.307in2 Ps＞38.5～41.4時：100
Ao﹥0.307in2 Ps＞38.5～41.4時：100

20
 (2)用于蒸汽介質安全閥
GB/T12243標準中規定蒸汽用安全閥的密封試驗壓力，當整定壓力小于等于0.3Mpa時，比整定壓力低0.03；當整定壓力大于0.3Mpa時，為90%整定壓力或回座壓力（取較小值）。試驗介質為飽和蒸汽，如未發現泄漏現象，則認為合格。
（3）用于水或其他液體介質安全閥
GB/T12243標準中規定水或其他液體用安全閥的密封試驗壓力，當整定壓力小于等于0.3Mpa時，比整定壓力低0.03；當整定壓力大于0.3Mpa時，為90%整定壓力。試驗介質為水，最大允許泄漏率, 當DN小于25mm時，最大允許泄漏率小于等于10cm3/h；當DN大于等于25mm時，最大允許泄漏率小于等于10×（DN/25）cm3/h
二、設計原則
1． 基本原則
（1） 設計的產品必須滿足用戶實際使用的所有要求。
（2） 保證實際使用的前提下，所設計的產品應是最經濟的（如選型、用材等方面）。
（3） 如何使安全閥的綜合性能達到標準是設計人員的首先原則。
（4） 盡可能多地對設計產品作型式試驗，以獲取性能參數作為設計依據。
（5） 正確設計彈簧的剛度，以便內部零件結構的匹配更合理，設計的產品便于裝拆和維修。
（6） 有較長的使用壽命（包括維修后的壽命）。
由于安全閥使用的介質繁多，總體可歸納為三種狀態，即蒸汽、氣態和液體。（臨界狀態是一種特例）有時，設計人員借助于冷態試驗的手段，對安全閥所得出合格的性能數據，但用于重油（瀝清）等介質性能又不一定理想，設計人員又不可能在各種介質的工況條件下作性能試驗，這就使得安全閥的設計不能照搬哪種成熟產品模式，而是要根據不同介質的實際使用狀況，設計出彈簧剛度適當，內件結構合理的產品，當然，安全閥設計原則最終是要讓用戶得到滿意的產品。但設計好產品的捷徑，主要還是來自現場實踐經驗的積累。
2．結構設計原則
（1）閥體
安全閥是通過閥體使零件相互連接成為一個完整的產品。安全閥通過閥體的法蘭或螺紋管接頭或焊接連接在系統上的。閥體承受著被保護系統的壓力作用，所以閥體應有足夠的強度和密封性，不允許出現變形或泄漏。閥體應按有關標準進行強度試驗。
1) 閥體材料的選擇通常按溫度、壓力和介質的腐蝕性來定。低溫選用奧氏體不銹鋼、低溫合金；工作溫度小于等于200℃且公稱壓力小于等于1.0MPa選用灰鑄鐵，工作溫度小于等于300℃且公稱壓力小于等于2.5MPa選用可鍛鑄鐵，工作溫度小于等于350℃且公稱壓力小于等于4.0MPa選用球墨鑄鐵，工作溫度小于等于250℃、公稱壓力小于等于2.5Mpa的水、海水、氧氣、空氣、油類等介質選用銅合金；工作溫度小于等于425℃選用碳鋼，工作溫度大于425℃選用CrMo、CrMoV鋼；腐蝕性強的選用奧氏體不銹鋼、鎳基合金、低合金鋼等；由于閥體形腔復雜通常采用鑄件，小口徑安全閥采用鍛件，大口徑安全閥采用焊接結構。
2) 安全閥排放時，介質通過閥體泄放至安全的地方，所以要求通道部分的尺寸和形狀應保證其流體阻力最小。
3) 閥體的進口和出口支管承受著安全閥和排放管道的重量以及安全閥排放時的反作用力，閥體應有足夠的強度和剛度。
4) 為了提高排放能力，閥座通道截面積不因有導向筋的存在而縮小介質流動暢通，不僅在閥座通道中，在閥瓣打開的環狀間隙處沒有渦流現象。閥體和出口支管的通道截面積為2.5d0。由于排放能力高，安全閥的閥座通道截面積較小，使安全閥易于密封。
（2）閥座
閥座設計成可拆卸的結構形式，閥座通道設計成拉法爾噴嘴的光滑低阻力形狀。噴嘴式安全閥能在長期使用中保持高度密封，減少閥座和閥瓣密封面的機械變形、熱變形和侵蝕。閥座的熱變形是介質對于非對稱閥體的作用引起的，而閥座的機械變形則可能在把閥體緊固在容器上發生。采用可拆卸結構，則閥體的變形一般不易造成閥座的變形，而閥座的變形是導致安全閥泄漏的主要原因。
安全閥的主要受壓元件是閥座，所以在設計時應進行強度校核，在結構上應設計成圓滑過渡，閥座一般不宜采用鑄件，應采用棒料和鍛件加工，并需進行強度試驗。
(3)閥瓣
閥瓣是和閥座一起組成密封面，其密封面一側要直接承受介質的壓力、溫度等，它的結構設計合理與否，直接影響到安全閥的密封性能。
閥瓣的結構設計是根據安全閥要達到的密封性能指標、密封面寬度和密封比壓、受彈簧預緊力的大小、所使用的介質特性等諸多因素來考慮的。
閥瓣的材料選用和閥座相比，應相同或更好一點，對美標安全閥來說，采用較多的是420、304和316L，當然，在所有腐蝕性強的地方，還應選用更好的，如蒙乃爾、哈氏合金、鈦合金等其它材料。
（4） 閥桿
安全閥彈簧的作用力是通過閥桿傳遞給閥瓣，形成初始密封。當安全閥動作時，閥桿沿著彈簧上下面的彈簧座移動，因此閥桿的作用很重要。
1) 閥桿力不是通過鋼球傳遞給閥瓣時，閥桿的端部應做成求面，球面半徑按施加于閥桿的作用力來選取。當作用力小于6000N時，r=1.5mm就夠了；作用力達18000N時，r=4mm。球面半徑也可按安全閥口徑來選取，即r=（0.05~0.08）d0。
2)加于閥桿的載荷超過1000N時，閥桿端部用2Cr13鋼制造，其硬度經熱處理后達40~43HRC。或在端部堆焊硬質合金，硬度不低于45~48HRC。
（5） 彈簧
彈簧是重要的零件之一，彈簧式安全閥的性能受彈簧的控制，彈簧的設計成功與否決定了安全閥的最終性能是否達到設計要求和使用要求。彈簧在安全閥里的工作原理比較簡單，它通過彈簧座把作用力傳遞給閥桿，閥桿再把彈簧力傳遞到閥瓣上。
1) 為了保證彈簧力能平穩地傳遞到閥瓣上，在設計制造安全閥彈簧時，應將彈簧的端部磨平，支撐面至少大于3/4圈。并且應滿足平行度和垂直度的要求。
2) 制造安全閥的彈簧材料主要采用60Si2Mn、50CrVA。在低溫－269~10℃情況下，應選用含鎳、鉻、鉬的不銹鋼（ANSI304、316、321、1Cr18Ni9Ti等）；溫度達到538℃時應采用含鎢的低合金鋼(W18Cr4V、30W4CrVA等)。
系統的高溫作用使彈簧的機械性能降低，彈簧力減小，導致安全閥提前起跳。為了避免這種后果，在設計安全閥時，設計一個隔熱裝置，采用隔熱器或冷卻裝置把彈簧同排放的介質隔離開或導入冷卻介質降低安裝彈簧部位的溫度。
3) 為了防止彈簧松馳，在計算時取較低的許用應力值，制造時進行強化處理。
4) 石油化學工業中應十分注意彈簧的抗腐蝕保護，在同某些介質接觸時會使彈簧圓鋼變細和出現內部裂紋、應力腐蝕等現象。為了防腐蝕，彈簧應采用合金鋼制造，并采用包保護層、鍍鎳、滲鋁等方法，在結構上利用橡膠彈性隔膜或金屬波紋管使彈簧同腐蝕性介質隔離，或在彈簧表面噴涂聚四氟乙烯的方法保護彈簧。
（6） 調節圈
調節圈是全啟式安全閥的重要部件之一，調節圈分上調節圈和下調節圈，有的廠商生產的安全閥甚至有二個以上的調節圈。利用調節圈對排放壓力、回座壓力進行調整，這個調整由制造廠商根據需要來確定，用戶在使用過程中不得隨意調整調節圈的位置，它決定著安全閥的動作性能。
通常下調節圈安裝在閥座的上部，上調節圈安裝在閥瓣的導向套上。閥座調節圈（下調節圈，也稱助跳環）用來改變閥瓣與調節圈之間通道的大小，從而改變當閥門初始開啟時壓力在閥瓣與調節圈之間腔室內積聚程度的大小。當升高閥座調節圈時，壓力積聚的程度增大，從而使閥門比例開啟的階段減小而較快地達到突然地急速開啟。因此，升高閥座調節圈位置能使安全閥全開啟壓力（排放壓力）降低，同時關閉壓力（回座壓力）也降低。反之，當降低調節圈位置時，排放壓力升高，同時回座壓力也增高。
上調節圈用來改變流動介質在閥瓣下側反射后折轉的角度，從而改變流體作用力的大小，以此來調節回座壓力。升高上調節圈時，折轉角減小，流體作用力隨之減小，從而使回座壓力增高。反之，當降低上調節圈時，回座壓力降低。當然，上調節圈在改變回座壓力的同時，也影響排放壓力，即升高上調節圈時使排放壓力有所增高，降低上調節圈使排放壓力有所降低。但其影響程度不象對回座壓力那樣明顯。上調節圈的位置通過閥體上部的螺孔來調節，螺孔用螺栓封住，螺塞具有伸出的端頭，使調節圈固定以防轉動。
（7） 波紋管和活塞
背壓力對安全閥的排放能力、開啟壓力有相當大影響，為了保證安全閥能安全可靠地運行于背壓力超過開啟壓力10%的工況，在設計安全閥時，應該考慮背壓的影響，在安全閥上加設一個能平衡背壓影響的裝置。平衡背壓的機構常用的有波紋管式和活塞式兩種，另外還有通過導向閥來平衡背壓。
（8） 提升裝置
利用扳手強制開啟裝置，可以使閥桿連同閥瓣一起稍微提起，使安全閥開啟。按照有關標準的規定，安全閥必須作定期的開啟檢查，因工藝流程的原因而不允許的例外。對于后面這些場合，安全閥不帶強制開啟裝置。
強制開啟裝置用來防止可能發生的閥瓣同閥座的焦結、凍結和粘著。強制開啟裝置不應在安全閥動作時對閥瓣的運動造成阻力。

