防爆产品外壳设计最终版

二.外壳及主要零部件的基本计算
防爆电气产品的类型较多， 但常见的是开关类的产品， 因此我们就对开关类的进行计算 分析。就隔爆外壳形式，矿用隔爆型开关类电气设备的外壳通常可分为圆筒形和方形，下面 将分别进行讨论。
1 圆筒形的防爆产品的隔爆外壳 圆筒形的防爆产品的隔爆外壳的壁厚δ远小于圆筒的平均直径 D，在设计计算时， 当δ ≤1/10D，这类圆筒叫做薄壁圆筒。 1.1 外壳的设计 由于外壳的壁厚较小， 在内部爆炸所产生的压力下， 可以假设其好象薄膜般地进行工作， 只承受拉力的作用。因此，在圆筒壁的纵向和横向截面上，只有拉应力作用，而且认为拉应 力沿壁厚方向是均匀分布的。如图 1 所示：
但在实际设计中，通常还会遇到有加强筋的情况，较多的为： “十”字形筋（如下图 9）
E B
H
O
Y
F
b
D a
G
C
图9 在加强筋刚度足够的前提下，即受爆炸压力作用时，加强筋不会发生弯曲变形，有足够
的刚性来固定外壳的壁，计算时就可不再对矩形 ABCD 进行计算分析，而对矩形 BOGD 进 行受力分析。 2.2 长方体隔爆外壳法兰的刚度设计 当隔爆可体内腔可燃气体爆炸， 产生的高温高压气体必须要从壳题法兰和门法兰之间的 隔爆接合面泄出。因此，法兰和壳体同样承受爆炸压力 P，由于对隔爆面的间隙有要求， 所 以，要求法兰必须有足够的刚性，且不能有大的弹性变形。所以法兰必须比壳体厚，所以法 兰的强度不必校核，但刚度必须校核。由于门法兰通常一边焊在壳体上，壳体与门法兰用螺 栓固定。因此，法兰可看作一两相对边简支（长度为两相邻螺栓之间的距离） ，一边固定， 另一边自由，受爆炸压力的板，其最大桡度在中点处。
腐蚀因素 C1 钢板负公差 C2
h a3
E 0.5W B
kpa
+D+C1+C2 表1 焊缝系数 单面对接焊焊缝全长
探伤 双面对接焊 要求 100% 局部 0.90 探伤 不探 0.70 伤 1.00
有垫板 0..90 0.80
无垫板 0.75 0.70
0.65
0.60
以 QBZ-200 型矿用隔爆型真空电磁起动器为例进行设计计算， 起动器的外壳尺寸如下：
pa 4 Eh 3
标准规定的隔爆接合面的最大间隙 W， m 焊缝系数φ 平面度 B， m 安全系数 k
可得许用桡度为[f]≤（W/2-B）φ/k 所以有 h a 3
E 0.5W B
kpa
在实际计算时，应当考虑如下因素： 1. 对受损的隔爆面修复，需适当的维修余量 D
2. 3. 则有
0.155 1.5 10 6 0.2975 = 0.2975 h a E 0.5W B 200 10 9 0.5 0.00025 0.0001 0.75
3 3
kpa
=7.9mm 所以,对此结果取整,并加上适当的维修余量等，法兰厚度取 11mm。 表二 a/b α 1.6 0.155 2 0.164 2.5 0.165 3 0.166 5 0.168 5 0.168 ∞ 0.168
简支
简支
a/2
a/2
图 10 其桡度为
Pa 4 f Eh 3
式中 α————桡度系数 E————材料的弹性模量，Pa a————法兰两螺栓间距，m b————法兰宽度，m h————法兰厚度，m P————爆炸压力，Pa 刚度条件为 fmax≤[f] [f]为许用桡度 影响许用桡度的因素有：
b
t 0.4 3
p 2 rR 2
2
= 0.4 3
1012 0.28 0.646 2 =4.36mm (300 10 6 ) 2
取整数为端盖板厚度 5mm。 法兰的刚度计算 a=297.5mm， b=265mm， 则由下表查得α=0.155， 最大间隙 W=0.25mm， 平面度 B=0.1mm, 安全系数 K=1.5，焊缝系数Φ=0.75
p σ2 σ1 σ2 σ1
p
图1
σ1 P σ1
图2 为了计算筒壁在径向截面上的应力， 可用截面法以通过圆筒直径的纵向截面将圆筒截为 两部分，取下半部长为 l 的一段圆筒（连同其内部的气体）为研究对象，如图 2 所示。设圆 筒纵向截面上的周应力为σ1，并将筒内的压力视为作用于圆筒的直径平面上，则由平衡方
一..对外壳的基本要求 （1）不传爆性能（防爆性能） 隔爆型外壳主要是根据间隙隔爆的原理设计。实际产品中外壳与门结构大致分为两种， 即快开门与螺栓紧固，其接合面都有间隙存在。因此，要求隔爆接合面的间隙在标准规定的 范围内，例如，对快开门结构，通常要求其间隙在 0.25mm 左右。 （2）结构强度（耐爆性能） 隔爆外壳的主要作用就是使内部的爆炸限制在外壳之内， 因此外壳必须具有足够的结构 强度，以承受爆炸时所产生的爆炸压力。 对矿用产品而言， 爆炸性气体混合物的主要成分是甲烷 （CH4） ， 爆炸压力通常在 0.8Mpa 左右， 在设计时，通常取 1MPa。
