阀门壁厚(1)

rIV [( 1 2 )2 ( 2 3 )2 ( 3 1 )2 ] / 2
[σ ]=σ s /ns
5
6
破坏条件 σ r =σ b
破坏性质 脆断破坏
ε =ε
jx=σ
b /E
τ max =τ jx =σ s /2
屈服破坏
ud =ud jx
屈服破坏
脆断破坏
F
7 简图
阀门的阀体则有一个通道，或三通、四通甚至 多通道，形状比压力容器更为复杂；与压力容器一 样，在阀门设计计算、材料选用时必须要确定其壁 厚，以满足承受介质压力的强度、刚度和腐蚀性等 要求。 壁厚是阀门设计制造最重要的数据。世界各国 大多在阀门产品标准中规定阀体壁厚或专门制定了 阀门壳体壁厚标准。如，GB/T12224, GB/T12234， GB/T12235, GB/T12236，GB/T12237, GB/T12238， GB26640；ASME B16.34,E101,API600，API602， API603，API6D；EN12516,DIN3840,BS1873等等， 作为阀门材料消耗水平的重要指标，《壁厚标准》 也为企业之间的公平竞争提供了基本条件。
企业如果主导或参与某项标准制定，就掌握了确 定该产品技术性能指标的话语权，也标志本企业在 行业中的位次和实力。 现代企业营销方式通常有三种，即一流企业卖标 准，二流企业卖品牌, 三流企业卖质量。目前，阀门 行业很多企业采用关系营销，更多阀门企业采用代 理营销，也有少数是采用网络营销。我国阀门行业 数千家制造厂不入流企业为数不少！
1.1第一强度理论——最大拉应力理论
假设条件：材料受拉伸或压缩载荷作用，在 最大应力（拉/压）截面的值超过极限而脆 性断裂。如图1：
破坏条件： 强度条件： 相当应力： 许用应力： σ r =σ b σ rI≤[σ ] σ rI=σ 1 [σ ]=σ b /nb
F F A F
图1
1.2第二强度理论——最大伸长线应变理论
GB/T12224针对钢制阀门提出一般要求，规定 了阀门材料、壁厚及基本内径。GB/T12234、 GB/T12235、GB/T12236、GB/T12237、GB/T12238 （即GB/T系列产品标准）分别描述不同类型的阀门 ；GB/T12234、GB/T12235、GB/T12236规定了不同 压力级别不同公称口径的阀门壁厚，并给出了相应 的流道直径数据。GB/T12237规定了各压力级别不 同公称口径相应的流道直径，并指出壁厚按照 GB/T12224；GB/T12238规定了流道直径和材料为 HT200的阀体壁厚数值。这使得阀门设计制造可基 于安全可靠的标准进行。 GB26640-2011（简称《壁厚标准》）规定了钢制 阀门最小壁厚和铁制阀门最小壁厚。
四个强度理论的比较
序号 1 2 3 4 名称 第一强度理论 最大拉应力理论 第二强度理论 最大伸长线应变理论 σ rII≤[σ ] σ rII[σ 1-μ (σ 2+σ 3)] [σ ]=σ b /nb 第三强度理论 最大剪应力理论 σ rIII≤[σ ] σ rIII(σ 1 -σ 3 ) [σ ]=σ s /ns σ rIV≤[σ ] 第四强度理论 形状改变比能理论 强度条件 σ rI≤[σ ] 相当应力 σ rI=σ 1 许用应力 [σ ]=σ b /nb
y
x² y ² 其方程式为 1 a² b²
(a>b>0 )
a x
y b
x
图6
对上式椭圆方程式
x² y ² 1 a² b²
求导即可得到椭圆曲率半径：
dy 2 3/ 2 [1 ( ) ] dx 1 d2y dx 2
dy 2 x 1 dx 2 dy dx
12
优
点
13 14
缺
点
没有考虑其他两个应力的影响，不 试验表明不如第一强度理论更符合实 没有考虑中间主应力σ 2对材料屈 够合理。对于在任何截面上都没有 比较复杂 际 服的影响 拉应力的情况不适用。 偏于保守 保守，安全 保守，安全 偏于节约，充分利用材料。
安全性
举例说明，同一种材料： σb ＞ σs 一般,τ =σ s /2 所以,[τ ]=[σ ] /2 。