第二節安全閥關閉件的結構
安全閥是鍋爐、壓力容器和壓力管道等承壓設備必備的安全裝置，早期的安全閥是杠桿式或靜重式安全閥，曾在低壓和小容量鍋爐上廣泛應用。其缺點是笨重、占地面積大、性能差，后來出現了彈簧式安全閥，其結構簡單、適用范圍廣、性能可靠。

圖2-1是最常用的彈簧式安全閥典型結構圖。

一、關閉件結構
在彈簧式安全閥中影響動作性能、排放能力的部件主要是彈簧、閥座和閥瓣。在安全閥發展過程中，改進的主要部件就是閥座和閥瓣的結構，彈簧的制造工藝和材料的改進以保證彈簧在超低溫或高溫的工況下的穩定性。早期的安全閥主要是利用氣體的沖擊作用原理，關閉件結構簡圖，它主要用于液體　和氣體工作介質，作為排量不大的泄放閥。
 
圖2-2安全閥關閉件的結構
為了提升安全閥的排放能力，全啟式安全閥結構的發展是按兩條途徑進行的。
（1）增加受介質沖擊作用的閥瓣的有效面積，使之迅速開啟。
通過加大閥瓣直徑或在閥桿上裝設獨立的反沖盤作用，使安全閥開啟時受介質流束沖擊作用的面積增加了，達到閥門全開啟。
圖2-2表示為了增大開啟高度而顯著加大了閥瓣的安全閥結構；圖2-2所示的反沖盤結構是活動的，可以調節它在閥桿上的位置。結構改變使得流束能充分發揮作用，缺點是為使安全閥關閉，需要大大降低系統中的壓力，使彈簧力能夠克服作用在閥瓣反沖盤面積上增大了的介質作用力，也意味著被保護系統中介質的大量損失。
（2）提高安全閥開啟高度的第二種方法是利用流束對于閥瓣或反沖盤的反沖作用。
圖2-2d表示利用力原理的關閉結構，從閥座中噴出的流束借助于閥瓣導向襯套或調節閥轉向與閥瓣開啟相反的方向，同時沿開啟方向產生反沖力。角度不同則反沖力不同，而利用調節圈可以改變氣體轉向的角度。在用于氣體和蒸汽的兩段作用全啟式安全閥中就利用了這個原理。
兩段作用的彈簧全啟式安全閥，在結構設計時，充分地利用了膨脹氣流的反沖作用力，從圖2-1中可以看出其結構的變化。這種安全閥帶有噴嘴型的閥座、閥座和瓣上都設置了調節圈、同閥座分開的閥體和比進口尺寸大的出口支管。為了達到高的開啟高度，既利用了增加介質沖擊作用面積的原理，又利用了噴出流束的反沖作用原理。在開啟高度下，所通過的介質排量是由閥座通道截面積改變決定，而不是由閥瓣打開的環狀間隙截面積決定的。
為達到理想的效果，全啟式安全閥的閥座和閥瓣組合件的設計采用了各種結構型式，下面分別說明各種結構的應用組合。
 圖2-3常用的閥座和閥瓣關閉的各種結構式示意圖。
 
а－閥座上有調節圈和閥瓣上都有調節圈；c－ 閥座上有調節圈，閥瓣外有固定的襯套，襯套具有在閥瓣開啟一段后形成轉向槽的凸邊d-閥座上有一個調節圈，閥瓣上有兩個調節圈；e—閥瓣四周錐形罩；f－閥座和閥瓣上都有調節圈，閥瓣上開有小孔。
這些小孔在閥瓣行程上是敞開的
圖2-3全啟式安全閥的閥座、閥瓣結構型式示意圖
圖2-3是常用的一種結構，閥瓣設計成反沖盤，而閥座則設計成拉法爾噴管的流道形狀，為調整開啟壓力和排放壓力，在閥座上設置了一個調節圈。采用這種結構可以大致調整回座壓力和排放壓力。其結構簡單，制造成本低。
圖2-3是雙調節圈結構，上調節圈用來調節全開啟壓力（排放壓力），下調節圈用來調節回座壓力。可以比較精確調整回座壓力和排放壓力，適用于對超過壓力較小的工況，這種安全閥調試過程比較復雜，制造成本也相對提高。
圖2-3所示的結構是閥座上設置有調節圈，閥瓣沒有調節圈和反沖盤，是利用導向套和開啟的閥瓣形成一個反沖盤，這種結構也可獲得較小的啟閉壓差。
圖2-3所示的帶有三個調節圈的兩段作用全啟式安全閥的關閉件結構，可以更精確地調節安全閥的動作，以使安全閥在開啟過程中的壓力升高更小。下調節圈在安全閥開始開啟時把流速反射到閥瓣上，幫助閥瓣開啟；在安全閥進一步升高時，上調節圈的凸邊形成轉向槽，從而提供保證迅速升高所必需的反沖力。在一個上調節圈上，沿圓周方向開了一系列的小孔。另一個上調節圈就包圍在這些孔上。當閥瓣在一定開啟高度時，經由這些小孔泄放介質，從而保證更精確地調節安全閥的動作。在另一種結構設計中，類似的泄放孔在閥瓣行程的某一段內是敞開著的，如圖2-3所示。
圖2-3所示的結構比較特殊，沒有采用調節圈，而把閥瓣設計成一個錐形的反沖罩，其間壓力和排放壓力都是不可調的，這種結構不太常用。
圖2-4所示的現代全啟式安全閥具有用以開啟和關閉的兩個調節圈1和2。噴嘴形閥座3保證在閥座最小通道截面內氣體的高速度高流速。兩個調節圈彼此形成狹窄的間隙，把從閥瓣下噴出的氣體引向下方；同時，流速的反作用力作用在閥瓣上，從面增大了安全閥的開啟高度。在這種結構中有效地實現了閥座、閥體和容器法蘭的連接，因為在這種情況下既達到了閥座、閥體和容器法蘭的連接，因為在這安全閥還帶有用來強制開啟進行清理吹扣的扳手。

圖2-4全啟式安全閥
圖2-5是美國某公司生產的全啟式安全閥。主要用在動力設備和石油、化學及其他工業部門的容器上。由于流速的反作用力，閥門開啟時所需容器壓力的升高是不多的。矩形截面的強力彈簧保證了安全閥能及時而迅速地關閉。在圖2-5中可以看出，其閥瓣由閥瓣座和用耐腐蝕的硬質材料制成的特殊的閥瓣頭組成。閥瓣頭與閥瓣座為非剛性連接，能自行定位。不受閥瓣座同閥痤之間可能發生的偏斜的影響，從而改善安全閥的密封性。閥桿同閥瓣通過鋼球或者借助于球面相連接，從而保證閥桿的對中，這種結構也便于修理。
圖2-6的安全閥結構中，閥座做成與閥體分離的噴嘴形式。因為閥體的變形不傳遞給閥座，所以閥座不受變形的影響。閥體與噴嘴之間的螺紋間隙的選擇應使噴嘴能夠自由膨脹而不受閥體變形的影響。對于在高溫高壓下使用的安全閥，采用“熱閥瓣”并將其嵌入到閥瓣座中。噴嘴和“熱閥瓣”尺寸和材料應選配得當，熱膨脹相同，不發生相對位移。
閥瓣的導向套與閥體的連接是非剛性的，并且不接觸熱的或臟的介質，從而使安全閥容易開啟和回座。閥桿和閥瓣之間通過淬火鋼球來連接。能保證閥桿不受彈簧偏斜的影響而自動對準中心，并且能防止閥瓣被卡住。
安全閥的彈簧配置在閥體外面，不與工作介質接觸，避免了彈簧受熱松弛而引起閥門提前排放。為了保護彈簧免受腐蝕，表面予以鍍鉻。
為了減少侵蝕作用，閥座和閥瓣的外形也作了改進，保證流速方向平行于閥座面。在安全閥中采取了把閥瓣中央做成凸起，在閥座出口截面的內表面處做成傾角等措施。
用于高溫條件時，閥門采取使彈簧不致受熱的隔熱措施，帶有閥桿定心裝置，以保證閥瓣可以無阻礙地沿導向套內孔運動。
2．關閉件結構設計
（1）反沖機構設計
閥瓣開啟高度為h≥.04do的全啟式安全閥被作為基本形式。為了保證全開啟高度，利用了從閥瓣反沖盤噴出的膨脹氣流的反沖作用力。為此，在閥瓣反沖盤上預制了深度為⊿的轉向凸邊。當閥瓣全開啟時，由導向套形成的附加凸邊使得轉向凸邊的總深度增加到δ。轉向凸邊把流速折轉到與開啟方向相反的方向（見圖2-7）。

