《铜制阀门一般要求》(草案-NEQ ASME B16.34-2009)(二)

6 设计要求

6.1 阀体设计

6.1.1 公称尺寸和公称压力

阀门公称尺寸按GB/T 1047的规定。公称压力按GB/T 1048的规定。 6.1.2 壁厚

阀体壁厚不应小于表3的最小值t m ，但是6.1.4至6.1.7，6.2和6.7中所指的情况除外。使用表3时，所列数值中间的值可以用线性插入法求得。阀体壁厚最小值要求从接触流体的内表面量起。最小壁厚不应包括衬垫、镶衬或衬套的厚度。 6.1.3 内径

内径d 是流道的最小直径，但最小直径不小于阀门端部基本内径的90％。阀门端部基本内径按附录A 的规定选取，对于承插焊接端和螺纹连接端阀门，在确定d 值时不考虑承插孔或螺纹直径和相关的沉孔或锥孔（见6.2.3、6.2.4）。焊接坡口加工的过渡带局部偏差不需考虑，但是6.1.6规定的除外。流道内有衬垫、镶衬或衬套的场合，内径d 是衬里与阀体分界面处的直径。 6.1.4 阀体颈部

阀体颈部应从阀体外侧沿颈部方向量出m dt 1.1的区段之内（见图1），保持6.1.2和6.1.5中所述的最小壁厚。直径d 为6.1.3所规定的内径，t m 为表3中的最小壁厚。最小壁厚的要求范围是从阀体内部接触流体的表面，直到阀盖填料密封部位，包括所有压力腔壁。

超出上述m dt 1.1区段之外，阀体颈部应有一段内径为d′的直圆筒部分，该局部壁厚不小于t′。t′是根据相应直径d″在表3中按相应的压力等级查取的壁厚。

表3 壳体最小壁厚t m单位为毫米

图1 阀体颈部

公称压力PN16至PN420的阀体颈部相应内径按式（1）计算：

3

2d d '

=

''………………………………………………（1） 公称压力大于PN420的阀体颈部相应内径按式（2）计算：

4

.8427(48PN d d +'=

''）………………………………………（2） 式中：

d′——阀体颈部一段直圆筒部分内径，单位为毫米（mm ）； d″——按d ′计算的相应内径，单位为毫米（mm ）。 PN ——公称压力。

a) 在d ′＞1.5d 的特殊场合，整个阀体颈部长度内，包括上述m dt 1.1的区段内径为d′，其壁厚等于大于t′。

b) 对于阀体颈部内径比阀体通道内径小很多的情况，例如蝶阀阀体的d/d′≥4（见图2），从阀体内径与阀体颈部直径轴线相交处起量的L=）m m dt t 1.11(+区段内的局部壁厚应等于t′，t′是用相应的阀体颈部内径d′和相应的压力等级从表3中查取。超出上述L=）m m dt t 1.11(+区段的阀体颈部壁厚应根据直径d″从表3中查取最小壁厚。

c) 在阀体颈部壁上平行于阀体颈部轴线方向钻孔或攻丝的情况下，要求内侧和外侧连线厚度之和 不小于t m 或t′，见图2中f ′+g ′≥t 2’。钻孔的内侧连线厚度和底部的连线厚度不小于0.25t m 或0.25t′,见图2中f ≥0.25t m ，j ≥0.25t m 。并且这个厚度应沿阀体颈部延续一段距离，即从颈部顶端开始至少等于孔深加上半个孔径或螺栓直径的距离。

6.1.5 中间压力额定值的螺纹连接端或焊接连接端阀门

中间压力等级的壳体最小壁厚用线性插入法由式（3）和式（4）确定：

)()

()

(121211r r d r rd P P P P P P P P ---+

= (3)

)()

()

(121211t t P P P P t t r r r rd m ---+

= (4)

式中：

P rd ——中间压力级公称压力；

t m ——中间压力等级的壳体最小壁厚，单位为毫米（mm ）； P d ——设计温度下的工作压力，单位为兆帕（MPa ）； P 1——与P d 相邻的压力低值，单位为兆帕（MPa ）； P 2——与P d 相邻的压力高值，单位为兆帕（MPa ）； P r1——与P 1相应的公称压力PN ； P r2——与P 2相应的公称压力PN ；

t 1——公称压力P r1的最小壁厚，单位为毫米（mm ）； t 2——公称压力P r2的最小壁厚，单位为毫米（mm ）。

以设计温度和工作压力P d 查3.1.1条款规定的压力－温度额定值，再确定与P d 相邻的额定压力低值P 1和相邻高值P 2，P 1和P 2是相当于压力级P r1和P r2的额定值。确定相当于设计条件的中间压力等级P rd 用式（3）计算。