Байду номын сангаас
1.强度理论
强度计算常用符号： σ1、σ2、σ3 ——三向正应力 σr——当量（相当）应力 σb ——强度极限 σs ——屈服极限 [σ] ——许用应力 n——安全系数 nb——相对于强度极限σb的安全系数 ns——相对于屈服极限σs的安全系数 τ——剪应力 [τ]——许用剪应力 ε——线应变 μ——泊松比
N
r
d d /2
2N sind /2
N
图10
o1
r
o
dl
图11
o1
dr
1
r
d
2
s
o
dl
图12
由公式（6）（7），圆筒形压力容器圆周应力 为经向应力的2倍。从而解释了为什么压力容器超载 时一般首先沿纵向开裂，而非垂直断裂。
3.阀门壁厚
3.1壁厚标准 我国《特种设备安全监察条例》规定 0.1MPa(1bar)，25mm以上为压力管道。欧盟压力设 备指令(Pressure Equipment Directive, PED, 97/23/EC) 规定压力0.5bar以上即为承压设备。因 此，绝大多数阀门属于压力管道元件，对于管道、 设备乃至全系统的正常运行、维护操作及安全可靠 有重要作用。阀门有各种介质，有高压、高温、低 温、腐蚀、有毒、有害、可燃、易爆等等。压力容 器多为圆柱形，端部采用球形（或平板）封头，设 计时要考虑强度、支撑、介质出入口、安全泄放等 等。
1/ 2
推导后得出两曲率半径为：
则得 ρ 1=maψ 3 ρ 2=maψ
用垂直于轴线的平面切割旋转薄壳，得到平行 圆（或纬线），其半径与该圆上各点第二曲率半径 ρ 2的关系为（参见图7）：
若旋转薄壳承受内压力P，其轴截面如图7。 在壳体上取微小单元abcd，该单元受内压P的作 用，在ab、cd、bc和ad四个面上的内力与压力P 作用在微小单元的力应保持平衡。 以下分别求解微小单元总的法向内应力和 轴向内应力。 介质压力P始终垂直于容器表面，即方向沿 旋转薄壳法线，指向壳体表面。微小单元总的 法向内应力与压力P平衡，微小单元总的轴向内 应力与压力P的轴向分力相平衡。 注：请勿混淆经向Vs径向，周向Vs轴向。
2.无力矩旋转薄壳理论
旋转薄壳理论假定承受内压的壳壁如薄 膜一样，只承受拉、压应力，不承受弯曲应 力，即假设应力沿壁厚均匀分布，且不产生 弯矩。一般来说，旋转薄壳可以是椭圆经线 绕中心轴旋转形成（图5）。
y o1 o1
x A
k1 k2
1
2
A B
r
o
o
图5
名词术语：
经面和经线——图中OAO1为母线，绕Y轴旋转形 成旋转薄壳。用过轴线的纵平面切割旋转薄壳可 以得到一条经线，如OBO1，旋转母线为一条经线 。两经面之间的角度用θ 表示。 法线和法截面——经线上任意一点B绕轴线旋转 一周，其轨迹为平行圆（亦称纬线）。过B点做垂 直于壳体面的直线必与轴线相交，如图中BK2，该 直线为即法线。同一平行圆上的法线与轴线相交 形成一个圆锥面，即为该旋转薄壳的法截面。法 线与轴线的夹角用 φ表示。
A F
F
F
F
8
理论根据
外力过大使得材料在最大拉应力截 外力过大使得材料沿最大伸长线应变 外力过大使得材料沿最大剪应力 外力过大使得材料变形超过了形状改变必能发生 面脆性断裂 的方向脆性断裂 截面滑移屈服破坏 屈服破坏
9
最大拉应力σ 1是引起材料脆断 最大伸长线应变ε 1是引起材料 最大剪应力τ 是引起材料屈服破 破坏的原因；即三个主应力中最大 脆断破坏的原因；即最大主应力引起 形状改变比能是引起材料屈服破坏的因素；即形 破坏原因 坏的原因；即最大剪应力τ 达到 的拉应力σ 1达到材料的极限值σ 1jx， 的线应变ε 1达到了材料的极限值ε jx， 状改变比能达到材料的极限值，导致屈服破坏 材料的极限值τ jx，导致屈服破坏 导致脆断破坏 导致脆断破坏 极限值 适用类型 极限应力 jx 极限应变 ejx 极限剪应力 tjx 极限形状改变比能 ud jx
（浏览GB26640）
3.2壁厚公式及其推导说明
GB/T12224附录B给出了壁厚计算公式