圖2-5　　（美國某公司的）全啟式安全閥
 
1－熱閥瓣；2－閥桿；3－套盤；4－圓盤；5－腔室；6－調節圈
圖2-6熱閥瓣的全啟式安全閥
 
a－閥門開啟到高度h=0.3do,δ=0.1 do,△=0.2 do,
b－閥門開啟到高度h=0.4do,δ=h-δ1=0.3 do
圖2-7全啟式安全閥的流道示意圖
圖2-7表示了轉向凸邊的存在是怎樣影響從閥瓣反沖盤下噴出的流速的形狀的。圖2-7表示只有閥瓣反沖盤轉向凸邊對氣流起作用時的流速方向。而從圖2-7中可以看出，在一定的開啟高度下，當固定導向套形成的附加轉向凸邊開始起作用時，流速發生了更大的偏轉。同時，作用在開啟方向向上的反沖力增大。
為了保證安全閥在標準允許的壓力升高和降低范圍內開啟與關閉，上述閥門結構中取閥瓣反沖盤轉向凸邊的深度為△＝0.2 do。設計固定導向套時，應使其下端面離開閥座密封面的高度δ1=0.1 do。這時δ=h-δ1。其他反沖盤的設計也可參考這個進行，在設計完成后還應該通過試驗進行驗證并修改。
（2）閥座、閥瓣和導向套的設計
閥座最好設計成與閥體分開的噴嘴型結構，由于閥瓣開啟高度較大，介質出口亦較寬敞，這種結構的排量系數可達0.80-0.95。
閥門密封面做成平面的，以便于加工和修理。當壓力為20.0MPa以下時，采用“金屬－非金屬”密封的關閉件以便保證密封。壓力更高時則采用“金屬－金屬”密封。若溫度超過230℃，也應采用“金屬－金屬”的密封。
閥瓣的最重要的部位，是密封面和閥瓣運動導向的側表面。在杠桿重錘式安全閥和微啟式安全閥中，閥瓣通常具有沿閥座內孔滑動的下導向筋。這種結構的缺點：1）閥座流通截面小。2）閥瓣和閥座的導向滑動表面同工作介質接觸，會發生腐蝕和污染，可能導致閥瓣被卡住。所以，目前對于全啟式安全閥規定僅采用閥瓣上部導向。當安全閥動作時，閥瓣沿著圓柱形導向套運動。導向套工作表面的高度取為（1～1.5）d。
閥瓣和導向套之間的徑向間隙對安全閥的動作有很大影響。間隙小時，由于閥瓣受熱和氧化皮屑粒將間隙阻塞等原因，會造成閥瓣回座時不密封。為了防止閥瓣在導向套中被卡住，就必須按工作溫度的不同，在閥瓣和導向套之間確保一定的間隙。表2-6中提供了閥瓣與導向套之間配合間隙的推薦值。
對于蒸汽鍋爐用安全閥，建議按閥瓣直徑的不同采用更大的徑向間隙。表2-7給出了閥瓣與導向套的徑向間隙。
　　　　　　　　　　2-6閥瓣與導向套的配合公差
介質溫度 ℃	零 件	材料和硬度	公稱尺寸徑DN（mm）
			50	80	100	150
			導向部分的間隙（mm）
≤550	閥 瓣	2Cr13、
330-370HB	         
0.50
	    
0.55

0.60
   	0.70

導向套	2Cr13
400-420HB				
≤600	閥 瓣	4Cr14Ni14W2MO
1Cr18Ni9T	
0.65

0.80

1.10

1.40

導向套	4Cr14Ni14W2MO
氮化處理

表2-7閥瓣和導向套的徑向間隙
閥瓣外徑 (mm)	介質溫度 ℃
	≤300	>300
	間隙 (mm)
<40	0.35	0.45
40～60	0.50	0.60
60～80	0.55	0.65
80～100	0.70	0.80
100～120	0.90	1.00
120～140	1.10	1.20
140～160	1.30	1.40

第三節      安全閥密封

一、安全閥密封結構
1.密封結構分類
為了提高安全閥的密封性能，各制造廠商依據使用情況設計了很多的密封面結構，其分類如下：
（1）	按結構型式分，如圖2-8所示，基本上可分為9種型式：
 
a、	h－平面密封；b、d－錐形密封；c－球形密封；
f、g－刀形密封；e、i－帶彈性密封面的密封
圖2-8密封面型式
1）平面密封（見圖2-8a、h)
　　目前應用最廣泛的是“金屬對金屬”平面密封。平面密封在制造修理時比較簡便，它不象錐形密封那樣要求閥瓣對閥座具有高度的同軸度。
2）錐形密封（見圖2-8b、d）
錐形密封用于壓力較高的場合，因為制造精密并堆焊硬質合金情況下，能保證閥門開啟的靈敏度高和動作穩定。
通常在壓力低于10.0MPa的蒸汽鍋爐上，采用平面密封是可靠的。壓力在10.0-16.0MPa的鍋爐用安全閥，則主要采用錐形密封。
3）球形密封（見圖2-8c）
球形密封也適用于高壓力的場合，性能類似于錐形密封，是錐形密封的一種。
4）刀形密封（見圖2-8f、g)
刀形密封結構與平面密封類似，通常是刀形側為金屬，另一側密封面為非金屬的嵌入件，由于材料較軟，易于形成可靠的密封，加工也遠比金屬對金屬的要求低。
5）帶彈性密封面的密封（見圖2-8e、i)
帶彈性密封面的密封結構用于系統內溫度與排放側溫度相差較大時，溫度的差異，閥座和閥瓣有可能發生熱變形，導致密封失效。而彈性密封結構則能補償熱變形，達到有效的密封。
（2）按閥瓣－閥座密封副采用的材料組合分：
1）金屬對金屬，其中包括堆焊的硬質合金（見圖2-8a、~e）;
2)　金屬對非金屬（見圖2-8f~l）;
3） 非金屬對非金屬。
2.　密封面結構設計原則
（1）安全閥的密封性在很大程度上決定于本身結構的密封壓以及制造和裝配的精度。小口徑閥門密封較為困難，要求十分精確地裝配，否則就達不到密封。此外，就靈敏度條件來說同樣也是不利的。安全閥口徑愈大，克服閥瓣開啟時的磨擦所需要的力對壓緊閥瓣的力之比就愈小。
由于閥體的出口其結構是不對稱的，在受到閥瓣下方的介質加熱時容易發生熱變形。閥體緊固在壓力容器上時容易引起機械變形。當閥座同閥體做成一體時，這兩項變形直接傳遞給閥座密封面，引起密封面的變形。為了避免閥體變形，鑄件應進行時效處理。同時還應進行清理屑粒，以防止密封面損壞。
（2）具有可拆卸的噴嘴形閥座的安全閥結構能防止閥體的變形傳給閥座，噴嘴的形狀為截頭圓錐體，因此強度很高。噴嘴的結構又是對稱的，它可以膨脹面不致引起密封面的變形。
（3）在關閉件上嵌入某種適宜于密封的材料時，為了避免密封面上形成溝槽致損環，使用較硬材料密封面的寬度時，應大于較軟材料的密封面寬度。
（4）對于平面形式的密封結構，密封面寬度應做得盡可能小，以保證要求的密封程度。實際上密封面不是完全平的。它們不是在整個表面上，只是在一定的接觸帶上互相吻合。同密封力分布在整個密封面寬度上的情形相比較，接觸帶上的比壓要大得多。由于接觸帶的位置不同，同樣的重錘或彈簧外力作用之下，安全閥卻可能在不同的壓力下開啟。
寬的密封面比起窄的密封面來，開啟壓力對于計算值的偏差可能更大。盡量不應采用寬密封面，因為這樣的安全閥開啟時壓力可能大大地超過計算值。
（5）為了避免閥桿偏心地壓在閥瓣上，閥桿與閥瓣間的連接應當經一個淬火鋼球或將閥桿端部加工成球形并淬火處理來實現，閥瓣與閥桿接觸的端部應具有淬火鋼制的碗形襯墊。這種結構保證了閥桿較好地對準中心而不受彈簧偏斜的影響，同時防止了運動零件之間互相卡阻。
（6）設計安全閥時，應盡可能地使閥瓣承受彈簧力的著力點低于密封面，這樣不至于產生影響密封的側向力矩，否則彈簧力在密封面四周的分布可能不均勻。于是在比壓較小的部位密封性可能遭致破壞。
（7）閥瓣導向部分的長度應不小于直徑的80%，否則在開啟和關閉時可能發生偏斜和卡住，致使安全閥關閉時可能不密封。為了避免閥瓣導向套中卡住，可對閥瓣導向套的表面進行振動滾壓，在導向表面上造成微觀起伏，以便儲存潤滑劑。
（8）帶有噴嘴形閥座的全啟式安全閥，在閥瓣打開的間隙處的流動是平行于密封面的，其速度低于臨界速度。在這樣的條件下，密封面的侵蝕將小于微啟式安全閥。
（9）帶彈性密封面的密封結構用于閥座和閥瓣有可能發生熱變形的場合。當高溫介質流過閥門溫度降低很多，即介質具有焦耳湯普森應時，就會發生這種熱變形現象。例如，在氮氣和水蒸汽中進行的試驗表明：同一個閥門對于氮氣能夠滿意地密封，但對于蒸汽即完全不能保證密封，造成大的泄漏。其原因是：被節流的水蒸汽使密封面冷卻，在密封面材料中造成溫度梯度，從而引起了密封面的翹曲。節流時的冷卻程度取決于介質的種類及其初始參數。例如，對于飽和蒸汽，工作壓力為17.0MPa時溫度可能降低230℃，工作壓力為8.5MPa時溫度可能降低150℃。這將導致密封面的翹曲和侵蝕。
高壓和高溫介質的情況下，達到密封更加困難。為了達到密封的目的，應該選擇堆焊熱膨脹系數較小的材料。為了克服在蒸汽中工作時密封面的熱變形，采用了如圖2-8e所示的所謂“熱閥瓣”的密封型式。在這種密封型式中彈性密封面結構較薄，受熱均勻，故而熱變形亦較均勻。
（10）安全閥的制造工藝必須保證閥座和閥瓣之間嚴格同軸以及密封面之間嚴格平行。
3．新型密封結構
（1）帶金屬支承和彈性密封圈的密封結構
為保證開啟壓力準確，應盡可能減小密封面寬度，即密封面寬度越窄越好，但從承受彈簧的擠壓力來看，密封面又應當做得寬一些，即越寬越好。兼顧兩個方面的要求。有了新的結構形式。
帶有刀形金屬密封面和彈性密封墊的安全閥只需要很小密封而比壓，只要求被保護系統中的壓力超過工作壓力很小的值。在這種情況下也保證了開啟壓力的高度準確。
但是，刀形密封面應是抗侵蝕和耐腐蝕的。如圖2-9這種形式的密封結構，是最近才在安全閥中使用的，閥座1具有刀形密封圈2，閥瓣3帶有嵌入溝槽5并用墊圈6壓緊的非金屬密封圈4，壓緊的墊圈使非金屬圈產生變形。非金屬圈上方的溝槽部分由孔道7同高壓腔連通。
 