用表3中适当的内径d ，分别确定出公称压力P r1和P r2的最小壁厚t 1和t 2。确定相当于设计条件的最小壁厚用式（4）计算。 6.1.6 阀体端部形状

a) 对焊端 焊接坡口制备（见6.2.1）阀体流道部分的壳体壁厚应不小于6.1.2或6.1.5的要求值

t m 。焊接坡口的过渡应平缓，其截面在整个过渡带必须基本是圆弧形的。过渡带的截面应避免有断续尖角或急剧变化，有测试环或测试套(焊接的或整体的)的除外。距焊接端头2.0 t m 距离的厚度应不小于0.77 t m 。

b) 承插焊接端和螺纹连接端 从基本圆筒形流道中心线到阀体流道外表面的距离应不小于GB/T 14976所列管子公称外径的0.5倍。

c) 端部精加工 经过7.1要求的壳体压力试验之后，半成品的对焊连接端可以加工到最终尺寸，法兰密封面可以加工到最终表面粗糙度，螺纹连接端可以改为承插焊接端，都不必再做附加压力试验。 6.1.7 局部区域

局部区域的壳体壁厚（t 0）小于最小壁厚的，满足下述所有限制条件时是可以接受的。

a) 小于最小厚度的面积能被直径不大于0035.0t d 的圆所包围。对于阀体颈部，d d '=0和t t '=0（见6.1.4）。对所有其它局部区域，d d =0（见6.1.3）和m t t =0（见相应的6.1.2或6.1.5）；

b) 所测厚度不小于0.75t 0；

c) 各包围圆边缘之间相隔的距离不小于0075.1t d 。

6.1.8 附加厚度余量

由于要承受管道系统负荷，操作（关闭和开启）负荷，非圆形状及应力集中等因素的影响，按表3查取的壳体壁厚需要附加厚度余量，因为附加厚度余量要考虑的因素很多，所以附加厚度余量由制造厂各自确定。特别是斜置阀杆阀门，加大了阀体内腔的相贯面和开口，及一些组焊阀体阀门，可能需要额外加强，以确保足够的强度和刚度。

____________________________________________________________________ 关系式参阅章节

t≥t m …………………………………6.1.2

m≥t1’………………………………6.1.4b

n≥t2’……………………………6.1.4b

dt)……………6.1.4b

L= t m(1+1.1

m

f≥0.25t m注: (1) …………… 6.7e

f+g≥t m………………………………6.7e

f’≥0.25t2’注: (1) …………6.1.4c

f’+g’≥t2’…………………… 6.1.4c

c≥0.75t m……………………………6.7g

j≥0.25t m注: (1) …………………6.7f

e≥0.25t1’注: (1) …………… 6.7d

注1：:不小于2.5mm

注2：6.1.7条规定的情况除外

图2 蝶阀阀体

6.2.1 对焊端

如果用户没有特殊规定，焊接端外表面应全部进行机加工,外焊层的外形轮廓可由制造厂选定,相交处应稍稍倒角,图中虚线表示焊接坡口处最大外形.焊接端应按图3和表4的规定加工。

表4 焊接端部尺寸

单位为毫米

A——焊接端的公称外径 B——管子的公称内径 t——管子的公称壁厚

a. 管子壁厚t≤22mm的焊接端

b. 管子壁厚t＞22mm的焊接端

图３焊接端坡口

6.2.2法兰端

端法兰连接尺寸按GB/T 9113的规定，按GB/T 9124的要求加工法兰面、螺母承载面、外径、厚度和钻孔。需要时，可以加工成螺纹连接法兰，法兰的螺纹旋合部位应有足够的有效螺纹旋合长度，不包括倒角的螺纹长度，至少要等于螺纹的公称直径。

6.2.3承插焊接端

承插焊接端应符合JB/T 7746的规定。

6.2.4螺纹连接端

端部连接应符合GB/T 7306规定的55°密封管螺纹。如果用户提出要求,也可以按GB/T 12716规定的60°密封管螺纹。

6.2.5中间压力级的承插焊接端和螺纹连接端阀门

中间压力级阀门的承插孔最小壁厚和螺纹连接端最小壁厚可采用6.1.6(b)的方法，使用JB/T 7746的规定用插值法确定。

结构长度应符合GB/T 12221的规定，或符合制造厂与用户协商确定的其它尺寸。

6.3辅助连接件

6.3.1 概述

辅助连接件设计、制造和检验应保证至少具有与阀门相同的压力-温度等级。安装辅助连接件的阀门，应在进行壳体试验前，把辅助连接件安装到阀门上；制造厂和用户之间有协议的，允许在阀门壳体试验后再安装辅助连接件。焊接辅助连接件应由有资格的焊工采用评定合格的焊接工艺进行，焊工资格和焊接工艺都应符合GB 150.1～GB 150.4-2011的有关规定。

6.3.2 管螺纹

辅助连接壳体螺纹有效长度按图4和表5的规定。在金属厚度不足或螺纹孔需要加强的场合，应按图5所示加凸台。

表5 辅助连接壳体螺纹有效长度

单位为毫米

图4 辅助连接的螺纹长度

图5 辅助连接用的凸台

6.3.3承插焊接

壳体承插焊接的有关尺寸按图6和表6的规定。在金属厚度不足或需要加强的场合，应按图5所示加凸台。焊脚长度应不小于辅助连接件的管壁厚公称厚度的1.09倍或3.0mm，以较大者为准。

