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地址：中国（上海）自由贸易试验区临港新片区环湖西二隐吵路888号C楼

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紧固件：为将两个或两个以上零件（或构件）紧固连接成为一件整体时所采用的一类机械零件的总称，是起紧固和连接基中作用的标准件；

标准件：是指结构、尺寸、画法、标记等各个方面已经完全标准化，并由专业厂生产的常用的零（部）件，如螺纹件、键、销、滚动轴承等等。

广义包括标准化的紧固件、连结件、传动件、密封件、液压元件、气动元件、轴承、弹簧等机械零件。

狭义仅包括标准化紧固件。 国内俗称指察的标准件是标准紧固件的简称，是狭义概念，但不能排唯锋茄除广义概念的存在。

此外还有行业标准件,如汽车标准件、模具标准件等，也属于广义标准件。

多的是有预紧力的连接方式，预紧力的连接可以提高螺栓连接的可靠性、防松

能力及螺栓的疲劳强度，并且能增强螺纹连接体的紧密性和刚度。在螺纹紧固

件的连接使用中，没有预紧力或预紧力不够时，起不到真正的连接作用，一般

称之为欠拧；但过高的预紧力或者不可避免的超拧也会导致螺纹连接的失败。

众所周知，螺纹连接的可靠性是由预紧力来设计和判断的，但是，除在实验室

可以测量外，在装配现场一般是不易直观的测量。螺纹紧固件的预紧力则多是

采用力矩或转角的手段来达到的。因此，当设计确定了预紧力之后，安装时采

用何种控制方法？如何规定拧紧力矩的指标？则成为关键重要问题，这就提出

来了螺纹紧固件扭（矩）－拉（力）关系的研究课题。

螺纹紧固件扭－拉关系，不仅涉及到扭矩系数、摩擦系数（含螺纹摩擦系数和

支撑面摩擦系数）、屈服紧固轴力、屈服紧固扭矩和极限紧固轴力等以一系列

螺纹连接副的紧固特袜冲性的测试及计算方法，还涉及到螺纹紧固件的应力截面积

和承载面积的计算方法等基础的术语、符号的规定。并且也还必须给出螺纹紧

固件紧固的基本规则、主要关系式以及典型的拧绝野紧方法。目前，这些内容

ISO/TC2尚无相应的标准，德国工程师协会早在七十年代就发表了DVI2230《高

强度螺栓连接的系统计算》技术准则。日本也于1987和1990年发布了三项国家

标准，尚未查到其他国家的标准。国内尚未发现相应的行业标准，仅少数企业

制定了企业标准。尤其是随着引进技术的国产化不断的拓展和螺纹紧固件技术

发展的需要，这一需求日趋迫切。这也就是制定此项标准的初衷。

日本国家标准JIS B 1082-1987《螺纹紧固件应力截面积和承载面积》、JIS B

1083-1990《螺纹紧固件紧固通则》及JIS B 1084-1990《螺纹紧固件拧紧试验

方法》三个标准，概括了国际上有关螺纹紧固件扭－拉关系的研究成果和应用

经验，根据标准验证，对我国也是适用的。因此，在制定标准时，在充分消

化、分析日本标准的基础上，提出了等效采用的意见。

因此，本系列标准也包括了下列三个国家标准：

1、GB/T168231-1997《螺纹紧固件应力截面积和承载面积》

2、GB/T168232-1997《螺纹紧固件紧固通则》

3、GB/T168233-1997《螺纹紧固件拧紧试验方法》

一、GB/T168231-1997《螺纹紧固件应力截面积和承载面积》

本标准等效采用JIS B 1082-1987《螺纹紧固件应力截面积和承载截面积》标

准，本标准是设计螺纹紧固件扭－拉关系系列标准之一。

1、 范围

本标准规定的螺告宏歼纹紧固件的应力截面积（As）适用于计算外螺纹紧固件的最小

拉力载荷、保证载荷以及内螺纹紧固件的保证载荷。外螺纹紧固件包括螺栓、

螺钉和螺柱等标准件和专用件；内螺纹紧固件包括螺母标准件、专用件及机体

中的螺孔。其螺纹尺寸及公差均应符合GB/T193、GB/T196和GB/T197的规定。本

标准不适用于寸制螺纹、统一螺纹、惠氏螺纹等其他螺纹紧固件。

2、 螺纹紧固件应力截面积计算公式

本标准规定的螺纹紧固件应力截面积计算公式有两个，即公式（1）和公式

（2）。

螺纹紧固件应力截面积计算公式（1）与已发布的国家标准，即GB/T30981《紧

固件机械性能 螺栓、螺钉和螺柱》、GB/T30982《紧固件机械性能 螺母》、

GB/T30984《紧固件机械性能 细牙螺母》和GB/T30986《紧固件机械性能 不