1—閥座；2—刀形密封圈；3—閥瓣；4—非金屬密封圈；5—溝槽；
6—墊圈；7—孔道；8—二個金屬平面之間；9—墊片
圖2-9 帶金屬支承和彈性密封圈的密封結構
由于介質壓力作用在圈上，從而建立起可靠的密封。孔道還用來在系統卸壓時從嵌圈空間排除介質。閥瓣和閥座之間具有約0.3mm的間隙，間隙的大小可通過墊片9來調節。在這種關閉件中，密封建立在閥座凸起的密封圈與彈性圈之間，其次，在彈性圈變形之后，在閥座和閥瓣的金屬平面8之間也建立起密封。這種結構的關閉件可以防止當安全閥中無壓力時由于外力而使彈性密封圈遭致損壞。
帶有彈性圈的密封結構用來提高密封性，消除振動，可用在寒冷和冰凍的條件下,可用在含有堅硬屑粒的介質中,也可用在難于保持關閉件密封的情況下,并根據彈性圈的材料不同分別可達100～230℃。
（2）撓性閥瓣密封結構
這種密封結構有一撓性閥瓣（見圖2-10），閥瓣同閥座的接觸面寬度隨著閥前壓力的減小而增大。
 
圖2-10   撓性閥瓣的密封結構
在沒有介質壓力時，由于閥瓣的撓性，接觸面積增大，能夠避免過大的接觸應力；而在開啟壓力下，接觸面積減小，從而保證了開啟的穩定性，閥座和閥瓣采用含18%鉻的特種鋼或特種銅制造。
這種結構的一個最大優點是能對溫度造成的閥瓣變形進行有效的補償，可用于高溫或超低溫的工況。
二、密封比壓計算
1．密封比壓的概念
為了兩個平面之間可靠密封，需要一定的力來使這些平面的不平整處變形，從而使兩平面相互之間在整圈圓周上連續接觸。在規定的工作條件和所采用的閥門關閉件結構下，為建立密封而需要加于密封面的最小比壓，取決于密封面內外的壓差，密封面的材料、質量和寬度以及其他因素。
對于容易變形的塑料材料，對密封面施加不太大的壓力就能造成較大的塑性變形。使兩個表面的不平整處相互吻合。金屬密封面由于本身硬度高，產生塑性變形需要很大的力。所以，為了避免對密封面施加過大的壓力，就應采用精密加工，如磨削和研磨的方法，盡可能地磨平密封表面的微觀不平度以及消除不平面度。
在工作壓力時，作用在密封面上的比壓大大低于鋼的屈服點。在安全閥中無介質壓力時，全部彈簧力都作用在密封面上，此時的比壓可能超過材料的屈服點，這就相當于對密封面進行了預壓制。應考慮到在設備長期停止運行而安全閥中長期無介質壓力時，由于大的比壓作用的結果，可能使密封面損壞。除此之外，當閥瓣相對于閥座的位置不固定而可能發生相對轉動時，預先壓到屈服點就失去了意義。
因此，在“金屬—金屬”密封的安全閥中建立起絕對的密封，實際上是不可能的。只是應當力求使介質的泄漏量盡可能地小。應當指出，對于介質作用在閥瓣周圍的安全閥來說，解決這個總是要容易些。
采用比鋼彈性大的材料，可以大大提高關閉件的密封性，因為彈性材料在比較低的比壓下就開始變形并填滿關閉件密封面之間的間隙。關閉件密封面的寬度決定了介質通路的長度。但是，隨著寬度的增加。介質流動的阻力以及由于微觀不平度的變形面使介質通路堵塞的可能性也增加了。介質粘性也影響其泄漏量。粘性大的介質比粘性小的介質泄漏量小。氣體介質和液體介質相比較，其泄漏量的差值就更大。
由于毛細管作用，密封面的浸潤性也影響到介質的泄漏量。因為油脂的存在會使表面的浸潤性變差，所以，甚至很薄的油膜也會提高連接的密封性。
保證關閉件的密封以及形成力的封閉鏈的各個零件并不是絕對剛性的，而是一定的彈性。因而在與介質壓力有關的力作用下，這些零件的尺寸也會發生變化，這就引起了密封面上力的相互關系的變化。例如，安全閥中閥桿的拉伸可能引起關閉件的不密封或提前開啟。
建立關閉件密封的力的大小，受到裝置中從工作壓力P到閥門初始開啟壓力Ps的壓力升高范圍的限制。在規定的壓差范圍內，應達到安全閥關閉件的密封并保證閥瓣的全開啟。當不可能在規定的壓力升高范圍內使閥門密封時，則需重新設計密封面的結構。
介質作用在閥瓣下方的安全閥在關閉狀態下力的示意圖（見圖2-11）表明，作用在密封面上的比壓就是由于圖示的這些力而建立的。從內部作用在閥瓣上的是介質力與介質在密封面的滲透和介質壓力在密封面寬度上的分布有關。對于這個問題的的研究表明，當小的比壓作用在密封面上時（在安全閥中正是這樣情況），介質壓力在密封面上實際上是符合三角形分布規律的。可以認為，從內部作用的介質壓力P是在直徑為do＋b（即密封面平均直徑）的面積上作用于閥瓣的。
 
圖2-11  安全閥關閉時的受力示意圖
為建立密封所必需的最小密封力為：
Fmin＝π(do＋b)bqmin
式中：qmin—在安全閥關閉件中建立所要求的密封施加于密封面的最小比壓，MPa。建立關閉件的密封，必須使用F密≥Fmin 。在工作壓力時加于密封面的比壓q密為：
                                                         (2-1)
在通常情況下，安全閥的介質壓力是分布在密封面產均直徑范圍內的面積上。實際上卻可能有差別，密封表面狀況的不同，密封線的位置也可能不同，從而使壓力分布的面積有可能大于或小于平均直徑的面積。在前一種情況下，安全閥將開啟得比計算得快一些。在后一種情況下，開啟得遲一些，會使壓力超過允許值。在這種情況下，閥門特性曲線QP＝f(H)同樣會偏向使壓力升高。這時，微啟式安全閥在規定壓力下的排放能力可能大大降低。密封面愈寬，閥座直徑愈小，工作壓力愈高，由于密封線偏離平均直徑處面帶來危險后果的可能性就愈大，后果也愈嚴重。
由于介質在密封面之間滲透的面積的外輪廓線的形狀較復雜，而密封表面本身又不是理想平面，所以作用在密封面上的實際比壓可能與計算值之間有很大偏差。因而，密封面比壓的數值是一個有條件的值，應當依據實際情況來確定。
2．常規結構密封比壓的計算
① 金屬對金屬密封比壓計算
在圖2-12中給出了僅供參考的金屬對金屬的最小密封比壓曲線，密封面的表面粗糙度為Ra≤0.01μm。首先按下式計算最小密封比壓qmin的中間參數y值：
y＝1.1p1-0.25do-0.1b0.54                            (2-2）
式中：p1——工作壓力，MPa；
      do ——密封面內徑，mm;
      b——密封面寬度，mm;
然后再根據y值由圖2-12求qmin值。圖2-12中列出了三種最耐侵蝕的材料的qmin的數據。
② 鋼對非金屬的密封比壓計算
1）閥瓣為刀形，閥座鑲有氟塑料軟墊
 
圖2-12   鋼對鋼密封面的密封比壓曲線
這種關閉件的結構尺寸如圖2-13所示。其最小密封比壓按下式計算：
                       qmin ＝2.5＋0.7p1                      （2-3）
 
                     圖2-13  鋼對非金屬關閉件
2）閥瓣鑲有氟塑料軟墊，閥座為平面
關閉件的結構如圖2-8h所示，密封面寬度為0.8～1mm，其最小密封比壓按下式計算：
                   qmin ＝15＋0.7p1                                 （2-4）
另外式（2-3）、（2-4）所計算的最小密封比壓，也可用于硬橡膠等的軟密封件。
對于氟塑料來說，當溫度在-100～＋100℃的范圍內，最小密封比壓與溫度的關系也可由下式計算。             
qmint＝qmint0 —t
qmint和 qmint0分別是t溫度0度時的最小密封比壓
                     (符號意義同上，t為溫度，單位℃)。最小密封比壓

第四節   安全閥彈簧

一、	安全閥彈簧剛度計算

彈簧直接載荷式安全閥的動作性能主要是通過彈簧來控制的，確切的說彈簧的剛度影響最大，如果彈簧剛度選擇不當，可能造成安全閥不能正常地工作。由于這種特殊性，在安全閥彈簧設計時，首先就要確定彈簧的剛度，并力求接近于實際的排放工況。
目前主要是采用以下幾種方法來初步計算彈簧的剛度，最終還要通過試驗確定彈簧的理想剛度值。另外安全閥用的彈簧基本都是圓柱螺旋壓縮彈簧，所以在這一節里只介紹圓柱螺旋壓縮彈簧，除非有說明外，這里所說的彈簧均指圓柱螺旋壓縮彈簧。若想采用其他形式的彈簧，請查閱相關的彈簧設計手冊。
1．	閥瓣升力來計算彈簧剛度
彈簧式安全閥的動作特性，即排放壓力、開啟高度、回座壓力等性能，取決于閥門開啟和關閉（回座）過程中流體對閥瓣作用的升力與彈簧載荷力的共同作用結果，上述兩力在閥門動作過程中都是變化的。
閥瓣升力的變化情況可用升力系數  來表述。升力系數  是閥瓣升力F與介質靜壓力作用在等于流道面積的閥瓣面積上產生的作用力的比值。即：
                                                                  （2-5）
式中：ρ——升力系數；
      F——閥瓣升力，即流體作用在閥瓣上總的向上合力，N；
      P——閥進口介質靜壓力，MPa;
      D——流道直徑，mm;
升力系數  取決于閥門結構以及影響介質流動的各零件的形狀和尺寸，并隨開啟高度、調節閥位置和介質的不同而變化，通常只能借助試驗來確定。圖示-14為安全閥瓣升力系數曲線的一些例子。
 
