标准搜索结果: 'GBZ129-2016'
| 标准编号 | GBZ 129-2016 (GBZ129-2016) | | 中文名称 | 职业性内照射个人监测规范 | | 英文名称 | Specifications for individual monitoring of occupational internal exposure | | 行业 | 国家标准 | | 中标分类 | C57 | | 国际标准分类 | 13.100 | | 字数估计 | 63,676 | | 发布日期 | 2016-06-28 | | 实施日期 | 2016-11-01 | | 旧标准 (被替代) | GBZ 129-2002 | | 引用标准 | GB 18871; GBZ 128; GBZ/T 154 | | 标准依据 | 国卫通(2016)8号 | | 发布机构 | 中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局 | | 范围 | 本标准规定了内照射个人监测的原则和方法。本标准适用于职业性内照射个人监测。 | GB/Z 32564-2016
Nut design guide
ICS 21.060.10
J13
中华人民共和国国家标准化指导性技术文件
螺母设计指南
2016-02-24发布
2016-06-01实施
中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局
中国国家标准化管理委员会发布
前言
本指导性技术文件按照GB/T 1.1-2009给出的规则起草。
本指导性技术文件采用重新起草法修改采用ISO/T R16224:2012《螺母设计指南》(英文版)。
本指导性技术文件与ISO/T R16224:2012的技术性差异及其原因:在规范性引用文件中,用我国
标准代替国际标准(第2章),以符合我国紧固件基础标准。
本指导性技术文件由中国机械工业联合会提出。
本指导性技术文件由全国紧固件标准化技术委员会(SAC/TC85)归口。
本指导性技术文件负责起草单位:中机生产力促进中心。
本指导性技术文件参加起草单位:中国第一汽车股份有限公司技术中心、海盐宇星螺帽有限责任公
司、上海金马高强紧固件有限公司、浙江国检检测技术有限公司、东风商用车有限公司东风商用车技术
中心、绍兴山耐高压紧固件有限公司。
本指导性技术文件由全国紧固件标准化技术委员会秘书处负责解释。
螺母设计指南
1 范围
本指导性技术文件给出了符合GB/T 3098.2规定的螺母设计准则,以防止静态拉力超载时出现螺
纹脱扣的失效形式。
本指导性技术文件也适用于非标准螺母或与螺栓配合的内螺纹件(符合GB/T 192)。但是,尺寸
因素,如对边宽度或其他与螺母刚度有关的尺寸、螺纹公差等都会影响螺栓和螺母连接副的承载能力。
因此,应针对计算结果进行验证试验。
注:本指导性技术文件提到的“螺栓”和“螺母”用作内、外螺纹紧固件的通用术语。
2 规范性引用文件
下列文件对于本文件的应用是必不可少的。凡是注日期的引用文件,仅注日期的版本适用于本文
件。凡是不注日期的引用文件,其最新版本(包括所有修改单)适用于本文件。
GB/T 192 普通螺纹 基本牙型(GB/T 192-2003,ISO 68-1:1998,MOD)
GB/T 196 普通螺纹 基本尺寸(GB/T 196-2003,ISO 724:1993,MOD)
GB/T 3098.1 紧固件机械性能 螺栓、螺钉和螺柱(GB/T 3098.1-2010,ISO 898-1:2009,MOD)