锈钢螺栓、螺钉、螺柱和螺母》等标准的规定完全一致。

螺纹紧固件应力截面积计算公式（2）是参照JIS B 1082标准，首次推出的新的

一种计算公式，这个公式是直接利用螺纹公称直径（d）和螺距（P）数据，求

出螺纹紧固件应力截面积（As）。公式（1）与公式（2）是等同的计算式，只

不过是公式（2）比公式（1）计算更加方便。美国ASTM619标准也采用了这一公

式。

标准中规定“如无特殊要求，取3位有效数字”，如无特殊要求时，即一般应照

此处理。在已发布的紧固件机械性能国家标准中，也都是这样处理的。也就是

说，当As<1时，取小数点后3位数；当1≤As<10时，取小数点后2位数；当10≤

As<100时，取小数点后1位数；当100≤As<1000时，取3位整数乘以10n。

3、 螺纹紧固件应力截面积值

标准根据GB/T193《普通螺纹 直径与螺距系列》有关规定，在标准表1中给出了

粗牙螺纹M1～M68和细牙螺纹M8×1～M130×6D的螺纹紧固件应力截面积值。总

之，标准表1给出的螺纹紧固件应力截面积值，完全能满足螺栓、螺钉、螺柱和

螺母等螺纹紧固件产品现行国家标准的需要。

4、 螺纹紧固件承载面积计算公式

虽然螺纹紧固件产品品种，但是，按支撑面的形状大致可分为圆形、六角形和

方形三种，因此，在标准表2中给出了这三种支撑面承载面积的计算公式。承载

面积应当是支撑面与被连接件实际接触部分的面积，产品品种不同，承载面积

肯定不同，即使是同一批零件，承载面积也不一定完全相同，如在计算中将支

撑面形状、尺寸公差、螺栓和螺钉通孔的尺寸和公差都予以考虑，无可非议，

但是，给计算增加了麻烦，使用也不一定方便。标准制定时确定了计算承载面

积近似值的原则，故标准表2中所列出的螺纹紧固件承载面积计算公式的各变量

均采用公称尺寸或极限尺寸。

螺纹紧固件承载面积的计算与螺纹紧固件应力截面积的计算一样，如无特殊要

求，取3位有效数字。

5、 面积比

螺纹紧固件承载面积（Ab）值与螺纹紧固件应力截面积（As）之比，简称为面

积比（Ab/As）。

当面积比小于1时，即螺纹紧固件应力截面积（As）值大于螺纹紧固件承载面积

（Ab）值，则支撑面的压强过大，这对普通螺纹紧固件是不适宜的，尤其是对

高强度螺纹紧固件更是不宜采用的。

6、 典型螺纹紧固件的承载面积及面积比

标准中图1～6及表3～表5列出了典型螺纹紧固件的种类、螺纹紧固件承载面积

（Ab）值以及面积比（Ab/As）值。其中有关参数均采用我国现行的紧固件基础

标准和产品标准的规定，如：六角头螺栓的标准系列和加大系列按GB/T3104、

方头螺栓按GB/T8、内六角头螺钉按GB/70、六角法兰面螺栓按GB/T5787及盘头

螺钉按GB/67和GB/T818选取的。

7、 应当说明的几个问题

①、标准中虽然以螺栓、螺钉分类给出了计算更是及有关数据，但当螺母支撑

面的形状、尺寸与表中六角头螺栓、方头螺栓、六角头发兰面螺栓相同时，表

中的数据也适用于该螺母。

②、表中的螺栓和螺钉通孔直径dh按GB5277标准中中等装配系列（无内倒角）

的基本尺寸选取。

③、表中的垫圈面直径Dw,见图2，按Dw=095S计算。

④、内六角螺钉、六角法兰面螺栓的支撑面直径dW分别按GB/70、GB/T5787、的

“dWmin”选取。

⑤、方头螺栓（标准型）的对边宽度，按GB/T8（即GB/T3104标准系列）的

“Smax”值选取。

⑥、盘头螺钉的支撑面直径dW，按GB/T67或GB/T818的“dWmax”值选取。

二、GB/T168232-1997《螺纹紧固件紧固通则》

本标准等效采用JIS B 1083-1990《螺纹紧固件紧固通则》标准，本标准也是设

计螺纹紧固件扭－拉关系系列标准之一。本标准有两个附录，附录A“螺纹摩擦

系数、支承面摩擦系数与扭矩系数的对照表”和附录B“螺纹摩擦系数、支承面

摩擦系数与屈服紧固轴力和屈服紧固扭矩的对照表”均为标准的附录（现应为

规范性附录）。

1、范围

本标准的名称为“螺纹紧固件紧固通则”，所以本标准限于螺纹紧固件的范

围。但是，螺纹紧固件包括的种类、设计选用的紧固方法很多，在一个通用规

则中不可能完全包括进去，而只能规定最通用的方法。因此，本标准适用于最

典型的，也就是最通用的“螺栓－螺母连接副”。本标准规定了拧紧螺栓－螺