圖2-14   安全閥閥瓣升力系數曲線

彈簧載荷力的變化決定于彈簧剛度，為了獲得要求的動作性能，應根據升力系數來確定彈簧剛度。
為達到規定的開啟高度h，在開高h下的閥瓣升力應大于或等于此時的彈簧力，據此確定彈簧剛度的最大值為：
                                          （2-6）
式中：F——彈簧計算剛度，N/mm；
      h——閥瓣開啟高度，mm；
      d0——流道直徑，mm；
      Dm——關閉件密封面平均直徑，mm；
      Pdr——額定排放壓力，MPa；
      Ps——整定壓力（開啟壓力），MPa；
      ρh——開啟高度為h時的閥瓣升力系數。
這種計算法的缺點是沒有考慮開啟的全過程，僅僅考慮了達到規定升高，而且也沒有考慮回座過程，所以計算的彈簧剛度常常偏小。
2．用動作性能參數來計算剛度
1） 微啟式安全閥：由于微啟式沒有反沖機構，可以認為在規定的開啟高度內，閥瓣的升程和壓力增加成正比，彈簧剛度可用下式計算：
                                                           （2-7）
式中：pdr——排放壓力，MPa；
      p——工作壓力，MPa；
      A——介質作用面積，用下式計算：

式中：d0——閥瓣喉部直徑，亦即密封面內徑，mm；
      bM——密封面寬度，mm；
      h——閥瓣開啟高度，mm，取h＝( 1/20～1/40)do
2） 全啟式安全閥：由于全啟式有合理的反沖機構，或設置有雙調節圈的機構，因此閥瓣開啟速度很快，因此閥瓣的升程和壓力增加不成比例。確定彈簧剛度時，應考慮閥瓣開啟后，閥瓣受介質作用的面積有所增加，但此時的介質壓力已不是排放壓力Pd，而比Pd要大大減小了，這個減小值，對帶有雙調節圈的安全閥取0.3Pd，對帶有反沖盤的安全閥取0.1Pd，因此它們的彈簧剛度為：
帶雙調節圈的安全閥：
                                                        （2-8）

帶反沖盤的安全閥：
                           
                                                        （2-9）
                                           
式中：A1——閥瓣開啟后受介質作用面積的增加部分，mm2
用下式計算：
                                                       （2-10）
式中：Dw——閥瓣外徑或反種盤直徑，mm。對帶雙調節圈的安全閥，閥瓣外徑Dw按1.7d0計算；對帶反沖盤的安全閥，反沖盤直徑Dw按2d0計算；
      DMP——密封面中徑，即：
                           DMP＝do＋dM
3．用圖解法計算
為保證安全閥在不高于額定排放壓力時達到規定開啟高度，并在壓力不低于規定回座壓力時回座，在開啟高度為零到規定升高范圍內的彈簧力曲線，應位于額定排放壓力和回座壓力下的閥瓣升力曲線之間。下面介紹的圖算法就是利用這個原理。
圖2-15是用作圖法確定彈簧剛度的示例。圖中曲線Ⅰ是閥進口壓力為整定壓力Ps時的升力曲線（將如圖2-15所示的升力系數ρ的曲線圖的縱坐標乘以π/4d0Ps，就得到曲線l），
即：
                                                       （2-11）
曲線Ⅱ是閥進口壓力額定排放壓力Pdr時的升力曲線（將QsⅡ按比例Pdr/Ps放大，即得    QsⅡ），即：
 h                          （2-12）
曲線Ⅲ是閥進口壓力為回座壓力 Pr時的升力曲線（將QsⅡ按比例pr/ps縮小，即得QsⅢ），即：
 h                        （2-13）
以縱坐標軸上數值為Dm2/do2(πd02Ps /4＝πDm2Ps /4)的點（相當于h＝0時的彈簧預壓縮力）為起點作彈簧特性線，使這位于曲線Ⅱ和Ⅲ之間，并度量其傾角 。
 
圖2-15  作圖法確定彈簧剛度
以圖2-15為例，圖中橫坐標軸h上每格表示升高（即彈簧壓縮量）為1mm，縱坐標軸上同樣長度表示的彈簧力為0.1×πd02ps /4，彈簧剛度為：λ＝0.1×πd02pstanβ/4。
以不同的ps值代入，即可求得不同整定壓力下的彈簧剛度。
二、安全閥彈簧的基本數據
1．圓柱螺旋壓縮彈簧的結構形式和參數計算
(1) 彈簧的端部結構
彈簧的端部結構形式很多，表2-8為圓截面材料壓力彈簧常用的端部結構形式。彈簧材料直徑大時，支承圈數nz取小值，反之取大值。兩端圈并緊的結構形式，端圈與彈簧軸線的垂直性好，而且與支承座的接觸好，具有較高的工作穩定性。用于安全閥的彈簧通常是兩端并緊磨平的結構，能保證彈簧與彈簧座之間良好接觸，從面具有穩定的彈簧力傳遞。標準規定彈簧兩端應各有大于或等于3/4圈的支承平面，支承端面應與工作圈并緊，彈簧      軸線對兩端支承平面的垂直度每100mm長度其偏差值應不大于1.7mm。
表2-8  圓形截面材料壓縮彈簧的端部結構（摘自GB/T1239.6）
類型	冷卷壓縮彈簧（Y）
代號	YⅠ	YⅡ	YⅢ
簡圖

端部結構	兩端圈并緊并磨平	兩端圈并緊不磨	兩端圈不并磨平
支承圈數	nz＝1～2.5	nz＝1.5～2	nz＝0～1

類型	熱卷壓縮彈簧（R）
代號	RYⅠ	RYⅡ

端部結構	兩端圈并緊并磨平	兩端圈制扁并緊不磨或磨平
支承圈數	nz＝1.5～2.5	nz＝1.5～2.5
(2) 彈簧材料直徑
彈簧材料直徑d可以由下式計算，其最終值應按表2-9選取，如有特殊需要，超出表列范圍時，所選值應符合材料直徑規范。
                         （2-14）
式中：〔τ〕 ——彈簧的許用應力，MPa；
      D——彈簧中徑，mm；
      d——彈簧絲直徑，mm；
      F——所受的載荷，N；
      C——彈簧指數，C＝D/d；
K——曲度系數，或應力修正系數，K＝(4C-1)/(4C+1)+ 0.615/C
表2-9  彈簧材料直徑d系列（摘自GB/T1358）                   mm

第一系列	0.1	0.12	0.14	0.16	0.2	0.25	0.3	0.35	0.4	0.45
	0.5	0.6	0.7	0.8	0.9	1.0	1.2	1.6	2.0	2.5
	3.0	3.5	4.0	4.5	5.0	6.0	8.0	10	12	16
	20	25	30	35	40	45	50	60	70	80

第二系列	0.08	0.09	0.18	0.22	0.28	0.32	0.55	0.65	1.4	1.8
	2.2	2.8	3.2	5.5	6.5	7.0	9.0	11	14	18
	22	28	32	38	42	55	65			
注：設計時優先選用第一系列
(3) 彈簧指數(旋繞比)
彈簧指數（旋繞比）C值越小，曲率越大，卷制越困難,工作時彈簧材料截面內側的切應力大于平均應力越多，彈簧的剛度也越大，C值大，則相反。表2-11為C的推薦用值。標準規定彈簧指數可在4～8范圍內選取。
(4) 彈簧內徑
彈簧中徑D為彈簧的公稱直徑，表2-10為系列值，并應嚴格控制外徑或內徑的偏差，其偏差值可按國際查出，在安全閥中，彈簧內徑規定了極限偏差，見GB/T12243中表3。為了保證有足夠的空間，應考慮彈簧受載荷后，彈簧增大，其增大值可按下列近似公式計算。
1）	簧兩端固定，從自由高度壓到并緊時，中徑的增大值為
                                 （2-15）
2）當兩端面與支承座可以自由回轉而摩擦力比較小時，中徑的增大值為
                                             （2-16）
式中：D——彈簧的中徑，
      t——彈簧的節距，mm；
      d——彈簧材料的直徑，mm。
           表2-10  圖截面材料彈簧中徑D系列（摘自GB/T1358）               mm                           
0.4	0.5	0.6	0.7	0.8	0.9	1	1.2	1.4	1.6	1.8	2	2.2	2.5
2.8	3	3.2	3.5	3.8	4	4.2	4.5	4.8	5	5.5	6	6.5	7
7.5	8	8.5	9	10	12	14	16	18	20	22	25	26	30
32	35	38	42	45	48	50	52	55	58	60	65	70	75
80	85	90	95	100	105	110	115	120	125	130	135	140	145
150	160	170	180	190	200	210	220	230	240	250	260	270	280
290	300	320	340	360	380	400	450	500	550	600	650	700	
表2-11  彈簧指數（旋繞比）C的薦用值（摘自GB/T1239.6）
d/mm	0.2～0.4	0.5～1	1.1～2.2	2.5～6	7～16	18～50
C＝D/d	7～14	5～12	5～10	4～9	4～8	4～6
(5)彈簧的細長比
安全閥中為了解決彈簧的穩定性在及安全閥性能指標的可靠性，規定了彈簧的細長比應小于3.7。
（6）彈簧的圈數
彈簧的有效工作圈數n應符合表2-12系列值，為了避免由于載荷偏心引起過大的附加力，最少工作圈數為2，一般不少于3圈。支承圈的圈數nz則取決于端圈結構型式，見表2-8。總圈數n1＝n＋nz總圈數n1的尾數宜取1/4、1/2或整圈，推薦采用1/2圈。
表2-12  壓縮彈簧的有效圈數n系列（摘自GB/T1358）
2	2.25	2.5	2.75	3	3.25	3.5	3.75
4	4.25	4.5	4.75	5	5.5	6	6.5
7	7.5	8	8.5	9	9.5	10	10.5
11.5	12.5	13.5	14.5	15	16	18	20
22	25	28	30				
(7) 彈簧的高度
1）壓縮彈簧的自由高度H0是指自由狀態下的高度。其值受端部結構的影響，難以計算出精確值，其近似值可按表2-13所列公式計算，也可根據所要求的最大變形f計算：
                     HO＝（n1－0.5）d＋1.2f                           （2-17）
式中：n1——總圈數。 
表2-13  壓縮彈簧自由高度計算公式（摘自GB/T1239.5）
總圈數n1	自由高度 HO	端部結構型式	總圈數n1	自由高度HO	端部結構型式
n＋1.5	nt＋d	兩端圈磨平	n＋2	nt＋3d	兩端圈不磨
n＋2	nt＋1.5d		n＋2.5	nt＋3.5d	
n＋2.5	nt＋2d				
自由高度HO值，推薦用表2-14系列。
         表2-14  壓縮彈簧自由高度HO尺寸系列（摘自GB/T1358）               mm
4	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14	15	16	17
18	19	20	22	24	26	27	30	32	35	37	40	42	45
48	50	52	55	58	60	65	70	75	80	85	90	95	100
105	110	115	120	130	140	150	160	170	180	190	200	220	240
260	280	300	320	340	360	380	400	420	450	480	500	520	550
580	600	620	650	680	700	720	750	780	800	850	900	950	1000
2）自由高度極限偏差
安全閥彈簧自由高度的極限偏差見GB/T12243中表2
3）工作高度H1.2.3.……n可按下式計算：
                 H1.2.3. ……n＝HO－f1.2.3.……n                               (2-18)
4) 試驗高度Ha,為對應于試驗載荷Fs下的高度，其值為
                      Ha＝HO－f                                    （2-19）
5）壓并高度Hb原則上不規定，當需要規定壓并高度時，對端面磨削3/4圈的彈簧，其最大值為
                      Hb＝n1 dmax　　　　                        　  （2-20）
對端面不磨削的彈簧，其最大值為
                Hb＝（n1＋1.5）dmax                                   (2-21)
式中: dmax_——材料最大值偏差的直徑值
    (8) 彈簧的螺旋角和旋向
    1）螺旋角 按下式計算
                                                      （2-22）
推薦用值為5°～9°，如 ≥9°，則計算變形時，應考慮螺旋角的影響。
2）彈簧圈旋向一般為右旋，在組合彈簧中各層彈簧的旋向為左右旋相同，外層一般為右旋。
(9)彈簧的節距
1）對應于螺旋角 ＝5°～9°的彈簧節距
                        t＝(0.28～0.5)D                              （2-23）
同時也滿足
                        t＝d＋Fn/n+δ1                                （2-24）
式中 1為余隙，即在最大工作載荷Fn作用下，為了使各圈間不接觸，應保留的間隙，一般 1≥0.1d 。對正常節距的螺旋壓縮彈簧，要求當壓縮到并緊變形的80%時，彈簧圈間不允許接觸。
2）彈簧節距t與自由高度 HO之間的近似關系式見表2-15
3）間距 按下式計算：
                          ＝t－d                                     （2-25）
(10) 彈簧展開長度
彈簧展開長度可按下式計算
              L＝πDn1/cosα≈πDn1                              （2-26）