GB/T 3098.2 紧固件机械性能 螺母(GB/T 3098.2-2015,ISO 898-2:2012,MOD)
3 代号
以下给出的代号适用于本文件。
As 螺栓实际应力截面积,mm2
As,公称螺纹公称应力截面积,mm2
ASb 外螺纹承剪面积,mm2
ASn 内螺纹承剪面积,mm2
C1 螺母扩张的修正系数
C2 螺纹弯曲影响螺栓脱扣强度的修正系数
C3 螺纹弯曲影响螺母脱扣强度的修正系数
d 外螺纹公称直径,mm
d1 外螺纹基本小径,mm
d2 外螺纹基本中径,mm
d3 外螺纹小径,mm
dA AS 对应的等效直径,mm
D 内螺纹公称直径,mm
D1 内螺纹基本小径,mm
D2 内螺纹基本中径,mm
Dc 螺母沉孔直径,mm
D m 螺母有效高度或旋合螺纹长度meff上,沉孔截面的平均直径,mm
F 拉力载荷,N
FBb 螺栓断裂载荷,N
Fm 极限拉力载荷,N
Fp 保证载荷,N
FS 螺栓和螺母连接副的脱扣载荷,N
FSb 外螺纹脱扣载荷,N
FSn 内螺纹脱扣载荷,N
Fu 极限夹紧力,N
Fy 屈服夹紧力,N
Hc 端面倒角高度,mm
H 螺纹原始三角形高度,mm
m 螺母高度,mm
mc 螺纹脱扣失效与断裂失效等概率螺母临界高度,mm
meff 螺母有效高度,mm
meff,c 螺纹脱扣失效与断裂失效等概率螺母有效临界高度,mm
P 螺距,mm
Rm 抗拉强度,MPa
Rmn 螺母抗拉强度,MPa
RS 强度比
s 螺母对边宽度,mm
Sp 保证应力,MPa
x 剪切强度/抗拉强度比
μth 螺纹间摩擦系数
τBb 螺栓材料剪切强度,MPa
τBn 螺母材料剪切强度,MPa
4 设计原则
4.1 承受拉力载荷时螺栓和螺母连接副可能出现的断裂形式
当螺栓和螺母连接副承受过载的静态拉力时,会出现以下3种失效形式:
---当螺纹旋合长度足够,螺母或内螺纹材料强度足够时,螺栓断裂;
---当螺纹旋合长度太短,螺母或内螺纹材料强度较高时,外螺纹脱扣;
---当螺纹旋合长度太短,螺母或内螺纹材料强度较低时,内螺纹脱扣。
以上断裂失效形式中,螺栓断裂是可预期的,因为它表明了螺栓和螺母连接副的全承载能力。此
外,紧固过程中局部螺纹脱扣,很难发现。因此,在服役中夹紧力和/或承载能力的不足会增大断裂风险。
4.2 螺栓和螺母连接副破坏载荷的计算
4.2.1 通则
如4.1所述,在螺母拧紧过程中,当发生静态拉力超载时,螺栓、螺钉或螺柱可能出现3种失效形式,
并可分别由以下3种破坏载荷表示:
---螺栓断裂载荷(FBb);
---外螺纹脱扣载荷(FSb);
---内螺纹脱扣载荷(FSn)。
以上3种载荷主要取决于螺母高度、螺母硬度或其材料抗拉强度、螺栓硬度或其材料抗拉强度、螺
纹直径、螺距,以及螺栓和螺母螺纹有效旋合长度。
此外,3种载荷相互影响,如螺母硬度的增加会提高外螺纹脱扣载荷。
亚历山大(E.M.Alexander)[5]建立了一个计算这3种载荷的数学模型。符合GB/T 3098.1和
GB/T 3098.2的螺栓和螺母连接副基本上应遵循以下设计原则:当静态拉力超载时,该连接副不应发生
脱扣,因为此种失效不易被发现。这意味着螺栓断裂载荷(FBb)应低于其他2种载荷值。
这就是GB/T 3098.2按不同的高度和硬度,将螺母分为1型和2型的原因。
4.2.2 螺栓断裂载荷(FBb)
4.2.2.1 通则
螺栓断裂通常发生在夹紧部位未旋合螺纹长度的中间处,因此,其断裂载荷与螺母技术条件无关。
4.2.2.2 纯拉力的螺栓断裂载荷
对符合GB/T 3098.1的螺栓,抗拉强度等于极限拉力载荷除以螺纹公称应力截面积As,公称,如
式(1):