母连接副连接的术语、基本要求、主要关系式以及典型的拧紧方法。本标准也

适用于螺栓或螺钉拧入机体内螺纹的连接副或者其他外螺纹（专用件）与内螺

纹的连接副。但是，本标准对自攻螺钉、自钻自攻螺钉和木螺钉的“螺纹连接

体”（由螺纹紧固件和被连接件构成的总体是不适用的，对于螺纹连接体中使

用弹簧垫圈或弹性垫圈（如：外齿锁紧垫圈、内齿锁紧垫圈、内外齿锁紧垫

圈、鞍形弹性垫圈等）以及使用有效力矩型螺纹紧固件（如：尼龙锁紧螺母

等）的螺纹连接副也都是不适用的。总之，本标准仅适用于影响螺纹紧固件

“扭－拉”关系最简单或单纯的，最典型或通用的螺纹连接副。

2、术语及符号

标准表1中给出的术语及其定义和相应的英文名称，以及表2给出的本标准使用

的主要符号及其含义，均等同采用JIS B 1083-1990标准。因为JIS标准制定

时，相应的英文名称参考了JHBLCKFORD著的《An Introduction to the

Design and Behavior of Bolted Joints〈螺栓连接件的设计与应用〉》

（1981Dekker发行）的资料，并且，这些与我国现行术语大同小异，基本适

用，故没有必要另搞一套。

3、螺纹紧固的基本要求

国内外实践表明，螺纹紧固件的紧固，并不是像有些人想像得那样，不就是螺

丝螺帽吗？用扳手拧紧就行了吧。螺纹紧固的方式方法很多，但是最简单的、

最常用的还是使用手工扳拧工具进行拧紧，这种紧固手段虽然容易操作，但

是，对于高强度或者重要的连接紧固中是绝对不行的，也是绝对不允许的，这

一点恐怕极易被人忽视。因为使用手工扳拧工具进行拧紧的方法是无法控制轴

向预紧力的，也是会影响螺纹连接体的可靠性，甚至会直接影响整机或工程的

性能和质量。因此，在螺纹紧固件的连接设计中应该明确提出确切的初始预紧

力的指标要求，在装配工艺或施工规范中，根据设计要求，应制订切实可行的

方案，采用合适的拧紧方法，准确控制，来确保设计目标的实施，是非常必要

的。在这方面钢结构工程多年来积累了许多经验。汽车行业在技术引进中，通

过通过吸收消化过程，也广泛地采用了国际先进技术，在这方面做了很多基础

研究工作。目前，在各行业中不论是在螺纹紧固件连接紧固的连接理论、检测

试验、还是现场装配使用研究工作都引起了足够的重视。所以，标准中对螺纹

紧固的基本要求虽然只有一段话，但意义深刻。

4、螺纹紧固的主要关系式

从标准图1中可以看出，螺纹紧固件紧固时，可以根据螺栓承受应力处于屈服点

的内或者外的位置，可分为弹性区或塑性区紧固。

弹性区内的紧固扭矩与预紧力的关系，见式1；

弹性区内的紧固转角与预紧力的关系，见式6；

屈服紧固轴力与螺纹应力截面积及其等效直径的关系，见式7；

屈服紧固扭矩与屈服紧固轴力的关系，见式8。

5、螺纹拧紧方法

选择螺纹连接的拧紧方法，应该在充分了解各种拧紧方法特性的基础上，按照

设计对初始预紧力离散程度的要求、预紧力的大小、使用条件等因素来合理选

择拧紧方法。其中对初始预紧力离散程度的要求，通常用紧固系数（Q）来表

示，一般也称之初始预紧力离散度。虽然拧紧工具以及精度的不同，所对应的

初始预紧力离散度也是不同的，但是，由于拧紧方法的不同，在拧紧时对应的

初始预紧力离散度更是不同的，因此，紧固系数是选择螺纹拧紧方法的一个重

要条件。

标准表3中给出了扭矩法、转角法及扭矩斜率法三种常用的典型拧紧方法。下面

就分别将它们的特点简单的介绍如下：

⑴、 扭矩法

从标准图2“紧固扭矩和预紧力的关系图”中可以看出，扭矩法就是利用扭矩与

预紧力的线性关系在弹性区进行紧固控制的一种方法。该方法在拧紧时，只对

一个确定的紧固扭矩进行控制，因此，因为该方法操作简便，是一种一般常规

的拧紧方法。但是，由于紧固扭矩的90％左右作用于螺纹摩擦和支承面摩擦的

消耗，真正作用在轴向预紧力方面仅10％左右，初始预紧力的离散度是随着拧

紧过程中摩擦等因素的控制程度而变化的，因而该拧紧方法的离散度较大，适

合一般零件的紧固，不适合重要的、关键的零件的连接。

⑵、 转角法

从标准图3“紧固转角和预紧力的关系图”中可以看出，转角法就是在拧紧时将

螺栓于螺母相对转动一个角度，称之为紧固转角，把一个确定的紧固转角作为

指标来对初始预紧力进行控制的一种方法。该拧紧方法可在弹性区和塑性区使

用。从标准图3“紧固转角和预紧力的关系图”中还可以看出，Q-F曲线斜率急