表6 辅助连接壳体承插焊接有关尺寸

单位为毫米

图6 辅助连接的承插焊

6.3.4 对接焊

辅助连接件可直接与壳体壁对接焊（见图7）。开孔部位需要加强的场合，应按图5所示加凸台。 6.3.5 凸台

需要加凸台的场合，凸台的外接圆直径按图5和表7规定的，其高度应有满足图6或图7要求的金属厚度。

表7 辅助连接凸台的外接圆直径

单位为毫米

图7 辅助连接的对焊

6.3.6 辅助连接件规格

除另有规定外，辅助连接件的规格按表8的规定。

表8 辅助连接件规格

单位为毫米

某些类型阀门的辅助连接件位置如图8所示。每个位置都用一个字母表示，使图示各型阀门上的位置，不需要详细的示意图或文字说明就可以指定。 6.4 阀门组件

6.4.1 阀盖或阀盖组件

阀盖或阀盖组件是不直接承受管道负荷的组件。螺栓连接的阀盖或阀盖组件，螺栓连接的螺纹应符合GB/T 193的规定，螺纹的公差与配合应符合GB/T 197的规定。连接螺栓的横截面积按式(5)的要求：

900026.656≤≤a A A N

S P b

g (5)

螺纹的剪切截面积按式(6)的要求：

42006≤s

g A A N

P (6)

式中：

P N ————设计阀门的公称压力；

A g ——由垫片或其它密封件的有效周边所限定的面积，单位为平方厘米（cm 2

）；

A b ——螺栓抗拉应力有效面积，单位为平方厘米（cm 2

）；

A s ——螺栓抗剪应力有效面积，单位为平方厘米（cm 2

）；

S a ——螺栓在38℃时的许用应力，单位为兆帕（MPa ），当S a 大于138 MPa 时，使用138 MPa 。

图8 辅助连接位置的表示方法

6.4.2 组合阀体

阀体分段结构的阀门，以螺栓或螺纹连接的阀体组件是承受管道机械负荷的，由于管道系统的温度变化、压力波动等原因产生的机械力都要作用到阀门上，设计中要充分考虑这些因素，螺栓连接的横截面积按式(7)的要求：

700076.506≤≤a A A N

S P b

g (7)

螺纹连接阀体组件,螺纹的剪切截面积按式(8)的要求：

33006 s

g A A N

P (8)

式(5)、式(6)、式(7)和式(8)中的系数6是英制转换为公制得来的，6适用于公称压力PN40至PN760,公称压力PN16至PN25时此系数为7.5。 6.5 阀杆

6.5.1 阀杆定位

阀门结构设计，不能仅靠阀杆密封紧固件（例如填料压套）固定阀杆，在阀门承压状态下，不会因为阀杆密封紧固件的脱开，阀杆从阀门中脱落出来。 6.5.2 位置标志

转动四分之一圈的阀门（例如球阀、旋塞阀、蝶阀）应有指示阀门开启和关闭位置的元件。 6.6 安装限制 6.6.1 单法兰安装

法兰连接式、对夹式、无法兰阀门一般是在成对法兰之间安装的。这些阀门也可以采用单法兰安装，用以封闭管道终端。单法兰安装的阀门所有阀座密封元件必须能安全地承受阀门的最大额定压差。如果阀门结构不能承受这种压力负荷，阀门上应按GB/T 12220的规定做出标志，以表明限制这样的安装。 6.6.2 阀瓣与配管之间的间隙

对夹式连接或法兰连接端阀门（如蝶阀或旋启式止回阀），阀瓣旋转时可能会超出法兰垫片平面；这些阀门不允许阀瓣和配接的法兰或邻接的管道之间发生干涉现象。 6. 7 对夹式阀门

对夹式阀门（如蝶阀），其结构应符合法兰连接端阀门的要求和下列要求（见图2）。 a) 阀门设计应提供指定法兰的螺栓孔直径和数量及螺栓分布圆直径。

b) 与阀体通道平行的螺栓孔可以是螺纹孔，也可以是光孔。螺纹孔可以是适用双头螺柱的盲孔。螺纹孔的深度，除倒角外，螺纹旋合长度应不少于螺栓公称直径。

c) 要求的阀体最小壁厚t m 应从阀体的内圆周线向外测量到阀体外圆周线最小距离，或从阀体的内圆周线到法兰螺栓孔内侧切线的距离。

d) 阀杆通道附近的通孔或螺纹盲孔的内侧厚度（图2的e ）应不小于阀体颈部要求壁厚的25％，但不小于2.5mm 。

e) 与阀体通道平行的孔内侧厚度（图2的f ）应不小于0.25t m ，但不小于2.5mm 。内侧厚度和外侧厚度之和应不小于阀体壁厚t m 。

f) 阀体壁中的两个相邻孔之间的阀体最小壁厚（图2的j ）应不小于0.25t m ，但不小于2.5mm 。 g)径向盲孔内侧的厚度(图2的c)不小于0.75t m 。 1 检验与试验

1.1 检验

7.1.1 铸件外观质量要求应符合JB/T 7927的规定。

7.1.2 锻件外观质量要求应符合GB/T 12228、NB/T 47008-2010(JB/T 4726)、NB/T 47009-2010(JB/T 4727)、NB/T 47010-2010(JB/T 4728)的规定。