表2-15  壓縮彈簧節距t與自由高度HO的近似式
總圈數	節距	端部結構型式	總圈數	節距	端部結
構型式
n＋1.5	(Ho-d)/n	兩端圈磨平	n＋2	(Ho-3d)/n	兩端圈不磨
n＋2	(Ho-1.5d)/n				
n＋2.5	(Ho-2d)/n		n＋2.5	(Ho-3.5d)/n	
2．圓柱螺旋壓縮彈簧的許用應力
圓柱螺旋壓縮彈簧的許用應力按所受載荷情況分為如下三類，其值根據載荷類型在表2-16、2-17選取：
Ⅲ類載荷——受靜載荷以及變載荷作用次數在1×103次以下的載荷等；
Ⅱ類載荷——受變載荷作用次數在1×103～1×105次范圍內的載荷，以及沖擊載荷等；
Ⅰ類載荷——受載荷作用次數在1×105次以上的彈簧。
另外，在選用材料及其許用切應力時，還應注意以下各點：
（1） 對重要的，其損壞對整個機械有重大的影響的彈簧，許用切應力應適當降低。
（2） 經強壓處理的彈簧，可提高疲勞極限，對改善變載荷下的松馳有明顯效果。
（3） 經噴丸處理的彈簧，能適當提高疲勞強度或疲勞壽命。
               表2-16  冷撥材料的許用切應力                        MPa
鋼絲類型	油淬火回火鋼絲	碳素鋼絲琴鋼絲	不銹鋼絲	青銅線
許用切應力〔r〕
	Ⅲ類（r）	0.55σb	0.5σb	0.45σb	0.4σb
	Ⅱ類	(0.4～0.47)σb	(0.3～80.45)σb	(0.34～0.38)σb	(0.30～0.35)σb
	Ⅰ類	(0.3～0.40)σb	(0.30～0.38)σb	(0.28～0.34)σb	(0.25～0.30)σb
                 表2-17  冷撥材料的許用切應力                         MPa
材   料	65Mn	55Si2Mn、55Si2MnB、60Si2Mn.
60Si2MnA、50CrVA	55CrMnA、60CrMnA
許用切
應力〔r〕	Ⅲ類〔r〕	570	740	710
	Ⅱ類	455	590	570
	Ⅰ類	340	445	430
二、	安全閥彈簧設計程序

1．圓柱螺旋壓縮彈簧的基本計算公式（表2-18）

表2-18  圓柱螺旋壓縮彈簧的基本計算公式
名稱	計算公式	單位
極慣性矩Ip	 
mm4
抗扭截面系數Zt	 
mm3
變形f	 
mm
切應力τ	 
MPa
剛度F′	 
N/mm
工作圈數n

2．圓柱螺旋壓縮彈簧的圖樣要求
(1)在圖2-16中給出了圓柱螺旋壓縮彈簧的典型圖樣，并要按規定在圖樣上注明技術要求和設計參數及形位公差等。
 
圖2-16  圓拄螺旋壓縮彈簧典型設計圖
(2) 技術要求
技術要求應包括以下的內容：
1）彈簧端部型式；
2）總圈數；
3）有效圈數；
4）旋向；
5）制造要求；
表面處理要求、熱處理要求；
6）其他特殊要求（如強壓處理、噴丸處理、鍍鉻處理等）；
7）檢驗要求；
8）材料要求。
3．圓柱螺旋壓縮彈簧設計計算方法
在表2-18的圓柱螺旋壓縮彈簧的基本計算公式中可以看出，；圓截面的彈簧主要有載荷F、變形f、彈簧中徑D、彈簧材料直徑d、有效圈數n、應切力τ、切變模量G和彈簧指數（旋繞比）C共八個基本參數。當材料選定后，切應力τ、切變模量G可以查出，而C＝D/d，實際也只有五個參數了，在設計彈簧時，只要知道這五個參數中的兩個就能計算出其他三個參數。
在實際計算中，為了計算簡便并選擇出合理的參數，也常采用不同的計算方法，除了用上述的基本公式計算外，還有彈簧直徑D為定值時設計方法；彈簧為最小質量、或最小體積、或最小自由高度的設計方法以及圖解法等。這些方法有時也交叉使用，以便能很快地完成彈簧的設計計算。下面主要是介紹采用基本公式設計彈簧的過程，見表2-19。

表2-19   彈簧設計計算過程
項目	計算內容	項目	計算內容
初先彈簧剛度 t
根據本節中的公式或圖表計算彈簧的剛度	強度校驗

彈簧的實際剛度

選彈簧各數	根據工況初選彈簧的材料；材料的性能參數；彈簧材料的直徑、彈簧的中徑等結構尺寸參數		
		節距t	t＝(0.28～0.5)D或按表2-15中的公式計算
彈簧指數(旋繞比)C	C＝ 
自由高度HO	按表2-13中的公式計算
補償系數(曲度系數)K	 
	
		細長比b

有效圈數n	 
	
		最小工作載荷下的變形量f1	
 
總圈數n1	n1＝n＋2.0或
n1＝n＋2.5		
		最大工作載荷下的變形量f2

最小工作載荷P1

P2= 
		
		極限工作載荷下的變形量f3
	   （f2≤80%f3）

最大工作載荷P2	P2= +  ′h
		
		彈簧絲展開長度

許用極限載荷Pj

第五節   安全閥材料
一、安全閥閥體材料
安全閥閥體材料主要分鑄造和鍛造兩大類，在設計選擇材料時，應根據安全閥的使用溫度、工作壓力、安裝系統內介質的腐蝕情況等來選擇。常規用于蒸汽、水、空氣，且工作溫度低于450℃，閥體一般選用WCB等碳鋼材料，當工作溫度超過450℃時，則應選用耐高溫的低合金鋼或奧氏體不銹鋼，而用于-100℃以下的超低溫場合，則應選用奧氏體不銹鋼。這是對于安全閥材料選擇的一個大原則，有時根據系統不同也會有特定的選材。常用閥體材料如表2-20所示。
表2-20  常用閥體材料
名稱	標準號	鑄   件	鍛    件	說 明
		材料牌號	使用溫度℃	材料牌號	使用溫度℃	
灰鑄鐵	GB12226	HT 200、HT 250、
HT 300、HT350	-10～200	—	—	用于低壓閥門
碳素鋼	GB12228
GB12229	WCA
WCB
WCC	-29～425	20  25  30	-29～425	用于中高壓閥
PN≤32MPa
				16Mn   30Mn	-40～450	
高溫鋼	JC 8015
GB 1221
GB 3077	ZGCr5Mo
ZG20CrMoV
ZG15Cr1Mo1V	-29～570	1Cr5Mo
12CrMoV
12Cr1MoVA	-29～570	用于非腐蝕介質高溫高壓閥
PN≤16MPa
低溫碳鋼	ASTM
A217	LCB	-46～345	—		用于低溫閥
合金鋼	ASTM
A217	WC6
WC9	-29～593	15CrMo
25Cr2MoV	-29～593	用于非腐蝕介質的高溫高壓閥
		C5    C12A	-29～650	1Cr5Mo	-29～650	用于腐蝕介質的高溫高壓閥
奧氏體
不銹鋼	GB12230

ASTM
A351	ZG00Cr18Ni10
ZG0Cr18Ni8
ZG1Cr18Ni9
ZG0Cr18Ni9Ti
ZG1Cr18Ni9Ti
ZG0Cr18Ni12Mo2Ti
ZG1Cr18Ni12Mo2Ti	-196～650	00Cr18Ni10
0Cr18Ni9
1Cr18Ni9
0Cr18Ni9Ti
1Cr18Ni9Ti
00Cr17Ni14Mo2
0Cr18Ni12Mo2Ti	-196～650	用于腐蝕性介質的高溫、低溫閥門
PN≤6.4MPa
		CF8  CF8M
CF3  CF3M
CF8C  		304	316
304L   316L
321   		
   