d1---外螺纹基本小径(GB/T 196);
H ---螺纹原始三角形高度(GB/T 192)。
式(1)用螺纹公称应力截面积As,公称可将载荷转换为抗拉强度,反之亦然。由此求得的螺栓实物的
抗拉强度Rm 与其材料的性能并不完全一致。例如,小规格螺栓d1 和d2 的基本偏差较大,所以,比相
同性能等级的大规格螺栓需要更高的硬度或材料抗拉强度。
因此,在计算时使用螺栓实际应力截面积As(代替As,公称)、实际d1 和d2 按式(2)求得螺栓断裂载荷FBb:
然而,这并不意味着该螺纹实际应力截面积仅由螺纹几何形状(中径和小径)确定。螺栓的承载能
力不仅受尺寸影响,还受应力集中[6]导致的分布在未旋合螺纹部分的塑性延伸影响。未旋合螺纹长度
影响塑性延伸的分布,从而影响螺栓承载能力。未旋合螺纹长度较短的螺栓往往承受较高的拉伸载荷。
4.2.2.3 扭-拉复合作用的螺栓断裂载荷
VDI2230[7]给出了用式(3)来计算屈服夹紧力Fy:
式(3)基于最大畸变能理论,并假定整个截面上各区域的屈服扭应力相同。根据该理论,拧紧时的
螺栓断裂载荷,即极限夹紧力Fu可以Rm代替Rp0.2而求得:
4.2.3 螺纹脱扣载荷(FSb,FSn)
4.2.3.1 纯拉力的螺纹脱扣载荷
按亚历山大理论[5],FSb和FSn由式(5)求得:
式中:
C1---螺母扩张的修正系数;
C2---螺纹弯曲影响螺栓脱扣强度的修正系数;
C3---螺纹弯曲影响螺母脱扣强度的修正系数。
由图1给出C2 和C3 与强度比RS 的关系,这表明当发生脱扣的破坏形式时,虽然脱扣载荷受螺纹
搭配零件(螺栓或螺母)的强度影响,但会发生哪一种螺纹(内螺纹或外螺纹)脱扣是由RS 决定的。
注:利用有限元分析和试验的研究[8]表明,由式(6)计算出的C1 值对于对边宽度较小的螺母过于保守。这表明由此
设计出的对边宽度较小的螺母较安全。
用式(5)计算螺纹承剪面积时,假设倒角高度的40%对螺纹有效旋合长度(即螺母有效高度)meff有效。
a 内螺纹脱扣;
b 外螺纹脱扣。
图1 螺纹弯曲影响脱扣强度的修正系数C2 和C3
根据图2的假设,ASb和ASn可由式(7)得出:
对单面倒角螺母,meff=m -0.6hc;对双面倒角螺母,meff=m -1.2hc。
说明:
d ---外螺纹公称直径;
D1 ---内螺纹基本小径;
Dc ---螺母沉孔直径;
hc ---端面倒角高度;
m ---螺母高度;
meff ---螺母有效高度(=螺纹有效旋合长度)。
a 内外螺纹旋合详图。
图2 六角螺母有效高度meff
4.2.3.2 拧紧过程中的脱扣载荷
拧紧过程中螺纹与支承面间的滑移使螺母扩张增大,而导致螺栓与螺母的承剪面积都减小,是主要
影响脱扣载荷的因素,见4.3.2.3和5.2。
另外,拧紧时的螺栓断裂载荷[即式(4)中的Fu]一般会降低15%~20%。
4.3 影响螺栓和螺母连接副承载能力的因素
4.3.1 基于亚历山大理论的影响因素
表1按亚历山大理论概括了对3种可能发生的失效形式(见4.2.1)的影响因素,并给出对3种破坏
载荷的影响程度(直接/间接/无影响)以及直接相关变量。
表1 螺栓和螺母连接副承载能力的影响因素
项目因素变量
影响程度
FBb FSb FSn
螺栓性能等级(硬度)
抗拉强度,Rm
剪切强度,0.6Rm
修正系数,C2,C3
○ ○ ●
螺母硬度
剪切强度,0.6Rmn
修正系数,C2,C3 - ● ○
螺母高度承剪面积,ASb,ASn - ○ ○
螺母对边宽度修正系数,C1 - ● ●
螺栓螺纹公差等级
螺栓实际应力截面积,AS
承剪面积,ASb,ASn ○ ○ ○
