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阀门壁厚

2014年 4月 26 日温州魏玉斌

联系方式：魏玉斌工作单位：南方阀门制造有限公司MOBILE: 13806832291EMAIL: WYBHN@163.COMQQ:429684775TEL:0577-67319660FAX:0577-67319600

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

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

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： σr =σb

强度条件： σrI≤[σ]相当应力： σrI=σ1

许用应力： [σ]=σb /nb

图 1

1.2 第二强度理论——最大伸长线应变理论假设条件：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=εjx=σb /E强度条件： σrII≤[σ]相当应力： σrII=[σ1- μ(σ2+σ3)] 许用应力： [σ]=σb /nb

图 2

1.3 第三强度理论——最大剪应力理论

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： τmax =τjx =σs /2 强度条件： σrⅢ≤[σ]相当应力： σrⅢ =(σ1 -σ3 ) 许用应力： [σ]=σs /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 ：

破坏条件： ud =udjx

强度条件： σrⅣ≤[σ]相当应力： 许用应力： [σ]=σs /ns

2 2 21 2 2 3 3 1[( ) ( ) ( ) ] / 2rIV 2 2 21 2 2 3 3 1[( ) ( ) ( ) ] / 2rIV 2 2 2

1 2 2 3 3 1[( ) ( ) ( ) ] / 2rIV

图 4

四个强度理论的比较序号

名称第一强度理论 第二强度理论 第三强度理论 第四强度理论

1 最大拉应力理论 最大伸长线应变理论 最大剪应力理论 形状改变比能理论2 强度条件 σrI≤[σ] σrII≤[σ] σrIII≤[σ] σrIV≤[σ]

3 相当应力 σrI=σ1 σr[σ1-μ(σ2+σ3)] σr(σ1 -σ3 ) 　

4 许用应力 [σ]=σb /nb [σ]=σb /nb [σ]=σs /ns [σ]=σs /ns

5 破坏条件 σr =σb ε=εjx=σb /E τmax =τjx =σs /2 ud =ud jx

6 破坏性质 脆断破坏 脆断破坏 屈服破坏 屈服破坏

7 简图

8 理论根据 外力过大使得材料在最大拉应力截面脆性断裂

外力过大使得材料沿最大伸长线应变的方向脆性断裂

外力过大使得材料沿最大剪应力截面滑移屈服破坏

外力过大使得材料变形超过了形状改变必能发生屈服破坏

9 破坏原因

　　最大拉应力 σ 是引起材料脆断破坏的原因；即三个主应力中最大的拉应力 σ 达到材料的极限值σjx ，导致脆断破坏

　　最大伸长线应变 ε1 是引起材料脆断破坏的原因；即最大主应力引起的线应变 ε1 达到了材料的极限值 εjx ，导致脆断破坏

最大剪应力 τ 是引起材料屈服破坏的原因；即最大剪应力 τ 达到材料的极限值 τjx ，导致屈服破坏

形状改变比能是引起材料屈服破坏的因素；即形状改变比能达到材料的极限值，导致屈服破坏

10 极限值 极限应力 jx 极限应变 jx 极限剪应力 jx 极限形状改变比能 ud jx

11 适用类型 　　适于脆性材料承受内压及拉力，如铸铁。

　　对于砖、石、混凝土、铸铁等脆性材料是十分适用。

　　适于塑性材料承受拉伸或扭矩载荷 适于塑性材料承受拉压扭转等复杂载荷

12 优 点 简单适用，且比第二强度理论更符合实际 比较简单，考虑变形引起的破坏 比较简单，对计算承受扭矩载荷

的轴类零件较方便比较全面和完善，最接近复杂载荷实际。对钢、铝、铜等金属塑性材料，比第三强度理论更符合实际，考虑了 σ2 的影响。

13 缺 点没有考虑其他两个应力的影响，不够合理。对于在任何截面上都没有拉应力的情况不适用。

试验表明不如第一强度理论更符合实际

没有考虑中间主应力 σ2 对材料屈服的影响 比较复杂

14 安全性 偏于保守 保守，安全 保守，安全 偏于节约，充分利用材料。

A

F

FF FF

2 2 21 2 2 3 3 1[( ) ( ) ( ) ] / 2rIV

举例说明，同一种材料： σb ＞ σs 一般 ,τ=σs /2 所以 ,[τ]=[σ] /2 。

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 ）。

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 表示。φ

第一曲率半径 ρ1——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 ρ2——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 ρ1 、 ρ2 。 椭圆是一个点到两定点距离为常数的运动轨迹（图 6 ），

图6

其方程式为

(a>b>0 )