剧变化时，随着紧固转角的设定误差，预紧力的离散度也会变大。因此，在被

连接件和螺栓的刚性较高的场合，对弹性区的紧固是不利的；对塑性区的紧固

时，初始预紧力的离散度主要取决于螺栓的屈服点，而转角误差对其影响不

大，故该紧固方法具有可最大限度地利用螺栓强度的优点（即可获得较高的预

紧力）。

应该注意的是该拧紧方法在塑性区拧紧时会使螺栓的杆部以及螺纹杆部发生塑

性变形，因此，对螺栓塑性差的以及螺栓反复使用的场合应考虑其适用性。另

外，对预紧力过大，会造成被连接件受损的情况时，则必须对螺栓的屈服点及

抗拉强度的上限值进行规定。

⑶、 扭矩斜率法

从标准图4“紧固转角相对应的预紧力及紧固扭矩图”中可以看出，扭矩斜率法

是以Q-F曲线中的扭矩斜率值的变化作为指标对初始预紧力进行控制的一种方

法。该拧紧方法通常把螺栓的屈服紧固轴力作为控制初始预紧力的目标值。该

拧紧方法一般在螺栓初始预紧力离散度要求较小并且可最大限度地利用螺栓强

度的情况下使用。但是由于该拧紧方法对初始预紧力的控制与塑性区的转角法

基本相同，所以，需要对螺栓的屈服点进行严格的控制。该拧紧方法与塑性区

的转角法相比，螺栓的塑性即反复使用等方面出现的问题较少，有一定的优

势，但是，紧固工具比较复杂，也比较昂贵。

6、附录

在附录A中给出了螺纹摩擦系数、支承面摩擦系数与扭矩系数关系的对照表。即

当已知预紧力、螺纹摩擦系数、支承面摩擦系数以及螺纹公称直径的六角头螺

栓连接副连接时，可由附录A表A1（包括粗牙和细牙）中查出扭矩系数，并按公

式1求出紧固扭矩。

在附录B中给出了螺纹摩擦系数、支承面摩擦系数与屈服紧固轴力和屈服紧固扭

矩关系的对照表。即当已知螺栓的公称直径、性能等级以及螺纹摩擦系数、支

承面摩擦系数时，可由附录B表B1中分别查出屈服紧固轴力和屈服紧固扭矩的

值。

在标准附录B图B1中，仅以螺纹公称直径M10，性能等级88级的螺栓为例，给出

了螺纹摩擦系数、支承面摩擦系数与屈服紧固轴力和屈服紧固扭矩的关系。由

图B1也可以看出螺纹摩擦系数对屈服紧固扭矩的影响较小（曲线的轨迹趋近于

水平线），几乎可以忽略不计。因此，标准制订时，为了简化，把屈服紧固扭

矩是按一个不变的纹摩擦系数（015）值计算出来的。JIS B 1083-1990和VDI

2230也都是采用的这种方法，否则，十种螺纹摩擦系数与十种支承面摩擦系数

排列组合后可要得出100个表，我们进行了标准验证，选用了国家现行标准进行

了计算，验证结果是可行的，我们认为处理这一问题的原则是科学的。

三、GB/T168233-1997《螺纹紧固件拧紧试验方法》

本标准等效采用JIS B 1084-1990《螺纹紧固件拧紧试验方法》标准，本标准也

是设计螺纹紧固件扭－拉关系系列标准之一。

1、 范围

本标准的范围与GB/T168232-1997《螺纹紧固件紧固通则》大致相同。本标准

适用于最典型的，也就是最通用的“螺栓－螺母连接副”。本标准规定了螺栓

－螺母螺纹连接副的紧固特性值的试验方法。紧固特性值包括扭矩系数、螺纹

摩擦系数、支承面摩擦系数、屈服紧固轴力、屈服紧固扭矩及极限紧固轴力。

本标准也适用于螺栓或螺钉拧入机体内螺纹的连接副或者其他外螺纹（专用

件）与内螺纹的连接副。但是，本标准对自攻螺钉、自钻自攻螺钉和木螺钉的

“螺纹连接体”（由螺纹紧固件和被连接件构成的总体是不适用的，对于螺纹

连接体中使用弹簧垫圈或弹性垫圈（如：外齿锁紧垫圈、内齿锁紧垫圈、内外

齿锁紧垫圈、鞍形弹性垫圈等）以及使用有效力矩型螺纹紧固件（指在螺纹连

接副不受轴向载荷的情况下，平稳旋转螺母或者螺栓时所测得的旋转力矩。该

力矩具有抗旋转的功能。如：尼龙锁紧螺母等）的螺纹连接副也都是不适用

的。

2、 紧固特性值的测定项目

紧固特性值的测定项目是计算螺纹紧固件各紧固特性值涉及的要素，具体的测

定项目按表1的规定

表1 紧固特性值的测定项目

紧固特性值 初始预紧力 紧固扭矩 螺纹扭矩 支承面扭矩 紧固转角

扭矩系数 ○ ○ ─ ─ ─

螺纹摩擦系数 ○ ─ ○ ─ ─

支承面摩擦系数 ○ ─ ─ ○ ─

屈服紧固轴力 ○ ─ ─ ─ △

屈服紧固扭矩 ○ ○ ─ ─ △

极限紧固轴力 ○ ─ ─ ─ △

注：①、在测试扭矩系数、螺纹摩擦系数和支承面摩擦系数时，对标有“○”