   二、密封關閉件材料
1．材料基本要求
對用于安全閥關閉件密封面的材料應滿足如下要求：
（1）具有抗侵蝕性和耐腐蝕性
在選擇閥座和閥瓣密封面的材料時，首先應考慮材料的抗侵蝕性。抗侵蝕最好的材料是18-8系列不銹鋼和下列硬質合金，司太立特合金堆焊焊條、焊絲以及鐵基、鎳基合金堆焊材料。所以閥座密封面多半采用不銹鋼或堆焊材料，閥瓣則采用不銹鋼或嵌入更軟的耐腐蝕材料。在高壓和超高壓條件下，在閥瓣和閥座上堆焊超硬司太立特合金，這種合金的熱強度、抗侵蝕和耐腐蝕性能都很好，并能承受很大的比壓。但是，由于這種合金既昂貴又短缺，且在堆焊工藝過程中需要花費很大的勞動量，作為安全閥密封材料的應用受到了限制。
（2）當系統中沒有介質壓力時，能承受彈簧產生的巨大比壓
要求關閉件有足夠的強度和剛度，不會在大的比壓下發生塑性變形。壓力超過300MPa時多用超硬堆焊合金作為密封元件。
（3）有良好的機械加工性能以及磨削和研磨性能。
（4）有彈性變形的能力。
2．金屬材料
表2-21中列舉了壓力、溫度和介質的腐蝕性程度不同時，所對應采用于安全閥關閉件密封面的材料。對于溫度在200～250℃以下的蒸汽工況，安全閥關閉件密封面可以用黃銅或青銅制造；對于溫度在350℃以下的煉油工藝流程，可用不銹鋼2Cr13和3Cr13；對于溫度達600℃的場合，用18-8不銹鋼或者堆焊鈷基硬質合金，如D801、D802等。表2-22給出了常用閥門密封面堆焊焊條的分類及化學成分。
3．非金屬材料
用彈性材料制造的密封面，雖然只能應用于較低的溫度，但卻具備下列優于金屬密封面的良好性質，能在較小的密封面比壓下保持密封；密封面的加工和研磨簡單；對使用來說，更換用彈性材料制造的密封嵌入件也比較方便。
彈性材料與鋼材相比，可以在較小的密封力下保證關閉件密封。
根據研究安全閥密封的大量試驗的結果，確定了與不銹鋼配合使用的關閉件密封面的最適宜的彈性材料是：四氟乙烯和F46；硬橡膠；B83巴氏合金以及各種牌號的橡膠。其中，硬橡膠主要推薦用于介質壓力較高而溫度在100℃以下的閥門。在溫度為±50℃和壓力達300MPa的中性介質中，還成功地進行了把聚碳酸酯作為密封材料的試驗。
在使用中必須考慮到，隨著時間的推移，橡膠會分解出粘性物質。這些物質會使橡膠粘在金屬上，從而可能引起關閉件的粘著。附著力取決于橡膠的性質，并隨著溫度和關閉件上比壓的增加面增加。
聚合材料密封面的缺點是在比壓高時會發生殘余變形，以及對于溫度變化較敏感，這將導致安全閥開啟壓力隨著時間而改變。所以，“金屬對聚合材料”的密封只限于用在溫度波動不大的條件下。為了有效地克服松弛現象，可采用預先壓縮密封面的措施并使用特殊結構的關閉件。關閉件密封面的表面粗糙度建議不大于Ra0.1。
氟塑料對于腐蝕性介質甚至氧化劑都是不活潑的，在很低的溫度下也不失去彈性，沒有吸收其他物質的傾向，也不會在其表面上形成各種沉積物。所以氟塑料也常用在安全閥的關閉件中，可以用于腐蝕性很強的工況。
表2-21   關閉件密封面的材料
壓力
MPa	溫 度℃	介質	材料                           
			閥    瓣	閥    座

金
屬
對
金
屬
	40.0	-40～＋450	中性	2Cr13、3Cr13
D502、D512、D507、D517	2Cr13、3Cr13
D502、D512、D507、D517
				堆焊鈷基合金：
D801、D802、D812	堆焊鈷基合金：
D801、D802、D812
				堆焊鐵基、鎳基合金	堆焊鐵基、鎳基合金
	40.0	-100～＋600	腐蝕性	堆焊鈷基合金
電焊條D801、D802	堆焊鈷基合金
電焊條D801、D802
	42.0	570	中性	D517、D547Mo	D517、D547Mo
金屬對非金屬	6.4	-200～＋230	任意	四氟乙烯（壓制、軋制）	0Cr18Ni9、2Cr13、316 、304
				0Cr18Ni9、2Cr13、316 、304	四氟乙烯
（壓制、軋制）
	2.5	-40～＋100	中性、弱
腐蝕性	橡膠	0Cr18Ni9
				0Cr18Ni9	橡膠

表 2-22  閥門密封面堆焊焊條
類
別	焊條
牌號	主要化學成分	堆焊層
硬度	用  途
		C	Cr	Mo	Co	Ni	Fe	HRC	
鐵
基
合
金
	D502	≤0.15	10.0～16.0				余量	≥40	450℃以下碳鋼或低合金閥門堆焊
	D512	≤0.25	10.0～16.0				余量	≥45	
	D517	0.25≤	10.0～16.0				余量	≥45	
	D547Mo	0.10～0.18	18.0～21.0	3.8～5.0		10.0～12.0	余量	≥37	570℃以下的高溫高壓閥門堆焊
	D547	≤0.20	18.0～20.0			7.0～10.0	余量	≥37	
鈷
基
合
金	D802	0.7～1.4	25.0～32.0		余量		≤5.0	≥40	670℃以下的高溫高壓閥門、-100℃超低溫閥門堆焊
	D812	1.0～1.7	25.0～32.0		余量		≤5.0	≥44	
	D822	1.75～3.0	25.0～32.0		余量		≤5.0	≥53	650℃以下的高溫高壓閥門、-100℃超低溫閥門堆焊
	D842	0.2～0.5	25.0～32.0		余量		≤5.0	28～38	
三、彈簧材料
彈簧材料的選擇，應根據彈簧承受載荷的性質、應力狀態、應力大小、工作溫度、環境介質、使用壽命，對導電導磁的要求、工藝性能、材料來源和價格等因素確定。常用的彈簧材料見表2-23。
表2-23  常用的彈簧材料
標準號	標 準
名 稱	牌號	直徑規格	切變模量/（GN/mm2）	推薦硬度范圍/HRC	推薦溫度范圍/C	性能

GB4357	碳素鋼
簧鋼絲	25～80
40Mn～70Mn	B級：0.08～13.0
C級:0.08～13.0
D級:0.08～6.0	79×102	45～50	－40～130	強度高、性能好;B級用于低應力彈簧;C級用于中等應力彈簧;D級用于高應力彈簧
GB4358	琴鋼絲	60～80
T8MnA～T9A
60Mn～70Mn	C1組:0.08～6.0
C2組:0.08～6.0
F組:2.0～5.0		47～50		強度好韌性好用于重要的小彈簧,G2組較G1組強度高,F組主要用于閥彈簧
GB4359	閥門用油淬火回火碳素彈簧鋼絲	65Mn
70	2.0～6.0	79×103	45～50	－40～150	強度高、性能好,用于內燃機閥門彈簧或類似用途彈簧
GB4360	油淬火回火碳素彈簧鋼絲	55、60、60Mn、
65、65Mn、7070Mn、75、80	A類、B類
2.0～12.0	79×103	45～50		強度高、性能好,適用于普通機械用彈簧.B類較A類強度高

表2-23   (續)
標準號	標 準
名 稱	牌號	直徑規格	切變模量/（GN/mm2）	推薦硬度范圍/HRC	推薦溫度范圍/C	性能

GB4361	油淬火回火硅錳彈簧鋼絲	60Si2MnA	A類、B類、C類
2.0～14.0			－40～200	強度高、彈性好,易脫碳,用于較高負荷的彈
簧.A類用于一般用途彈簧,B類一般用途和汽車懸掛彈簧,C類用于汽車懸掛彈簧.
GB4362	閥門用油淬火回火鉻硅彈簧鋼絲	55CrSi	1.6～8.0	79×103		－40～250	有較高的疲勞強度,用于較高工作溫度的高應力內燃機閥門彈簧或其他類似彈簧
GB2271	閥門用油淬火回火鉻釩彈簧鋼絲	50CrVA	1.0～10.0			－40～210	
GB5218	硅錳彈簧鋼絲	60Si2MnA
65Si2MnWA
70Si2MnA	1.0～12.0	79×103	45～50	－40～200	強度高,較好的彈性,易脫碳,用于普通機械的較大彈簧
GB5219	鉻釩彈簧鋼絲	50CrVA	0.8～12.0	79×103	45～50	－40～210	高溫時強度性能穩定,用于較高工作溫度下的彈簧,如內燃機閥門彈簧等
GB5220	閥門用鉻釩彈簧鋼絲	50CrVA	0.512.0				
GB5221	鉻硅彈簧鋼絲	55CrSiA	0.8～6.0			－40～250	高溫時強度性能穩定,用于較高工作溫度下的高應力彈簧
YB(T)11	彈簧用不銹鋼絲	A組
1Cr18Ni9
0Cr19Ni10
0Cr17Ni12Mo2	0.8～12.0
(通常≤6)	71.5×103	45～50	－240～300	耐腐蝕、耐高溫、低溫,用于腐蝕或高低溫工作條件下的小彈簧
		B組
1Cr18Ni9
0Cr18Ni10	0.8～12.0
(通常≤6)	71.5×103			
		C組
0Cr17Ni7AL	0.8～12.0	73.5×103	45～50	－240～300	
表2-23   (續)
標準號	標 準
名 稱	牌號	直徑規格	切變模量/（GN/mm2）	推薦硬度范圍/HRC	推薦溫度范圍/C	性能

GB1222	熱軋彈簧鋼	65Mn	5～80	78×103	45～50	－40～120	彈性好,用于普通機械用彈簧
		55Si2Mn
55Si2Mn8
60Si2Mn
60Si2MnA				－40～120	較高的疲勞強度,彈性好,廣泛用于各種機械交通工具等用彈簧
		55CrMnA
60CrMnA			47～52	－40～250	強度高,抗高溫,用于承受較重負荷的較大彈簧
		50CrVA			45～50	－40～210	高的抗疲勞性能,抗高溫,用于較高工作溫度下的較大彈簧
  