7.1.3 承压件材料的力学和化学性能应符合表1相关标准的规定。 7.1.4 承压件的无损检验按附录C 的规定。 7.2 压力试验 7.2.1 壳体试验

每个阀门都应作表压力不低于1.5倍公称压力的壳体试验。试验应以含防腐剂的水、煤油或其它粘度不大于水的适当液体，试验在不高于50℃的温度下进行，透过受压壁有肉眼可见渗漏为不合格。试验

持续时间应按表9的规定。

试验应在阀门部分开启状态下进行。通过阀杆密封处的渗漏不应作为不合格的理由。但阀杆密封至少应在常温下能保持公称压力而无明显渗漏。

7.2.2 密封试验

壳体试验后，每个截断阀门、止回阀都应进行密封试验。试验流体应按7.2.1的规定。常温下试验压力应不低于公称压力的1.1倍，表10所列规格和压力等级的阀门，如用户选定,可以用0.6MPa的气体进行密封试验。

表10 0.6MPa气体进行密封试验的阀门

当采用气体进行密封试验时，公称压力250以下，公称尺寸100以下的阀门，可在壳体试验之前进行密封试验，其它阀门应在壳体试验后进行密封试验，密封试验持续时间应按表11的规定。试验时间是指阀门完全准备好以后，处于满载压力的检查时间。

表11 阀门密封试验持续时间

7.2.2.1 双阀座密封

对于双阀座密封的阀门，例如大部分闸阀和球阀，试验压力应依次加压到关闭件的每一侧。对独立的双阀座密封阀门（例如双闸板闸阀），可把试验压力加到闸板关闭时的阀体中腔中。

7.2.2.2 定向阀座密封

有介质流动方向要求的阀门，试验压力应按介质流动方向要求加压；其他阀门，试验压力应在最不利于阀座密封的方向加压。

7.2.2.3 受限阀座密封

受限阀座密封，是指各方面都符合本标准，但是关闭件承受压差仅局限常温下额定设计压力工况，并在高压差下会损坏阀瓣或（手动、机动、液动或电动）驱动装置的阀门，按上述要求作试验，阀瓣试验条件可降为最大给定关闭压差值的1.1倍。这个例外情况按用户与制造厂的协商执行。制造厂的铭牌数据中应包括这样的限制标记。

7.2.3 压力试验一般要求

在完成壳体试验前阀门不应涂漆或涂覆防渗漏材料，但设计中包括的内部衬里或涂层，如蝶阀阀体的非金属衬里是允许的。允许进行化学防腐处理。

7.2.4 压力试验的其他要求

压力试验的试验要求、试验介质、试验方法和步骤、评定指标等其他要求按GB/T 13927的规定。

2 缺陷清除及修复

8.1 缺陷清除

超出验收标准的缺陷应以适当的方法清除。如表面缺陷清除到允许的程度，壁厚不致减小到允许值以下，与周围表面应平缓相接。

8.2 补焊修复

缺陷清除后，如果壁厚小于允许值，形成的坑洼可用补焊法修复，条件是满足以下所有要求：

a) 焊接工艺规程和焊工资格应符合GB 150.1～GB 150.4-2011的规定。

b) 对组焊件的补焊修复应按GB 150.1～GB 150.4-2011的规定。

c) 补焊修复件按GB 150.1～GB 150.4-2011的要求进行热处理。组焊的焊缝形式可以是坡口焊缝、角焊缝和圆周对焊缝。奥氏体不锈钢的修复焊后固溶处理由制造厂自行规定，材料技术条件有要求者除外。

d）修复后的区域要以原来发现该缺陷的无损检验方法再作检验。原来用磁粉或液体渗透检验所发现的，经修复后该区域再作磁粉或液体渗透法检验，如要作焊后热处理，应在焊后热处理之后进行检验。原来用射线或超声波检验发现的，经修复后该区域再作射线或超声波检验，如果要作焊后热处理，必须在焊后热处理后进行。并应按原来的标准验收。

e) 根据射线检验结果作补焊修复的零件，在补焊后应作射线检验。有关焊缝中气孔和夹渣的验收标准应符合GB 150.4-2011的要求。

（资料性附录）

阀门公称尺寸和阀体端部基本内径的关系

表3中壳体壁厚和内径的关系是阀门压力额定值的基础。通过插值法，对任何压力-直径-材料的组合，都可以确定明确的设计依据。

根据标准压力级系列法兰尺寸，可以确定相对应的管道公称尺寸和与之相匹配的管件内径。这些关系为相应的法兰连接端阀门提供了有效的设计依据。这些设计依据也适用于焊接端阀门，因为这些阀门除连接端不同，许多方面是相同的。表A1给出了特定阀门公称尺寸和特定压力级的阀体端部基本内径尺寸。管道公称尺寸760以上、压力级420以下的内径值可以用线性外推法确定。

表A1 阀门公称尺寸和阀体端部基本内径的关系

单位为毫米

（资料性附录）

压力-温度额定值的确定方法

B.1概述 B.1.1 引言

本标准中的压力-温度额定值分为标准压力级和特殊压力级两类,特殊压力级的压力-温度额定值按附录D 的确定，标准压力级的压力-温度额定值按3.1.1的确定。本标准给出了压力-温度额定值的确定方法。