的项目，即初始预紧力、紧固扭矩、螺纹扭矩和支承面扭矩需同时测试并记

录。

②、在测试屈服紧固轴力、屈服紧固扭矩和极限紧固轴力时，对标有“△”和

“○”的项目，即初始预紧力、紧固扭矩和紧固转角需同时测试并记录。但在

只求极限紧固轴力时，可仅测试预紧力的最大值。

3、 试验装置及试验条件

为了对试验装置有统一规定，标准中第41~46条较详尽地提出了要求。

标准中对试件和垫片做了规定，并且标准图1 给出了试件装夹示意图。

标准规定了试验装置及试验条件应能满足下列条件：

⑴、试验装置在测试中，应该可以采用连续记录或者指示计读取；

⑵、试验装置可自动或手动操作，可对螺栓头部或螺母施加紧固扭矩；

⑶、紧固扭矩、螺纹扭矩、支承面扭矩和初始预紧力的测定精度（误差率），

无特殊规定时，可采用±2％。

⑷、求屈服紧固轴力和屈服紧固扭矩时，紧固转角值应在线性范围内测定。

⑸、在紧固轴力范围内进行试验时，紧固特性应是线性的。

⑹、试件原则上只能使用一次；

⑺、在试验中，拧紧螺母时，螺栓不得转动；拧紧螺栓时，螺母也不得转动。

并且试验中，标准垫片也不得转动。

⑻、试验时，必须明确螺栓、螺母、垫圈和垫片的技术条件、试件的装夹方

式、润滑条件、拧紧速度以及试验环境等；

⑼、拧紧速度一般以4r/min为宜；

⑽、A类试验用标准垫片，B类试验用实用垫片。但实用垫片的形状与尺寸应与

标准垫片一致。

4、 紧固特性的计算式

本标准所述的计算式与GB/T168232-1997《螺纹紧固件紧固通则》标准第5章中

规定的计算式是完全一致的。

－－扭矩系数按公式1；

――螺纹摩擦系数按公式2；

――支承面摩擦系数按公式3。

5、 试验报告

标准中对试验报告的内容做了较详细的规定

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六角螺栓级别和扭力(扭矩)的相对关系

在螺纹紧固件的使用中应用的较广泛的是螺栓－螺母连接副的形式，应用的较

多的是有预紧力的连接方式，预紧力的连接可以提高螺栓连接的可靠性、防松

能力及螺栓的疲劳强度，并且能增强螺纹连接体的紧密性和刚度。在螺纹紧固

件的连接使用中，没有预紧力或预紧力不够时，起不到真正的连接作用，一般

称之为欠拧；但过高的预紧力或者不可避免的超拧也会导致螺纹连接的失败。

众所周知，螺纹连接的可靠性是由预紧力来设计和判断的，但是，除在实验室

可以测量外，在装配现场一般是不易直观的测量。螺纹紧固件的预紧力则多是

采用力矩或转角的手段来达到的。因此，当设计确定了预紧力之后，安装时采

用何种控制方法？如何规定拧紧力矩的指标？则成为关键重要问题，这就提出

来了螺纹紧固件扭（矩）－拉（力）关系的研究课题。

螺纹紧固件扭－拉关系，不仅涉及到扭矩系数、摩擦系数（含螺纹摩擦系数和

支撑面摩擦系数）、屈服紧固轴力、屈服紧固扭矩和极限紧固轴力等以一系列

螺纹连接副的紧固特性的测试及计算方法，还涉及到螺纹紧固件的应力截面积

和承载面积的计算方法等基础的术语、符号的规定。并且也还必须给出螺纹紧

固件紧固的基本规则、主要关系式以及典型的拧紧方法。目前，这些内容

ISO/TC2尚无相应的标准，德国工程师协会早在七十年代就发表了DVI2230《高

强度螺栓连接的系统计算》技术准则。日本也于1987和1990年发布了三项国家

标准，尚未查到其他国家的标准。国内尚未发现相应的行业标准，仅少数企业

制定了企业标准。尤其是随着引进技术的国产化不断的拓展和螺纹紧固件技术

发展的需要，这一需求日趋迫切。这也就是制定此项标准的初衷。

日本国家标准JIS B 1082-1987《螺纹紧固件应力截面积和承载面积》、JIS B

1083-1990《螺纹紧固件紧固通则》及JIS B 1084-1990《螺纹紧固件拧紧试验

方法》三个标准，概括了国际上有关螺纹紧固件扭－拉关系的研究成果和应用

经验，根据标准验证，对我国也是适用的。因此，在制定标准时，在充分消

化、分析日本标准的基础上，提出了等效采用的意见。

因此，本系列标准也包括了下列三个国家标准：

1、GB/T168231-1997《螺纹紧固件应力截面积和承载面积》

2、GB/T168232-1997《螺纹紧固件紧固通则》

3、GB/T168233-1997《螺纹紧固件拧紧试验方法》

一、GB/T168231-1997《螺纹紧固件应力截面积和承载面积》

本标准等效采用JIS B 1082-1987《螺纹紧固件应力截面积和承载截面积》标

准，本标准是设计螺纹紧固件扭－拉关系系列标准之一。

1、 范围

本标准规定的螺纹紧固件的应力截面积（As）适用于计算外螺纹紧固件的最小

拉力载荷、保证载荷以及内螺纹紧固件的保证载荷。外螺纹紧固件包括螺栓、

螺钉和螺柱等标准件和专用件；内螺纹紧固件包括螺母标准件、专用件及机体

中的螺孔。其螺纹尺寸及公差均应符合GB/T193、GB/T196和GB/T197的规定。本

标准不适用于寸制螺纹、统一螺纹、惠氏螺纹等其他螺纹紧固件。

2、 螺纹紧固件应力截面积计算公式

本标准规定的螺纹紧固件应力截面积计算公式有两个，即公式（1）和公式

（2）。

螺纹紧固件应力截面积计算公式（1）与已发布的国家标准，即GB/T30981《紧

固件机械性能 螺栓、螺钉和螺柱》、GB/T30982《紧固件机械性能 螺母》、

GB/T30984《紧固件机械性能 细牙螺母》和GB/T30986《紧固件机械性能 不

锈钢螺栓、螺钉、螺柱和螺母》等标准的规定完全一致。

螺纹紧固件应力截面积计算公式（2）是参照JIS B 1082标准，首次推出的新的

一种计算公式，这个公式是直接利用螺纹公称直径（d）和螺距（P）数据，求