² ²

² ²

x y1

a b

对上式椭圆方程式

² ²

² ²

x y1

a b 求导即可得到椭圆曲率半径：

3

1

2

2

2

/2[ ( )1 ] 

dydxd ydx

/

2

dydx

dydx

1 22

x 1

推导后得出两曲率半径为：

则得ρ1=maψ3

ρ2=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 ρ2

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。

图 7

图 8

图 8

图 9

周向力法向分量如下：

图 10

图 11

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。

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！

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。

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。

（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

20S 1.2PNt

……………(GB/T12224 B.1)

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 σθ,σΦ

分别为：

第一强度理论假设零件只承受正应力载荷，只要满足正应力强度条件即可。

因此，壁厚计算公式（ GB26640公式 6）是按第一强度理论进行计算的。

同样推导公式（ 8 ），按照旋转薄壳理论和第四强度理论，可以得到阀门壁厚计算公式（ 8 ）。

第四强度理论假设零件承受三向应力载荷，强度计算应满足合成应力条件。而薄壳理论假设壳体只承受拉压应力载荷，沿壁厚均布。

3.3 三种壁厚公式计算结果比较

按照第四强度理论（公式 8 ）、第一强度理论（ GB26640 公式 6 ）和ASME（GB26640 公式 1 ）三种计算公式对若干规格闸阀阀体壁厚进行计算，结果列表如下。

Δ1 ＝（ ① - ④） / ④ % ，Δ2 ＝（ ASME - ④） /④% ，Δ3 ＝（ ASME - ① ） / ① % ，

比较说明： ① 在压力、直径、材料许用应力相同情况下，

表中，以第四强度理论计算的壁厚最小，第一强度理论计算壁厚较大，计算壁厚最大的是 ASME 计算方法。

② 表 2 中， Δ1 是第一强度理论壁厚大于第四理论壁厚的百分比， Δ2是 ASME 壁厚大于第四理论壁厚的百分比， Δ3是 ASME 壁厚大于第一强度理论壁厚的百分比。

③ 壁厚计算公式中直径d 的确定：第一、第四强度理论计算公式均要求d 值取阀体

体腔内的最大直径。

ASME B16.34 计算或查表确定壁厚， d 值选择方法如下：

壁厚计算中符号意义：

d——壁厚计算直径

d0——阀体流道最小直径d1——阀体流道端部（入口）内径d＇——阀体颈部直径

d＂——当量直径

为便于理解，列出计算直径 d确定程序如图：

图 13

为便于理解，列出计算直径 d确定程序如图：

GB26640 标准阀门内径

《壁厚标准》附录 A.1 表格给出了DN750 以下钢制阀门的内径，没有规定铁制阀门内径。如前所述，阀门内径不同的取值方式，有不同的壁厚计算结果。对内径不作规定，会造成设计壁厚的不一致。

关于阀门材料 ASME B16.34 壁厚计算公式中的材料应力7000 是一个定值，与公式 GB26640（ 6 ）及公式（ 8 ）中的 [σL] 同样是材料性能指标。 ASME B16.34 壁厚计算公式只限于表 1所列出的碳素钢、合金钢及不锈钢等三类牌号材料。不属于该标准的钢材不适合应用其公式计算阀门壁厚。 GB26640-2011表 1 ～ 4 列出了钢制阀门壁厚，设计者应慎重选择钢材的具体牌号。 GB26640-2011表 5 ～ 11 列出了铁制阀门壁厚，并指明所用铸铁牌号是 HT200 、 HT250 ，球墨铸铁牌号是 QT450-10, 其它牌号材料（如 HT300、QT400-18 、可锻铸铁等等）设计者应自行计算确定壁厚。

3.4 特殊级阀门和超临界阀门

3.4.1 特殊级阀门 特殊级阀门的概念来之于 ASME B16.34 。

特殊级阀门是指满足 ASME B16.34第 8 章规定的无损检验并按照要求修复缺陷，达到质量等级后，该阀门可以按照表 2 中带有标记B 的温度压力表安装使用阀门。

因此，特殊级阀门与标准级阀门设计方面没有区别，不能认为特殊级阀门壁厚比标准级阀门薄或厚！

但是，同样工作温度和压力时，特殊级与标准级则可能为不同级别的阀门。如，温度压力P54100 ，用 WC6 材料，则应选用 2500LB 标准级阀门或 2000LB 插入级阀门，用WC9、 C12A、 F91、 F92 材料，用1500LB 特殊级阀门即可；

温度压力 P57190 ，用 WC9 材料，则应选用4500LB 标准级阀门，用 C12A、 F91、 F92材料，用 2500LB 标准级阀门即可； 二者壁厚相差甚大！

温度 260℃ 压力 25.8MPa ，用 WCB 材料，1500LB 特殊级阀门即可 , 同样用 WCB 材料，标准等级则需要 2500LB 标准级阀门。如 NPS12 ，二者壁厚差， 1500LB 壁厚 52mm， 2500LB壁厚 82mm 。直接材料费用高出 58% ，且，流通能力 1500LB 更优于 2500LB 。