B.1.2 壁厚计算

6.1.2 对壳体壁厚的要求作了规定，表3中给出的最小壁厚数值比用式（B.1）计算的数值大一些：

Pc

nS Pcd

t 2.15.1-=

………………………………（B.1）

式中：

t ——计算壳体壁厚，单位为毫米(mm)；

Pc ——公称压力的相应计算值，数值为0.1倍的公称压力，单位为兆帕(MPa)；

d —— 流道的最小直径，不小于阀体端部内径的90％，阀体端部内径按附录A 的规定，单位为毫米(mm)；

n ——系数，当PN ≤25时，n=3.8；当PN ＞25时，n=4.8； S ——应力系数，S=48.3 (MPa ）；

式（B.1）不适用于公称压力大于PN760的阀门。 B.1.3 其他考虑因素

B.1.2中的公式得出的壳体壁厚值，比按应力为48.3MPa 承受的内压等于公称压力数的单筒壁厚值要大，对于公称压力PN20至PN420，壁厚值要大50%；对于公称压力PN760，壁厚值要大35%；表3中的实际数值比用公式得出的数值约大2.5mm 。考虑装配应力、阀门启闭应力、非圆形状和应力集中所需附加壳体厚度，必须由制造厂确定，因为这些因素的变化范围很大。 B.1.4 材料分组

表1中的分组是根据材料具有相同或相近许用应力和屈服强度分的组别。每一个组别列出的材料，许用应力和屈服强度数值不相同时，表2和附录D 中的数值采用的是最低值。 B.2 标准压力级额定值的确定方法

B.2.1 公称压力PN50至PN760的确定方法

表1中的材料，公称压力PN50至PN760的标准压力级阀门压力-温度额定值由式(B.2)确定：

ca st P PN S P ≤=

33

.14581

………………………………… (B.2)

式中：

P st -- 指定材料在温度T 时的额定工作压力，单位为兆帕（MPa ）； P ca --标准压力级在温度T 的最高允许压力，单位为兆帕（MPa ）； PN-- 公称压力；相应的计算压力, 单位为巴（bar ）;

S 1 -- 指定材料在温度T 时的选用应力，单位为兆帕（MPa ）。 B.2.2 公称压力PN16、PN20、PN25、PN40的确定方法

公称压力PN16、PN20、PN25、PN40的标准压力级阀门的压力-温度额定值由式(B-3)确定：

公称压力PN20的计算压力P r =15.3。公称压力小于PN50的，用公称压力PN20的计算压力P r =15.3和公称压力PN50的计算压力P r =50进行插补。

ca st P PN S P ≤=

1167

1

……………………… (B-3) B.3 特殊压力级额定值的确定方法

B.3.1 公称压力PN50至PN760的确定方法

表1中的材料，公称压力PN50至PN760的特殊压力级阀门压力-温度额定值由式(B-4)确定：

ca st P PN S P ≤=

1167

1

……………………… (B-4) 式中：

P st --- 指定材料在温度T 时的额定工作压力，单位为兆帕(MPa)； P ca --- 特殊压力级在温度T 的最高允许压力，单位为兆帕(MPa)； PN-- 公称压力；相应的计算压力, 单位为巴（bar ）;

S 1--- 指定材料在温度T 时的选用应力，单位为兆帕（MPa ）。 B.3.2 公称压力PN16、PN20、PN25、PN40的确定方法

公称压力PN16、PN20、PN25、PN40 的标准压力级阀门的压力-温度额定值由式(B-5)确定：

公称压力PN20的计算压力P r =15.3。公称压力小于PN50的，用公称压力PN20的计算压力P r =15.3和公称压力PN50的计算压力P r =50进行插补。

ca st P S P ≤=

Pr 933

1

…………………………… (B-5) 式中：Pr=公称压力PN 的计算压力，单位为巴（bar ）； B.4 最大额定值

确定标准压力级和特殊压力级阀门压力-温度额定值的规则，包括确定最高压力P ca ,这样可以有效的规定对选用应力的限制，规定了高强度材料最高压力-温度额定值的上限，最高压力值适用于所有中间额定值，标准压力级最高压力值列于表 B1. 特殊压力级最高压力值列于表 B2.

表B.1 标准压力级阀门最高额定值

B.2特殊压力级阀门最高额定值

钢铁材料的许用应力

表1 普通碳钢及优质碳钢构件基本许用应力/MPa 材 料类型材料 标号 截面尺寸 /mm 热处 理 材料性能拉压弯曲扭转剪切 抗拉强度σb 屈服强度σs /MPa ⅠⅡⅢⅠⅡⅢⅠⅡⅢⅠⅡⅢ σlσlσlστnτnτnτττ 普通碳钢Q215 100 热 扎 σb335～410 σs185～215 145 125 90 175 95 90 60 100 90 60 Q235 σb375～460 σs205～235 160 140 100 190 160 120 105 σσ110 100 70 Q275 σb490～610 σs235～275 175 150 110 210 170 130 115 140 105 120 110 80 优质碳钢20 ≤100 正 火 σb410 σs245 175 145 105 210 165 125 115 105 70 120 105 75 25 σb450 σs275 195 160 115 230 175 135 125 115 75 135 120 80 35 σb530 σs315 210 180 125 250 200 150 135 120 80 145 120 85 调质σb550～750 σs320～370 210 185 130 250 205 155 135 125 85 145 120 85 45 正火σb600 σs355 230 200 145 270 220 170 150 135 90 160 140 95 调质σb630～800 σs370～430 250 215 150 300 235 180 160 150 100 175 150 100 50 ≤25 正火σb630 σs375 250 215 150 300 235 180 160 150 100 175 150 100 ≤100 调质σb＞700 σs＞400 265 235 165 310 260 195 170 155 105 180 160 110