出螺纹紧固件应力截面积（As）。公式（1）与公式（2）是等同的计算式，只

不过是公式（2）比公式（1）计算更加方便。美国ASTM619标准也采用了这一公

式。

标准中规定“如无特殊要求，取3位有效数字”，如无特殊要求时，即一般应照

此处理。在已发布的紧固件机械性能国家标准中，也都是这样处理的。也就是

说，当As<1时，取小数点后3位数；当1≤As<10时，取小数点后2位数；当10≤

As<100时，取小数点后1位数；当100≤As<1000时，取3位整数乘以10n。

3、 螺纹紧固件应力截面积值

标准根据GB/T193《普通螺纹 直径与螺距系列》有关规定，在标准表1中给出了

粗牙螺纹M1～M68和细牙螺纹M8×1～M130×6D的螺纹紧固件应力截面积值。总

之，标准表1给出的螺纹紧固件应力截面积值，完全能满足螺栓、螺钉、螺柱和

螺母等螺纹紧固件产品现行国家标准的需要。

4、 螺纹紧固件承载面积计算公式

虽然螺纹紧固件产品品种，但是，按支撑面的形状大致可分为圆形、六角形和

方形三种，因此，在标准表2中给出了这三种支撑面承载面积的计算公式。承载

面积应当是支撑面与被连接件实际接触部分的面积，产品品种不同，承载面积

肯定不同，即使是同一批零件，承载面积也不一定完全相同，如在计算中将支

撑面形状、尺寸公差、螺栓和螺钉通孔的尺寸和公差都予以考虑，无可非议，

但是，给计算增加了麻烦，使用也不一定方便。标准制定时确定了计算承载面

积近似值的原则，故标准表2中所列出的螺纹紧固件承载面积计算公式的各变量

均采用公称尺寸或极限尺寸。

螺纹紧固件承载面积的计算与螺纹紧固件应力截面积的计算一样，如无特殊要

求，取3位有效数字。

5、 面积比

螺纹紧固件承载面积（Ab）值与螺纹紧固件应力截面积（As）之比，简称为面

积比（Ab/As）。

当面积比小于1时，即螺纹紧固件应力截面积（As）值大于螺纹紧固件承载面积

（Ab）值，则支撑面的压强过大，这对普通螺纹紧固件是不适宜的，尤其是对

高强度螺纹紧固件更是不宜采用的。

6、 典型螺纹紧固件的承载面积及面积比

标准中图1～6及表3～表5列出了典型螺纹紧固件的种类、螺纹紧固件承载面积

（Ab）值以及面积比（Ab/As）值。其中有关参数均采用我国现行的紧固件基础

标准和产品标准的规定，如：六角头螺栓的标准系列和加大系列按GB/T3104、

方头螺栓按GB/T8、内六角头螺钉按GB/70、六角法兰面螺栓按GB/T5787及盘头

螺钉按GB/67和GB/T818选取的。

7、 应当说明的几个问题

①、标准中虽然以螺栓、螺钉分类给出了计算更是及有关数据，但当螺母支撑

面的形状、尺寸与表中六角头螺栓、方头螺栓、六角头发兰面螺栓相同时，表

中的数据也适用于该螺母。

②、表中的螺栓和螺钉通孔直径dh按GB5277标准中中等装配系列（无内倒角）

的基本尺寸选取。

③、表中的垫圈面直径Dw,见图2，按Dw=095S计算。

④、内六角螺钉、六角法兰面螺栓的支撑面直径dW分别按GB/70、GB/T5787、的

“dWmin”选取。

⑤、方头螺栓（标准型）的对边宽度，按GB/T8（即GB/T3104标准系列）的

“Smax”值选取。

⑥、盘头螺钉的支撑面直径dW，按GB/T67或GB/T818的“dWmax”值选取。

二、GB/T168232-1997《螺纹紧固件紧固通则》

进一步的，所述旁通阀包括阀座和可拆卸地安装到所述阀座上的阀体，所述阀座集成在所述管道本体上，所述阀座内部沿轴向开设有用于配合安装所述阀体的阀孔，所述阀孔沿所述轴向分别依次包括出气孔和进气孔，该出气孔的孔径大于所述进气孔，所述管道本体上开设有旁通孔，所述旁通孔与所述进气孔相连通。

进一步的，所述旁通孔的孔径分别小于所述进气口和所述出气口的口径。

进一步的，所述出气孔接近所述进气孔的一端周缘朝向所述阀座的轴向凸出延伸以形成有密封圆槽，所述密封圆槽与所述进气孔间隔设置，且与所述出气孔连通。

进一步的，所述阀座沿周向间隔设置有朝向径向凸出的多个安装凸台，每个所述安装凸台上开设有沿所述阀座的轴向延伸的安装孔，所述阀体上形成有所述安装孔一一对应的固定孔，并通过紧固件依次穿过所述固定孔和所述安装孔以固定到所述阀座。

进一步的，所述阀座上形成有出气管接头，所述出气管接头设置在相邻的所述安装凸台之间，并连通到所述出气孔。

进一步的，多个所述安装凸台不均匀地分布在所述阀座的周向上，且相邻的所述安装凸台之间的间距应不小于所述出气管接头的管径顷乎。

进一步的，所述阀座与所述管道本体一体注塑成型。

相对于现有技术，本公开所述的进气硬管道具有以下优势：

本公开所述的进气硬管道，直接在管道本体上集成旁通阀，省去了安装固定旁通阀的安装支架，同时旁通阀直接与管道本体连通，则可以进一步简化原有的用于连通旁通阀和管道本体的旁通阀进气管，这样，简化了旁通阀的装配工艺，同时更加方便布置旁通阀，雀氏悉并且可以降低整车的成本。

本公开的另一目的在于提出一种进气系统，在进气硬管道上集成旁通阀，以能够在进气系统压力过高时，开启旁通阀通道泄压，避免进气系统的管道爆裂。

为达到上述目的，本公开的技术方案是这样实现的：

一种进气系统，包括进气软管道、出气软管道以及旁通出气管道，其特征在于，还包括上述公开的进气硬管道，所述进气硬管道的所述进气口连通到所述进气软管道以连通到所述中冷器，所述出气口连通到所述出气软管道以连通到所述节气门，所述旁通阀与所述旁通出气管道连通。

相对于现有技术，本公开所述的具有以下优势：

本公开所述的进气系统上集成了旁通通道，即，旁通阀和旁通出气管道可以在进气系统中管道的压力过高时进行泄压，将一部分气体从旁通出气管道排出，避免进气系统中管道压力过高导致管道爆裂的现象发生。同时集成的旁通通道，更加便于安装和布置。