3.4.2 超临界阀门 准确应称作超临界阀门机组关键阀门。是超

临界火力发电工程引入的阀门概念。 简单来说，超临界阀门是指工作参数超过了介质临界参数的阀门。

临界参数是指物质达到临界点的参数。使物质发生相变的点，叫临界点，该点的温度、压力数值叫临界参数。

水蒸汽的临界参数是 374.15℃ ，压力是 22.129Mpa

亚临界机组参数一般在 546～570℃,18.3Mpa以下，机组容量一般为 200MW、300MW最大不超过 600MW。

目前，我国超临界机组参数达到 566～575℃ ， 24.5～ 26 Mpa ，机组容量 600～660MW ，超超临界机组参数达到 605～ 613℃ ，27.6～ 29 Mpa1000MW 。

超临界机组效率比亚临界机组高 2 ～ 3% ，超超临界机组比超临界机组高 4% 。燃煤消耗从亚临界机组的 450g/kwh 降低到 273g/kwh （目前最好有达到 183g/kwh ），节约用煤 35% 以上。排放到大气中的二氧化碳、二氧化硫、氧化氮及烟尘均可以减少（约减少 15% ） 。

如果以同样 1000MW 机组计算，超超临界机组比亚临界机组，每年大约节煤 130 万吨，减少酸雨排放约 3 万吨以上。可以设想其是多么大的企业经济效益和社会环境效益！

由此可知，同样规格阀门，超超临界阀门壁厚大于超临界阀门，更大于一般的高温高压阀门。

阀门型式设计顺序如下：

阀门类型选择 按工况要求：截断（开关快慢、流阻要求、流量大小）、

控制、调节、安全、单向流等

阀体材料选择 按工作温度和介质特性选择

压力级选择 按工作温度下的工作压力选择

公称直径选择 按流量或管子尺寸选择（前者较复杂，后者比较简单）

操作形式选择 按自动化要求、防爆、隔爆、动力源等确定

认可图 包含结构示意图、外形尺寸、连接尺寸、参考重量、主

要零件材料、性能参数指标及制造厂名称、业主名称或

工程项目名称等内容

3.5 阀门选型与壁厚的关系

阀门类型选择往往要根据用户要求选择，如闸阀、球阀、截止阀等等。阀门类型确定后，按照介质工作温度选择主体材料。

3.5.1 材料选择：

材料名称 材料牌号 ℃最高使用温度灰铸铁 HT200

可锻铸铁 KT300-06

球墨铸铁 QT450-10 -30~350

碳素铸钢 WCB -29~425

锻造碳钢 25 450

WB36 427WC6、WC9 540、570ZG1Cr5Mo、C5 550ZG20CrMoVZG15Cr1Mo1V12Cr1MoVC12A、F91 605F92 650ZG1Cr18Ni9TiZG0Cr18Ni12Mo2Ti