各种许用应力与抗拉强度、屈服强度的关系

各种许用应力与抗拉强度、屈服强度的关系 我们在设计的时候常取许用剪切应力，在不同的情况下安全系数不同，许用剪切应力就不一样。校核各种许用应力常常与许用拉应力有联系，而许用材料的屈服强度（刚度）与各种应力关系如下： <一> 许用（拉伸）应力 钢材的许用拉应力[δ]与抗拉强度极限、屈服强度极限的关系： 1.对于塑性材料[δ]= δs /n 2.对于脆性材料[δ]= δb /n δb ---抗拉强度极限 δs ---屈服强度极限 n---安全系数 轧、锻件n=1.2-2.2 起重机械n=1.7 人力钢丝绳n=4.5 土建工程n=1.5 载人用的钢丝n=9 螺纹连接n=1.2-1.7 铸件n=1.6-2.5 一般钢材n=1.6-2.5 注：脆性材料：如淬硬的工具钢、陶瓷等。 塑性材料：如低碳钢、非淬硬中炭钢、退火球墨铸铁、铜和铝等。 <二> 剪切 许用剪应力与许用拉应力的关系： 1.对于塑性材料[τ]=0.6-0.8[δ] 2.对于脆性材料[τ]=0.8-1.0[δ] <三> 挤压 许用挤压应力与许用拉应力的关系 1.对于塑性材料[δj]=1.5- 2.5[δ]

2.对于脆性材料[δj]=0.9-1.5[δ] 注：[δj]=1.7-2[δ]（部分教科书常用） <四> 扭转 许用扭转应力与许用拉应力的关系： 1.对于塑性材料[δn]=0.5-0.6[δ] 2.对于脆性材料[δn]=0.8-1.0[δ] 轴的扭转变形用每米长的扭转角来衡量。对于一般传动可取[φ]=0.5°--1°/m；对于精密件，可取[φ]=0.25°-0.5°/m；对于要求不严格的轴，可取[φ]大于1°/m计算。 <五> 弯曲 许用弯曲应力与许用拉应力的关系： 1.对于薄壁型钢一般采取用轴向拉伸应力的许用值 2.对于实心型钢可以略高一点，具体数值可参见有关规范。

齿轮材料许用应力选用参考规范

齿轮材料许用应力选用参考规范 不言而喻，如何选用材料许用应力，是齿轮强度设计的关键，安全系数取的太低往往带来使用安全风险，安全系数取的太高则必然造成材料和能源浪费。上世纪尤其80年代之前一些钢种如45#、40Cr、Q235(A3)、Q345(16Mn) 的许用应力数据比较全，很多设计手册中都有，但齿轮材料（如20CrMnTi、20CrNi3、20CrNiMo、20CrNiMo 等）的许用应力数据，往往在设计手册中是找不到的。本文根据机械设计的基本原则和材料标准中强度数据，演算出齿轮材料弯曲许用应力、疲劳许用应力和接触许用应力数据，供齿轮设计人员参考使用。 一、许用应力选择依据 1、许用弯曲应力—用于齿根强度计算 根据设计手册，静载荷拉应力安全系数:低强度钢n s=1.4‐1.8；高强钢n s=1.7‐2.2；以屈服强度为基数。 齿轮材料屈服强度数据可从GB/T699‐1999、GB/T1591‐2008、GB/T3077‐1999标准中选取。 受弯曲应力比拉应力状况会好一些，许用应力可以提高15‐20%。 2、许用弯曲疲劳应力—用于齿根疲劳强度计算 疲劳载荷安全系数:低强度钢n‐1=1.5‐1.8；高强钢n s=1.8‐2.5。 弯曲疲劳强度极限σ‐1=0.27（σs+σb），σs和σb数据可从GB/T699‐1999、 GB/T1591‐2008、GB/T3077‐1999标准中选取。 3、许用接触应力—用于齿面接触强度计算 许用接触应力不但与齿轮本身材料硬度有关，与其配对的齿轮硬度也有关联，下列数据是将齿轮副当同一材料看待。 齿轮硬度根据齿轮材料及其热处理方法来确定，多数数据可以从GB/T5216‐2004标准选取。 许用应力数值是材料布式硬度的0.59‐0.69，随着硬度提高，比例也增高。

弹簧常用材料及其许用应力

表1 弹簧常用材料及其许用应力 表2 弹簧钢丝的拉伸强度极限σB（MPa） 表3 常用旋绕比C值 表4 普通圆柱螺旋弹簧尺寸系列 表5 导杆（导套）与弹簧间的间隙 表6 通圆柱螺旋压缩及拉伸弹簧的结构尺寸 注：①弹簧按载荷性质分为三类： I类一受变载荷作用次数在106以上的弹簧； II类一受变载荷作用次数在103~105及冲击载荷的弹簧； III类一受变载荷作用次数在103下的弹簧。 ②碳素弹簧钢丝的组别见表2。 ③弹簧材料的拉伸强度极限，查表2。