本公开的再一目的是提供一种车辆，包括中冷器和节气门，还包括上述公开的进气系统。

所述车辆与上述进气系统相对于现有技术所具有的优势相同，在此不再赘述。

附图说明

构成本公开的一部分的附图用来提供对本发明的进一步理解，本公开的示意性实施例及其说明用于解释本公开，并不构成对本公开的不当限定。在附图中：

图1为本公开实施例所述的进气硬管道的轴测图；

图2为图1的主视图；

图3为本公开提供的阀座的剖视图；

图4为本公开提供的进气硬管道另一视角的示意图。

附图标记说明：

1-管道本体，11-进气口，12-出气口，2-旁通阀，21-阀座，211-出气管接头，22-阀体，3-阀孔，31-出气孔，32-进气孔，311-密封圆槽，5-安装凸台，51-安装孔，6-紧固件。

具体实施方式

需要说明的是，在不冲突的情况下，本公开中的实施例及实施例中的特征可以相互组合。

下面将参考附图并结合实施例来详细说明本公开。

如图1至图4所示，本公开提供一种进气硬管道，包括具有内部气道的管道本体1，该内部气道包括用于连通中冷器的进气口11和用于连通节气门的出气口12，其中，在本实施方式中，管道本体1上集成有旁通阀2，该旁通阀2与内部气道连通。

当进入到进气硬管道内的气体压力过高时，需要通过旁通阀及其核并连接管路对于经由进气硬管道传输的过高的气体进行泄压，也即，需要将一部分气体从旁通阀连通的管路中流出，其余的气体则继续通过管道本体1，通过节气门进入到发动机。由此可知，在本实施方式中，采用将旁通阀2直接集成在管道本体1上，一方面，节省了用于原本固定安装旁通阀2的安装支架，同时另一方面，也省去了用于连通旁通阀2和管道本体1的旁通进气管道，即，泄压时，内部气道的部分气体会直接流入到旁通阀2内，无需额外连接管道来连通旁通阀2和内部气道。这样，不仅便于旁通阀的安装装配，同时也减少了零件数量、降低了整车成本。

如图1所示，为了代替原有的旁通进气管道，实现旁通阀2与内部气道的连通，在本实施方式中，旁通阀2包括阀座21和可拆卸地安装到该阀座21上的阀体22，阀座21集成在管道本体1上，阀座21内部沿轴向开设有用于配合安装阀体22的阀孔3，该阀孔3沿轴向分别依次包括出气孔31和进气孔32，该出气孔31的孔径大于进气孔32，管道本体1上开设有旁通孔，该旁通孔与进气孔32相连通。

即，在管道本体1上开设有旁通孔，使得可以将一部分需要泄出的气体通过旁通孔流入到旁通阀2的进气孔32内，当内部气道内的进气压力大于旁通阀的设定值时，旁通阀2自动开启泄压，使得进气孔32和出气孔31连通，气体便可以流入到出气孔31内流出。

由于旁通阀2主要是在进气硬管道内压力过高时起到泄压的作用，大部分的气体还是要通过进气硬管道流入到发动机气缸内的，因此，在本实施方式中，旁通孔的孔径分别小于进气口11和出气口12的口径。只要能够在进气压力过高时能够气道泄压的作用，避免进气压力过高即可。

另外，在将阀体22安装配合到阀孔3内时，进气孔32和出气孔31之间是密封的，互不连通的，如图3所示，为了增加密封性，在本实施方式中，出气孔31接近进气孔32的一端周缘朝向阀座21的轴向凸出延伸以形成有密封圆槽311，该密封圆槽311与进气孔32间隔设置，且与出气孔31连通。即，密封圆槽311增大了密封面积，可以起到更好的密封作用，在不需要对气体进行泄压时，可以防止内部气道内的气体从旁通阀内外泄。

为了方便阀体22的拆装，在本实施方式中，阀座21沿周向间隔设置有朝向径向凸出的多个安装凸台5，每个安装凸台5上开设有沿阀座21的轴向延伸的安装孔51，阀体22上形成有安装孔51一一对应的固定孔，并通过紧固件6依次穿过固定孔和安装孔51以固定到阀座21。为了避免安装过程中，损害管道本体1，安装孔51形成为盲孔，限定紧固件6的安装位置。其中，紧固件6可以为螺栓、铆钉等，对此本公开不做限制。

为了将流入到出气孔31的气体流出，在本实施方式中，阀座21上形成有出气管接头211，为了不干涉安装凸台5的安装固定，该出气管接头211设置在相邻的安装凸台5之间，并连通到出气孔31。

为了防止阀体22的错装，在本实施方式中，多个安装凸台5不均匀地分布在阀座21的周向上，不均匀的分布便要求安装位置，这样，就需要相应地固定孔和安装孔配合安装，避免阀体22因错装而导致重装的现象发生。并且相邻的安装凸台5之间的间距应不小于出气管接头211的管径，这样可以进一步地避免二者的安装干涉，同时也限定了相邻的安装凸台5的间距，避免相邻的安装凸台5的间距大小差异过大，保证阀体22固定到阀座21上的平稳性。

在本实施方式中，阀座21可以与管道本体1一体注塑成型。在其他实施方式中，阀座21也可以焊接到管道本体1上，对此本公开不做限制。

根据本公开的另一方面，还提供一种进气系统，包括进气软管道、出气软管道以及旁通出气管道，其中，还包括上述公开的进气硬管道，其中，进气硬管道的进气口11连通到进气软管道以连通到中冷器，出气口12连通到出气软管道以连通到节气门，旁通阀2与旁通出气管道连通。即，进气硬管道分别通过进气软管道和出气硬管道连通到中冷器和节气门，负责将中冷器冷却的气体传输到节气门以进入到发动机内。当进气系统内部管道压力过高时，旁通阀便开启，这样，部分气体从旁通阀流出，而后从旁通出气管道排出，旁通出气管道可以连接到增压器，这样排出的气体便可以再次循环利用。同时本进气系统布置空间较小，零件较少，降低了整车的成本。