螺母螺纹公差等级承剪面积,ASb,ASn - ○ ○
螺母倒角高度/角度承剪面积,ASb,ASn - ○ ○
螺栓/螺母D/P
螺栓实际应力截面积,AS
承剪面积,ASb,ASn ○ ○ ○
○ 直接或重大影响。
● 间接或轻微影响。
- 无影响。
4.3.2 亚历山大理论未考虑的,但可能影响螺栓和螺母连接副承载能力的因素
4.3.2.1 材料的剪切强度/抗拉强度比
式(5)中,剪切强度/抗拉强度比x(=τBb/Rm 或τBn/Rmn)对所有碳钢、合金钢紧固件都取0.6,但x
取决于材料及其性能等级。VDI2230[7]推荐的x 值见表2。
表2 剪切强度/抗拉强度比x 与GB/T 3098.1规定的螺栓性能等级的关系
性能等级4.6 5.6 8.8 10.9 12.9
x=τBb/Rm 0.70 0.70 0.65 0.62 0.60
应当注意,表2的数值是从较低性能等级螺栓(螺母)的安全方面考虑,由式(5)计算出的保守值。
但修正系数C2 和C3 的值是根据经验确定的。因此,式(5)中应考虑剪切强度与抗拉强度比x 的影响。
对于其他材料(如不锈钢和有色金属),x 的取值应另作考虑,见参考文献[7]。
4.3.2.2 螺栓与螺母螺距偏差
基于有限元的分析结果[8]显示,螺纹脱扣起初发生在靠近螺母支承面的第一扣旋合螺纹处,因为螺
栓和螺母连接副中,该处无螺距偏差,承剪面最小,载荷最大。因此,对于有螺距偏差的螺栓和螺母连接
副,脱扣载荷FSb和FSn会有所不同,因为这种偏差导致载荷分担到每一个旋合螺纹。从螺纹承载能力
方面看,螺栓螺距略小于螺母螺距的螺栓和螺母连接副更可取。
4.3.2.3 螺纹之间和支承面之间的摩擦系数
如4.2.2.2和4.2.3.2所述,当施加紧固载荷时,螺栓断裂载荷FBb和螺栓和螺母连接副的脱扣载荷
FS 都会减小。
FBb的减小是由式(4)计算出的复合应力引起的,其中螺纹间摩擦系数(μth)的影响显著。另一方
面,FS 的减小主要是由于螺纹旋合时滑移导致的螺母扩张引起的。μth对其的影响并不清楚。这说明
当μth越大,螺栓断裂发生的几率越高。
在5.2的设计程序中,仅对某些范围的摩擦系数,允许断裂载荷有5%的相对减小量。
今后,建议引入断裂载荷(即极限夹紧力Fu)代替0.95FBb,紧固修正系数C1'代替C1。
5 基于亚历山大理论的螺栓和螺母连接副计算方法
5.1 通则
图3概括了亚历山大理论。对特定材料性能组合的螺栓和螺母连接副,其脱扣载荷FS=min(FSb,
FSn)与旋合螺纹的承剪面积,即螺母有效高度meff、旋合螺纹数量呈线性关系,而与螺栓断裂载荷FBb无
关。因此,可以通过选取螺母高度来控制螺栓和螺母连接副的失效形式。
图3中,当脱扣载荷恰好等于螺栓断裂载荷时,螺母高度定义为螺母临界高度meff,c。由于存在影
响因素(如表1所示),脱扣载荷和断裂载荷有差异,使螺母有效高度离散分布。因此,螺母最小高度的
确定需考虑到每种失效形式发生的可能性。
假设剪切强度是螺栓和螺母各自材料抗拉强度的60%,则失效载荷可以通过式(2)和式(5)计算出来。
可以用蒙特卡罗(MonteCarlo)模拟法来获得图3中meff,c的分布,见5.2。
图3 失效载荷(FS 和FBb)与螺母有效高度(meff)的关系
5.2 规定硬度的螺母最小高度
计算螺母最小高度的步骤如下:
步骤1:对于规定了规格和性能等级的螺栓搭配的螺母,选择螺母材料,确定最小抗拉强度,即最低
硬度。
步 骤2:假定每个变量都按表3中给出的偏差(6σ)呈正态分布,并在公差带以内,脱扣更有可能
发生。
步 骤3:利用正态分布的随机变量,计算meff=1D (见图3)时的螺栓断裂载荷FBb和脱扣载荷FS。