1.5PNd t ……………(GB/T12224 B.1) 20S 1.2PN
GB26640《壁厚标准》列出了2个壁厚计算的 基本公式。即公式GB26640（1）和（6）。另外 还列出了2个与壁厚有关的应力计算公式（7）和 （8）。
GB26640-2011《壁厚标准》范围a) 、b)、c)款 指出，该标准适用的钢制阀门范围是 PN10～PN760,DN≤1250，其中PN760仅适用于焊接端， 承插焊及螺纹连接阀门仅限于DN≤100。范围d) 、e) 款指出，该标准适用的铁制阀门范围是 PN1.0 ～ PN25,DN≤3000。 可以看出，《壁厚标准》适用范围非常宽泛，几乎 包容了所有钢铁阀门。
GB26640公式（6）和公式（8）是建立在旋转薄 壳理论基础上，利用第一、第四强度计算公式推导而 得。 如上述公式（6）（7）中用圆柱壳体中面直径D 代替旋转薄壳半径r,则圆柱壳体的两向应力σ θ ,σ Φ 分别为：
第一曲率半径ρ 1——在经面上作垂直于经线 的直线，与法线相交，两交点之间的线段为旋转 薄壳的第一曲率半径。如，图5中BK1。 第二曲率半径ρ 2——法线长度为旋转薄壳的 第二曲率半径，如图5中BK2。
为了得到旋转薄壳的应力，必须先求得其曲率 半径ρ 1、ρ 2 。 椭圆是一个点到两定点距离为常数的运动轨迹 （图6），
o1 P
k1
d
d
k2
r a
b d
c
o
图7
o1 N k1
1
dN
s
d
r+dr
2
d
k2
N
r
b a
N
c d
N P
o
图8
s
d
b a d
c
P
图8
o1 k1
d
k2
N
2
dN
1
(N dN ) sind /2 d /2
r+dr
b, c
r
N N sind o /2
a, d
d /2
N
N
d
图9
周向力法向分量如下：
假设条件：材料受扭转载荷作用，在最 大剪应力截面滑移发生屈服破坏。如图 3： 破坏条件： τ max =τ jx =σ s /2 强度条件： σ rⅢ≤[σ ] 相当应力： σ rⅢ =(σ 1 -σ 3 )许用 应力： [σ ]=σ s /ns 图3
1.4第四强度理论——形状改变比能理论
假设条件：材料受任何形式载荷的作 用，在最大应力点形状改变达到极限 值引起屈服破坏。如图4：
假设条件：材料受拉伸或压缩载荷作用，在最大 线应变方向的变形超过极限值发生脆性断裂。如 图2 ：
破坏条件： ε =ε jx=σ b /E 强度条件： σ rII≤[σ ] 相当应力： σ rII=[σ 1μ (σ 2+σ 3)] 许用应力： [σ ]=σ b /nb
F F
图2
1.3第三强度理论——最大剪应力理论
10 11
适于脆性材料承受内压及拉力， 对于砖、石、混凝土、铸铁等脆 适于塑性材料承受拉伸或扭 适于塑性材料承受拉压扭转等复杂载荷 如铸铁。 性材料是十分适用。 矩载荷 简单适用，且比第二强度理论更符 比较简单，考虑变形引起的破坏 合实际 比较全面和完善，最接近复杂载荷实际。对钢、 比较简单，对计算承受扭矩载荷 铝、铜等金属塑性材料，比第三强度理论更符合 的轴类零件较方便 实际，考虑了σ 2的影响。
破坏条件： ud =udjx 强度条件： σ rⅣ≤[σ ] 相当应力： 许用应力： [σ ]=σ s /ns 图4
rIV [( 1 2 )2 ( 2 3 )2 ( 3 1 )2 ] / 2
rIV [( 1 2 ) 2 ( 2 3 ) 2 ( 3 1 ) 2 ] / 2
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阀门壁厚
魏玉斌 2014年4月26日温州
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目录
1.强度理论 2.无力矩旋转薄壳理论 3.阀门壁厚 3.1壁厚标准 3.2壁厚公式及其推导说明 3.3三种壁厚公式计算结果比较 3.4特殊级阀门壁厚和超临界阀门壁厚 3.5阀门选型与壁厚的关系 附：壁厚标注及其测量