注：表中σB均为下限值。

1.1～ 2.2 7～144～9

表6 通圆柱螺旋压缩及拉伸弹簧的结构尺寸 参数名称及代号 计算公式 备注压缩弹簧拉伸弹簧 中径D2D2=Cd按表4取标准值内径D1D1=D2-d 外径D D=D2+d 旋绕比C C=D2/d 压缩弹簧长细比b b=H0/D2b在1～5.3的范围内选取 自由高度或长度H0 H0≈pn+(1.5～2)d （两端并紧，磨平） H0≈pn+(3～3.5)d （两端并紧，不磨平） H0=nd+钩环轴向长度 工作高度或长度 H1,H2,…,H n Hn=H0-λn H n=H0+λnλn--工作变形量有效圈数n根据所要求的变形量计算n≥2 总圈数n1 n1=n+(2～2.5)（冷卷） n1=n+(1.5～2) （YII型热 卷） n1=n 拉伸弹簧n1尾数为 1/4,1/2,3/4整圈。推荐用1/2 圈 节距p p=(0.28～0.5)D2p=d 轴向间距δδ=p-d 展开长度L L=πD2n1/cosαL≈πD2n+钩环展开长度 螺旋角αα=arctg(p/πD2) 对压缩螺旋弹簧，推荐 α=5°～9° 质量ms ms=γ为材料的密度，对各种钢，γ=7700kg/；对铍青铜，γ=8100kg/

材料的许用应力和安全系数

第四节 许用应力·安全系数·强度条件 由脆性材料制成的构件，在拉力作用下，当变形很小时就会突然断裂，脆性材料断裂时的应力即强度极限σb ；塑性材料制成的构件，在拉断之前已出现塑性变形，在不考虑塑性变形力学设计方法的情况下，考虑到构件不能保持原有的形状和尺寸，故认为它已不能正常工作，塑性材料到达屈服时的应力即屈服极限σs 。脆性材料的强度极限σb 、塑性材料屈服极限σs 称为构件失效的极限应力。为保证构件具有足够的强度，构件在外力作用下的最大工作应力必须小于材料的极限应力。在强度计算中，把材料的极限应力除以一个大于1的系数n （称为安全系数），作为构件工作时所允许的最大应力，称为材料的许用应力，以[σ]表示。对于脆性材料，许用应力 b b n σσ=][ （5-8） 对于塑性材料，许用应力 s s n σσ=][ （5-9） 其中b n 、s n 分别为脆性材料、塑性材料对应的安全系数。 安全系数的确定除了要考虑载荷变化，构件加工精度不同，计算差异，工作环境的变化等因素外，还要考虑材料的性能差异（塑性材料或脆性材料）及材质的均匀性，以及构件在设备中的重要性，损坏后造成后果的严重程度。 安全系数的选取，必须体现既安全又经济的设计思想，通常由国家有关部门制订，公布在有关的规范中供设计时参考，一般在静载下，对塑性材料可取0.2~5.1=s n ；脆性材料均匀性差，且断裂突然发生，有更大的危险性，所以取0.5~0.2=b n ，甚至取到5~9。 为了保证构件在外力作用下安全可靠地工作，必须使构件的最大工作应力小于材料的许用应力，即 ][max max σσ≤=A N （5-10） 上式就是杆件受轴向拉伸或压缩时的强度条件。根据这一强度条件，可以进行杆件如下三方

接触应力

一、概述 两个物体相互压紧时，在接触区附近产生的应力和变形，称为接触应力和接触变形。接触应力和接触变形具有明显的局部性，随着离开接触处的距离增加而迅速减小。材料在接触处的变形受到各方向的限制，接触区附近处在三向应力状态。在齿轮、滚动轴承、凸轮和机车车轮等机械零件的强度计算中，接触应力具有重要意义。 接触问题最先是由赫兹（H、Hertz）解决的，他得出了两个接触体之间由于法向力引起接触表面的应力和变形，其他研究者先后研究了接触面下的应力和切向力引起的接触问题等。 通常的接触问题计算，是建立在以下假设基础上的，即 1.接触区处于弹性应力状态。 2.接触面尺寸比物体接触点处的曲率半径小得多。 计算结果表明，接触面上的主应力大于接触面下的主应力，但最大切应力通常发生在接触面下某处 由于接触应力具有高度局部性和三轴性，在固定接触状态下，实际应力强度可能很高而没有引起明显的损伤。但接触应力往往具有周期性，可能引疲劳破坏、点蚀或表面剥落，因此，在确定接触许用应力时要考虑接触和线接触。当用接触面上最大应力建立强度条件时，许用应力与接触类型有关，点接触的许用应力是线接触的许用应力的1.3～1.4倍。 二、弹性接触应力与变形 1.符号说明 E1，E2——两接触体的弹性模量 v1,，v2——两接触体的泊松比 a——接触椭圆的长半轴 b——接触椭圆的短半轴 k=b/a=cosθ R1，R1’——物体1表面在接触点处的主曲率半径。R1和R1所在的平面相互垂直。若曲率中心位于物体内，则半径为正，若曲率中心位于物体外，则半径为负。 R2， R2’——同上，但属物体2的 ψ——两接触体相应主曲率平面间的夹角 k(z/b)=cotυ——接触表面下到Z轴上要计算应力的一点相对深度 Z1——任一物体中从表面到Z轴产生最大切应力点的深度