在確定材料截面形狀和尺寸時，應當優先選用國家標準和行業標準所規定的系列尺寸，避免選用非標準系列規格的材料。
中、小型彈簧，應當優先用經過強化處理的鋼絲，淬火等冷撥鋼絲和油淬火回火鋼絲，具有較高的強度和良好表面質量，疲勞性能高于普通淬火回火鋼絲，且加工簡單，工藝性好，質量穩定。
彈簧的工作溫度升高、彈簧材料的彈性模量下降，導致剛度下降，承載能力變小。在高溫下工作的彈簧，應計算彈簧承載能力下降對使用性能的影響。按照GB1239規定，普通螺旋彈簧工作溫度超過60℃時，應對切變模量進行修正，其公式為：
G1＝K1G
式中：G——常溫下的彈性模量；
      G1——工作溫度t下的切變模量；
      K1——溫度修正系數，按表5-24選取。
在低溫下使用的彈簧材料，應具有良好的低溫韌性。碳素彈簧鋼絲、琴鋼絲和1Cr18Ni9等奧氏體不銹鋼彈簧鋼絲、銅合金、鎳合金有較好的低溫韌性和強度。

表2-24  溫度修正系數K1
彈簧材料牌號	工作溫度/C
	≤60	150	200	250
	K1
50CrVA
60Si2Mn
1Cr18Ni9Ti
0Cr17Ni7AL
Qbe2	1
1
1
1
1	0.96
0.99
0.98
0.95
0.95	0.95
0.98
0.94
0.94
0.94	0.94
0.98
0.90
0.92
0.92
彈簧是在較高應力下工作，材料表面受力最大，彈簧的綜合力學性能及材料表面質量對彈簧影響較大，彈簧材料用量最多的是彈簧鋼，其次是鎳合金、高彈性合金等，特殊工況下也采用一些不銹鋼、耐溫鋼或其他高強度鋼用于制作彈簧。在表2-23中，列了常用的彈簧材料，在設計選用中做為參考。
彈簧鋼制作的彈簧，硬度高低與平面應變斷裂韌性關系極大，隨著硬度增加，平面應變斷裂韌性值顯著下降。在確定彈簧的硬度值時，應本著滿足彈簧特性要求的前提下，彈簧的硬度值偏低一些好。要注意鋼材的淬透性。彈簧材料截面是否淬透以及淬透的程度，對彈簧質量關系極大。
彈簧選材時，對水（包括海水）、水蒸汽環境中工作的彈簧，一般選用銅合金材料。在酸類接觸及其他腐蝕介質下工作的彈簧，一般選用不銹鋼酸鋼或鎳合金等耐蝕材料。在一般環境介質條件下使用的彈簧，選用普通彈簧鋼，制成彈簧后在其表面進行防銹涂覆或電鍍（鍍鋅、鍍鉻、鍍銅）的方法防腐蝕。

第六節	安全閥進出口管道

一、安全閥進口管道設計
許多安全閥不能正常動作，往往不是因為安全閥本身有問題，而是由于進口管路設計不當造成的，所以安全閥的進口管路設計也是一個很重要的關鍵點。安全閥必須垂直安裝，并且最好直接安裝在容器或管道上，而不另設進口管。當必須裝設進口管時，進口管的內徑應不小于安全閥的進口通徑。管的長度要盡可能短，以減少管道阻力和安全閥排放反作用力對于容器接頭的影響。
通常要求安全閥排放時，進口管道中的壓力降不超過閥門啟閉壓差（整定壓力與回座壓力之差）的50%，一般不大于整定壓力2%到3%。進口管道阻力過大時，會導致閥門振蕩（頻繁啟閉）和排量不足。
1．安全閥一般應盡量靠近保護設備或管道安裝，安裝位置要易于檢修和檢驗。入口管道一般不設切斷閥，如果必須設置，則切斷閥要鉛封開啟，而且不影響安全閥的操作。有時設雙安全閥以保證至少有一個安全閥能正常工作。
2．如果幾個安全閥共用一個入口管道時，入口管道要滿足幾個安全閥的流量要求。
3．安全閥設置在管道上，對于壓縮機等大型設備振動源，更應注意安全閥的安裝位置，以避免誤開啟和由于振動使入口管道破壞。安全閥距離應滿足圖2-18及表2-25中的要求。
 
圖2-18  安全閥設置

表2-25  安全閥距壓力波動源的最小距離
壓力波動源	最小直管段長度
控制閥和截止閥	25倍管徑
不在一個平面內的兩個彎頭	20倍管徑
在一個平面內的兩個彎頭	15倍管徑
一個彎頭	10倍管徑
脈動衰減器	10倍管徑

5．保護全充滿液體的設備時所用的安全閥，要安裝在設備的頂部或頂部出口管道上。
6．核算在工作溫度范圍內管道是否需要補償，同時要核算與安全閥入口管道相連的工藝管道本身熱脹冷縮的長度變化。
7．進口管道是否需加支撐，可以根據安全閥排氣反作用力對于管道的力矩大小來決定。
二、安全閥出口管道設計
1．排放管道設計基本要求
（1） 排放管對安全閥動作和性能也有很大的影響，為此，在設計和安裝排放管時應注意下列各點：
1）排放管的通徑應不小于安全閥出口通徑，這是基本原則。對于彈簧式安全閥，彈簧設定時不考慮靜背壓的影響，出口管道的動背壓與靜背壓之和要不大于設定壓力（表壓）的10%。對于波紋背壓平衡式安全閥要不大于50%，安全閥的出口一般不設置切斷閥，如必須設置，則要求切斷閥必須鉛封在開啟狀態。
2）排放管的阻力應盡可能小。在排放時，排放管道中的阻力壓降應小于閥門整定壓力值的10%。以避免造成過大背壓，影響閥門動作。
3）管道應加以適當的支撐，以防止管道應力（包括熱應力）附加到安全閥上。
4）原則上一個安全閥單獨使用一個排放管。當兩個以上安全閥共用一根集合管時，集合管要有足夠的排放面積，在排放管導入集合管處，流向的轉折應盡可能小。
5）在排放管的低處應設置適當的排污孔并定期排污，防止雨、雪、冷凝液等積聚在排放管中。
6）安全閥與進口管、排放管的連接螺栓應均勻把緊，以防止對閥門產生附加應力。
（2） 直接排放至大氣
1）排放的氣相要排向安全的地點，一般出口向上，排放口要切成平口，并在管道的低點有一個排液孔（φ6～φ10）。管口罩一個絲網以避免飛鳥筑巢。
2）排放口要高出以排放口為中心的7.5m半徑范圍內的地面、設備、操作平臺等2.5m以上，而對于有毒、有腐蝕性、易燃的物料，應按有關的規范執行。若允許排向大氣時，排放口要高出以排放口為中心的15m半徑范圍內的地面、設備、操作平臺等3m以上。
3）安全閥排放氣體的溫度大于等于氣體的自然溫度，則排放口應設滅火蒸汽，滅火蒸汽的最小直徑為DN25。
4）特殊的工藝物料，如易自聚、易結晶等，在排放口應設氮氣吹掃口，連續通入氮氣。
5）排向大氣的液體，要向下引入至安全地點。
（3） 排放至密閉系統
1）安全閥的排放管道須坡向主管道，盡量避免袋形彎。無法避免時，在低點處設置易接近的放凈閥。對于易凝氣體，應在低點設蒸汽伴熱管，以免積液。
2）排放管與主管的連接，要從主管的上部或側面順流向450角插入。既可防止總管內的凝液倒流入支管，又可減少管道壓力降。
3）核算在可能的溫度范圍內出口管道的補償。
4）對于排放低溫的物料時，應選用低溫用鋼。
（4） 排放管道的管徑（氣相）
1）在背壓允許的范圍內，應保持排放管內的物料具有最高的流速，使之經濟、合理。
2）排放管道內物料的流速可按式（2-27）計算，并最終確定排放管道直徑。
                             U＝Ma?U0                         （2-27）

式中：Ma——物料流動的馬赫數，直接排入大氣的管道，排放管出口馬赫數取小于或等于0.5；對于排入密閉系統的管道，馬赫數取0.5～0.7；
U0——聲速，m/s；
U——物料流速，m/s；
Pd——物料壓力，MPa；
      k——等熵指數；
GR ——氣體密度，kg/m3
排放管道壓力較低時，壓力降計算公式應選用可壓縮流體的壓力降計算公式。
在安全閥未選定以前，排放流量按工藝計算的泄放量；一般在選定了安全閥后，用安全閥的額定流量再計算一次管道的壓力降，校核所選的管道是否合適。
在特殊的情況下，可能會有所不同。在工藝計算的泄放量很小時，不得不選擇較大的安全閥，這樣安全閥的額定流量可能幾倍于計算量。若按額定的流量選擇管徑就可能遠大于用計算的泄放量計算的管徑，在經濟上是不合理的。
2．安全閥排放時反沖力計算
物料泄放時，液體的流動會對排放管道產生一個反作用力，并通過排出管傳至安全閥，進而以力矩的形式通過安全閥入口傳至設備接管。這個力和力矩是否會對安全閥的進出口管道和設備的接管、法蘭造成不良的后果，需要進行詳細的計算后才能確定。
（1）氣相物料泄放至大氣
對于可壓縮液體（氣體或蒸汽）臨界穩態流動，物料經安全閥后經一段水平管、一個900長半徑彎頭、一段垂直立管排入大氣，如圖2-19所示，反沖力f按式（2-28）計算。
                                      （2-28）
式中：f——排放反沖力，N；
W——安全閥排量，kg/h；
Ac——排放管出口截面積，mm2；
Pa——排放管出口靜壓力，MPa，排向大氣時，Pa＝0.103 MPa。
也可以按下式(2-29)計算：
                              （2-29）
式中：f——排放反沖力，N；
      Pd——排放壓力，MPa；
      Pa——大氣壓力，MPa；
      A0——安全閥喉徑面積，mm2。

圖2-19  安全閥出口管道設計示意圖
（2）氣相物料排放至密閉系統
泄放至密閉系統的穩態流動，在排放管中一般不會產生大的反作用力和力矩。如果需要計算泄放至密閉系統的作用力，則應采用復雜的非穩態分析方法，可從專門的資料中查閱。
（3） 液體物料的排放反沖力
液體排放時在安全閥的出口中心線處的水平反力f按式（2-30）計算：

f＝0.694×Pdr×A0                                        （2-30）

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