步骤4:通过图3给出的关系,计算FS=0.95FBb时的螺母临界有效高度meff,c。
步骤5:得出螺母临界有效高度meff,c。
步骤6:以10%meff,c作为螺母最小有效高度meff,min。
步骤7:用图2给出的关系计算得到螺母最小高度m min'。
步骤8:加上公差并圆整数值求得规定的螺母最大高度m max。
步骤9:从m max中减去螺母高度公差求得规定的螺母最小高度m min。
表3 有关变量的假定偏差
变量螺母螺栓
螺母抗拉强度Rmn 60MPa Rm 60MPa
大径D - d 20%公差
中径D2 30%公差d2 25%公差
小径D1 50%公差d3 由P 和r 算出
齿根半径- - r 0.01P
螺母高度m 60%公差- -
沉孔角度- 5° - -
沉孔直径Dc 0.01D - -
步骤4中,5%的断裂载荷减小量是紧固过程中扭矩载荷引起的。紧固时,断裂载荷因式(4)表示的
复合应力而减小,脱扣载荷因旋合螺纹滑移使螺母扩张而减小,见4.2.3.2。
5.3 规定高度的螺母最低硬度
基于亚历山大理论的仿真分析,规定高度的螺母适用的硬度范围只能通过反复试验获得。因此,已
经研究出一套简单程序化的方法来确保过程的清晰性和将来修订时的一致性。
推荐的方法[9]是假设硬度为给定平均值,并可利用表3中的偏差得到最小硬度值。而不利用从
表3在0.95FBb=FS 的条件下求得的变量平均值计算求出。
为了反向计算,将式(5)变换为:
利用条件0.95FBb=FS 和C2、C3* 的反函数求得强度比RS:
用ISO 18265中的换算表将由RS 计算出的螺母抗拉强度换算为维氏硬度(HV)。
5.4 保证载荷
螺母保证载荷试验是用一个淬硬芯棒进行,其螺纹公差为5h6g、最低硬度为HRC45,
见GB/T 3098.2。
亚历山大建议按下列步骤计算保证载荷:
步骤1:假设螺母和芯棒在普通材料及最低强度条件下。
步骤2:利用式(5)计算芯棒和螺母连接副螺母螺纹脱扣载荷FSn,min。
步骤3:考虑到断裂载荷和保证载荷的差异,将0.98FSn,min作为保证载荷Fp。保证应力Sp 等于
Fp/As,公称。
受修正系数C3 影响,芯棒和螺母连接副的螺母螺纹脱扣载荷预计比螺栓和螺母连接副高,5级的
约高14%,8级、9级的约高10%,10级的约高3%,见图1和式(5)。
6 GB/T 3098.2规定值与计算结果比较
6.1 获得规定值的通则
众所周知,亚历山大理论是GB/T 3098.2规定值的理论基础。但该理论是基于螺母材料的硬度,
同时考虑螺栓和螺母连接副的其他技术条件来确定最小螺母高度的(见5.2)。因此,原始计算得到的一
定公称直径螺母的最小高度会由于性能等级、螺纹牙型(粗牙或细牙)的不同而存在一定差异。
另一方面,螺母标准规定了1型(标准螺母)和2型(高螺母)螺母,如1型:GB/T 41、GB/T 6171;
2型:GB/T 6175、GB/T 6176。每种型式中,螺母高度与公称直径有关。因此,修正螺母最低硬度值是
必需的,其保证载荷或保证应力也应相应改变。
6.2 1型和2型螺母最低维氏硬度和保证应力的计算
表4和表5给出GB/T 3098.2规定的各规格、型式、性能等级螺母的最低维氏硬度(HV)和按5.3
求出的相应的保证应力Sp。
为了与螺栓材料的抗拉强度Rm 进行比较,按式(12)计算保证应力Sp:
由于GB/T 3098.2规定的数值经“标准化”处理......
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