弹簧常用材料及其许用应力

表1 弹簧常用材料及其许用应力 ③弹簧材料的拉伸强度极限，查表 2。 弹簧钢丝的拉伸强度极限 bB ( MPa ) 常用旋绕比C 值 普通圆柱螺旋弹簧尺寸系列 导杆(导套)与弹簧间的间隙 通圆柱螺旋压缩及拉伸弹簧的结构尺寸 表1弹簧常用材料及其许用应力(摘自 GBI239-1976 ) 特性及用途 强度高，韧性好, 适用于做小弹簧 弹性好，回火稳定 性好，易脱碳，用 于制造大载荷弹簧 注：① 弹簧按载荷性质分为三类: I 类一受变载荷作用次数在 106 以上的弹簧; II 类一受变载荷作用次数在 103~10 5及冲击载荷的弹簧; III 类一受变载荷作用次数 在 103 下的弹簧。 ②碳素弹簧钢丝的组别见表

表2弹簧钢丝的拉伸强度极限 o ( MPa ) 注：表中OB 均为下限值。 碳素弹簧钢丝 特殊用途碳素弹簧钢丝 重要用途弹簧钢丝 钢丝直径 d(mm) I 组 II 组Ila 组 III 组 钢丝直径 d(mm) 甲组 乙组 丙组 钢丝直径 d(mm) ■1 65Mn 0.32 ? 0.6 2599 2157 1667 0.2? 0.55 2844 1 2697 1 2550 0.63 ? 0.8 2550 2108 1667 0.6 ? -0.8 2795 2648 2501 0.85 ? 0.9 2501 2059 1618 0.9 ?1 2746 2599 2452 1765 1 2452 2010 1618 1. 1 2599 2452 1? 1.2 1716 1.1? 1.2 2354 1912 1520 1.2 ? -1.3 2501 2354 1.4 ? -1.6 1.3? 1.4 2256 1863 1471 1.4 ? -1.5 2403 2256 1667 1.5? 1.6 2157 1814 1422 1.8 ?2 1618 1.7? 1.8 2059 1765 1373 2.2 ? -2.5 2 1961 1765 1373 1569 2.2 1863 1667 1373 2.8 ? -3.4 1471 2.5 1765 1618 1275 3.5 1422 2.8 1716 1618 1275 3.8 ? -4.2 1373 3 1667 1618 1275 4.5 1324 3.2 1 1 1667 1520 1177 4.8 ? -5.3 1275 3.4? 3.6 1618 1520 1177 5.5 ?6 4 1 1 1569 1471 1128 4.5? 5 1471 1373 1079 5.6? 6 1422 1324 1030 6.3? 8 , 1 1226 981 1 1

螺栓的材料和许用应力

螺栓的材料和许用应力 六、螺栓的材料和许用应力 (1)螺栓材料 常用材料：Q215、Q235、25和45号钢，对于重要的或特殊用途的螺纹联接件，可选用15Cr ，20Cr，40Cr，15MnVB，30CrMrSi等机械性能较高的合金钢。 (2)许用应力 螺纹联接件的许用应力与载荷性质(静、变载荷) 、联接是否拧紧，预紧力是否需要控制以及螺纹联接件的材料、结构尺寸等因素有关。精确选定许用应力必须考虑上述各因素，设计时可参照表11-4选择。 表11-4 螺栓、螺钉、螺柱、螺母的性能等级 注：9.8级仅适用于螺纹公称直径≤16mm 的螺栓、螺钉和螺柱。 表11-5紧螺栓联接的许用应力及安全系数 注：松螺栓联接时，取：[σ]=σs/S，S=1.2～1.7。

表11-6 许用剪切和挤压应力及安全系数 例11-1 如例图11-1所示，一铸铁吊架用两个螺栓固紧在混凝土梁上。吊架所承受的静载荷为P=6000 N，吊架底面尺寸及其它有关尺寸如图所示。试求受力最大的螺栓所受的拉力。 解：该螺栓联接属受轴向载荷的普通螺栓联接(受拉螺栓联接)，螺栓受拉力 和螺纹间的摩擦力矩的作用。若将增加30%以考虑的影响，则可认为螺栓所受的当量拉力为 ＝1.3 1、计算受力最大的螺栓所受的轴向工作载荷： F＝P/2+PL/500 ＝6000/2+6000×350/500=7200N 2、预紧力F'的大小应能满足下面两个条件： 受弯矩M=PL作用后，联接的右端不出现间隙； 受弯矩M=PL作用后，联接的左端不被压溃。 为了满足第一个条件，应使：在接合面上，由预紧力F'产生的压应力应比与由拉力P产生的拉应力与由弯矩M产生的弯曲应力之和要大。即 由此可求得F'≥13500 N。 并校核是否满足联接的左端不被压溃的条件(一般可以满足，这里略去这一校核) 3、确定螺栓的相对刚度由表11-2，查得相对刚度为