根据本公开的再一方面，还提供一种车辆，包括中冷器和节气门，还包括上述公开的进气系统。进气系统接收由中冷器冷却的气体，同时负责将接收的气体流通到节气门处，以输送到发动机汽缸内进行燃烧利用。在进气硬管道需要泄压时，便可以自动开启旁通阀进行泄压。

以上所述仅为本公开的较佳实施例而已，并不用以限制本公开，凡在本公开的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本公开的保护范围之内。

1冷却塔设计具体参数以设计图纸的空调主机参数要求为准（不含控制柜）。

2必须满足设计要求的进出水温度，湿球温度条件下的每小时的冷却水量和超低噪音的指标。供货必须提供生产厂家标定的设备型号、规格、性能指数，外型尺寸、干重和运行重量，噪声指数等资料。

3冷却塔的制造必须符合GB/T71901—2008标准的要求,主要技术要求如下:

⑴冷却能力不小于950％

⑵实测耗电比不大于0035KW/( m³/h)

⑶漂水率不大于名义冷却水流量的0015％

⑷噪声等级为超低噪声型C型,名义冷却水流量125 m³/h冷却塔的噪声指标不超过580dB(A),名义冷却水流量250 m³/h冷却塔的噪声指标不超过605dB(A)。

4冷却塔塔体

⑴冷却塔塔体为抗震结构，其结构用钢材的规格、型号、厚度应符合有关标准的规定，所有部件均应经过热镀锌表面处理，联接紧固件采用不锈钢件。

⑵塔体刚度符合有关规范的要求，应能满足本地区抗震设防烈度7度的要求，其抗风强度应达到250kg／M2以上。

5玻璃钢件

⑴应采用耐腐蚀、耐侯性、抗冲击的玻璃纤维增强塑料（FRP）制成，其中不允许含有滑石粉等杂质表面采用耐老化、稳定性好的进口胶衣层，其厚度应控制在03-05mm范围内所使用的原材料要符合相关标准的规定,树脂含量、固化度、弯曲强度、巴氏硬度等指标应完全满足冷却塔国标规定的要求要求使用阻燃树脂，其氧指数检测数值≥28，塔体表面所采用的其它材料也需是阻燃材料。

⑵玻璃钢体外观胶衣层应均匀一致、表面光滑、无裂纹、色泽均匀,塔体外表面直径3-5mm气泡在1㎡内不超过3个,不允许有直径大于5mm以上的气泡,下塔体内表面应为富树脂层,树脂含量应在70％以上塔体边缘应整齐、厚度均匀、无分层,切割加工断面应加封树脂。

6风机

⑴风机性能参数应符合设计工况要求,风机组装前应做静平衡试验,叶片平衡后应定位、编号。

⑵配用的电机、减速器应与风机相匹配,电动机为全封闭户外型，绝缘等级B级以上，防护等级为1P55 应标明品牌及生产厂家，进口电机需标明产地。

⑶减速器、轴、轴承、皮带、皮带轮要求为优质部件，应标明产品品牌、规格型号、材质凯卖让、生产厂家，进口件需标明产地。

⑷风机叶片要求强度可靠、表面光洁、各截面过度均匀、无裂纹、缺口、毛刺等缺陷玻璃钢风机叶片的表面,其可见气泡直径不大于3mm,展向每100mm区域内气泡数不超过3个。

⑸叶片距风筒内壁之间的间隙应保持均匀,其值不大于0008倍的风机直径。

⑹盯局风机传动轴承应采用外置式注油结配尘构，以利于日常维护保养风机上方应设可靠的防护网，防止异物进入冷却塔内。

7填料

⑴冷却塔填料应选用冷却效率高、通风阻力小的阻燃材料严禁使用再生材料或部分再生材料。

⑵填料安装时要求间隙均匀、顶面平整、无塌落和叠片现象,每平方米能承受294KN ,填料不得穿空和破裂。

8冷却塔布水系统

⑴横流塔宜采用带盖板的池式布水。

⑵配水池应水平,孔口光滑,积水深度不小于50mm。

⑶布水应分布均匀。

9冷却塔防飘水结构应装卸方便，以便于冷却塔填料的定期清洗。

10冷却塔补水机构应做到工作灵敏可靠。

11提供产品的检测报告，并达到国家级检验标准。

12设备采用的专利技术应有文字说明，飘水指标、节能指标应有详细说明。

13供货人附同产品提供以下文件:

⑴样本或产品说明书:主要包括设计湿球温度、进出塔水温、冷却水流量、风量、电动机功率、标准点噪音、主要安装尺寸、基本尺寸、基础荷载、安装及维护说明产品样本或产品说明书应提供根据热力测试资料计算的热力性能曲线,以供用户在非标准工况时确定冷却塔的有关参数。( 样本及产品说明书必须与投标时提供的相一致)

⑵出厂合格证。

⑶产品易损件明细。

⑷装箱单。

14 投标范围:包括冷却塔本体内所有的结构件、玻璃钢件、设备件、组装件等的供货、运输、施工组装、调试、检测、验收、维修售前和售后服务等全部内容。

15冷却塔的使用寿命不低于15年,质保期为2个制冷期。