CF8M

F304

CH8

CH20

CK20

ZCuSn10Zn2ZCuAl9Mn2ZCuAl10Fe3

铸造铜合金

不锈钢

-254~800（仅限于焊接端阀门）

-29~800（仅限于焊接端阀门）

-273~200

-196~600

合金钢

-15~250

570

如客户提出要 566℃ ， 24.5MPa 的阀门，请确定压力级。华氏度 摄氏度

oF ℃

150 300 600 900 1500 1500 2500 2500 3000 3500 4500 4500

(Mpa) Mpa Mpa Mpa Mpa

壳体检测 450 1125 2250 3375 5625 39.54375 9375 65. 90625 16875 118. 63125

SHELL TEST

密封检测 325 825 1650 2475 4125 28.99875 6875 48. 33125 12375 86. 99625

SEAT TEST 290 750 1500 2250 3750 26.3625 6250 43. 9375 52.7 61.5 11250 79. 0875

-20 TO 100 ℃ 290 750 1500 2250 3750 26.3625 6250 43. 9375 11250 79. 0875

200 93.333333 290 750 1500 2250 3750 26.3625 6250 43. 9375 11250 79. 0875

300 148.88889 290 750 1500 2250 3750 26.3625 6250 43. 9375 11250 79. 0875

400 204.44444 290 750 1500 2250 3750 26.3625 6250 43. 9375 11250 79. 0875

500 260 290 750 1500 2250 3750 26.3625 6250 43. 9375 11250 79. 0875

600 315.55556 290 750 1500 2250 3750 26.3625 6250 43. 9375 11250 79. 0875

650 343.33333 280 735 1465 2200 3665 25.76495 6110 42. 9533 10995 77. 29485

700 371.11111 280 730 1460 2185 3645 25.62435 6070 42. 6721 10930 76. 8379

750 398.88889 275 720 1440 2160 3600 25.308 6000 42. 18 10800 75. 924

800 426.66667 260 680 1355 2030 3385 23.79655 5645 39. 7 10160 71. 4248

850 454.44444 230 600 1200 1800 3000 21.09 5000 35. 15 9000 63. 27

900 482.22222 180 470 945 1415 2360 16.5908 3930 27. 6279 7070 49. 7021

950 510 160 420 840 1260 2105 14.79815 3505 24. 64 6310 44. 3593

1000 537.77778 160 420 840 1260 2105 15 3505 24.64 23 27 6310 44

1015 546 160 420 840 1260 2105 14.80 3505 24. 6 29.6 34.5 6310 44. 4

1050 566 160 420 840 1260 2105 14.80 3505 24. 64 29.6 34.5 6310 44. 4

1094.4 576 145 375 755 1130 1885 13.25155 3145 22. 10935 26.5 30.9 5655 39. 75465

1100 593.33333 139 360 724 1084 1808 13 3015 21 25 30 5423 359

1121 605 910 1519 11 2529 18 18 25 4553 128

1130 610 105 280 555 835 1395 9.80685 2320 16. 3096 19.6 22.8 4180 29. 3854

1150 621.11111 70 180 360 540 900 6.327 1500 10. 545 2700 18. 981

1200 648.88889

注意：(1) 仅适用于焊接端口阀门。法兰端口额定温度最高为537℃. Notes: (1) For weld end valves only. Flanged end ratings terminate at 1000 oF.

最大非冲击工作压力，PSIG

MAXIMUM NON-SHOCK WORKING PRESSURE, PSIG

3.5.2 确定压力等级：ASTM A217 等级 C12AASTM A182 等级 F91

客户提出要 546℃ ， 24.5MPa 的阀门，接管尺寸为 φ508×40 ASTM A335 P91 材料，请确定阀门的公称直径。

根据有关标准 ,如 ASME B16.34 公称管径与内径的对应表 , 按客户给出的管道尺寸确定阀门规格 .如上述尺寸即可选择 2500Lb-20”、 22”或 24”阀门。与管道内径最接近的是 24”，内径为 412.8mm 。

影响阀门规格的实际因素很多，应综合考虑各种因素。但最主要的是客户要求。

3.5.3 确定公称直径：

阀门设计往往按照有关标准选择壁厚，如上述2500Lb-20” 可以按 ASME B16.34 确定壁厚

如 2500Lb-20” 内径选 II、 III 方案，则阀门外径达 φ641.9或 φ697.4远远大于管子外径的φ508 ，造成对焊连接的困难，所以，选择方案 I较好。

（选择操作形式等略去）。 单从以上选型壁厚确定比较，三种方案壁厚比

为 1 ： 1.12： 1.21 。

3.5.4 壁厚确定：

附：壁厚标注及其测量

多处标注，便于测量壁厚。标注正偏差，保证满足最小壁厚标准。 图

14

标注正负偏差，减去负偏差绝对值后赢满足最小壁厚

图 15

标注内外径代替标注壁厚，不能保证最小壁厚。

图 16

闸板的最小厚度

S为闸板的最小厚度，而非L、 B、 T、M等。

图 17

如果闸板设计为刚性板，则板芯厚度为最小厚度。 闸板最小厚度应通过计算校核，一般大于阀体最小壁厚。

图 16

结束语

1. 阀门产品标准、《壁厚标准》均列出各种规格阀门的壁厚，赢首先执行产品标准要求。 2. 标准以表格方式列出了阀门壁厚，同时，给出了壁厚计算公式。使用时须满足表格所列的壁厚数值。必要时（如，全新设计计算、认证审核、客户验收、第三方检验等等）应按公式计算阀门壁厚。 3. 一般来说，计算壁厚小于等于标准表格列出的数值。如若相反，则应校核计算公式选用是否正确，或计算数据或计算过程是否有错误。

4.建议图纸设计标示的壁厚应大于等于标准表格规定数值，更大于计算数值。

5.对于超过标准规定范围的阀门，设计者必须谨 慎选择公式自行计算壁厚。建议按第一强度理论公式

或 ASME 公式计算确定壁厚，然后用另外的公式（如第四强度理论公式）校核计算。

6. 对壁厚公式涉及的数据应正确选用： 如工作压力 P ，应选择 38℃常温下的工作压力； 计算内径d 更要严格判断取值。《壁厚标准》表

1 ，列出了内径 d=3～ 1300mm 的壁厚，而附录表 A.1 只列出 DN15～DN750 对应的阀门内径。显然，对大于 DN750 口径的阀门，每个设计者选择不同的 d 值，应该有不同的壁厚，标准统一作出规定不尽恰当。

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