2.方形外壳的设计计算 在实际中，除了圆筒型隔爆外壳，常见的还有方形外壳。这里我们仅对螺栓紧固型的外 壳进行分析计算。 2.1 外壳的设计 通常的隔爆外壳分为接线腔与主腔两部分，并且接线腔容积小于主腔，且结构相同， 所 以设计时只需对主腔进行强度、刚度的设计计算。
Z
Leabharlann Baidu
X
O
Y
X
Y
图7 主腔外壳通常都是由五块等厚的矩形薄板焊接成的， 有时由于壁板面积较大， 为了加强 外壳的刚度还要焊接上加强筋。腔体与门盖接合处为矩形的焊接法兰结构。对外壳而言，5 块壁板允许有少量的弹性变形，但要承受内腔气体的爆炸压力 P，强度是最重要的，这主要 取决于钢板的厚度。在进行设计计算时，应当在直角坐标系中对矩形薄板进行受力分析， 如 图 7。 在分析时，各壁都是四周焊接的结构，在进行应力计算时，周边条件属于周界固定的形 式。 受力分析如下（见图 8） ：
程 ∑Y=0，2（σ1·δ·l）－p·D·l=0 得 σ1=
pD 2
其中：σ1——直径截面上的应力； D—— 圆筒的平均直径： δ——壁厚。
P σ2
图3 若以横截面将圆筒截开，取左边部分为研究对象，如图 3 所示，并设圆筒横截面上的轴 向应力为σ2，则由平衡方程 ΣX=0，2σ·δ·πd－p
π D2 =0 4
R646
520
图6 其中，所用的材料为 Q235-A，其屈服点δs=235MPa，抗拉强度δb=375~460MPa，弹 性模量 E=200×109Pa。 设钢板厚为 4mm，则
560
595
σeq4=
pD 10 6 0.52 = =32.5MPa 4 4 0.004
远小于材料的抗拉强度,所以认为板厚 4mm 足够。 再对端盖的板厚进行计算，端盖为球面形，其中 R=646mm，r=280mm,安全系数 K=1.5， 则[δ]=450/1.5=300MPa
k
所以有 h≥y 式中 y h ————板短边长度，cm ————板厚度，cm
kC 4 P
T
P ————爆炸压力，Pa C4 ————应力系数，可由《机械设计手册》查得 [σ]————板材料的许用应力，Pa σT————板材料的屈服极限，Pa k ————安全系数 表三 x/y C4 1.0 0.1374 1.1 0.1602 1.2 0.1812 1.3 0.1968 1.4 0.2100 1.5 0.2208
2r
2
均布压力 P 作用的圆环。
h
b
图5 其桡度为
f
式中 α————桡度系数 E————材料的弹性模量，Pa a————法兰外直径，m b————法兰内直径，m h————法兰厚度，m P————爆炸压力，Pa 刚度条件为 fmax≤[f] [f]为许用桡度 影响许用桡度的因素有： 1. 2. 3. 4.
隔爆外壳设计基础
近几年，由于煤矿形势好转，生产矿用防爆产品的厂家大量增加，在这中间，有许多的 厂家是初次生产防爆产品， 由于对于防爆产品并不了解， 设计出来的产品并不能满足防爆标 准的要求， 浪费了大量的人力物力。 本文就针对这类情况， 根据国家标准和力学结构的要求， 提出隔爆型防爆电气产品的设计方法，供大家参考。 具有隔爆外壳的电气设备称为隔爆型电气设备， 隔爆外壳即能承受内部混合爆炸性气体 被引爆所产生的爆炸压力， 又能防止内部爆炸火焰和高温气体通过隔爆间隙点燃外壳周围的 爆炸性气体混合物，隔爆型电气设备的标准编号为 GB3836.2。 隔爆外壳一般由若干零件组成。零件与零件的接合，就必然留下接合间隙。为了不使外 壳内部发生的爆炸传到外部，对于接合面的长度、间隙和粗糙度都必须符合规定。这种能够 起到隔爆作用的接合面，就叫隔爆接合面。隔爆接合面之所以能起到隔爆作用，形象地说， 就是隔爆外壳把火焰罩住，隔爆外壳内发生的爆炸就不会传到外部了。科学地说，就是隔爆 接合面间隙破坏了可燃性混合物燃烧和爆炸的火焰反应带， 另外， 火焰在间隙传播中又失去 了热量，因此，火焰经过隔爆接合面间隙传播之后大大地变小变弱，温度降低，它就不能点 燃隔爆外壳外部的爆炸性气体混合物了。为了保证隔爆性能，GB3836.2-2000《爆炸性气体 环境用电气设备第 2 部分：隔爆型“d” 》对隔爆面的最大间隙或直径差、隔爆接合面最小有 效长度、 隔爆接合面边缘至螺孔边缘的最小有效长度隔爆接合面的平面度、 粗糙度都作了相 应的规定。
ρ
R
R
2r
图4 对（1）有 t 3
0.28 p 2 rR 2
2
对（2）有 t 0.4 3
p 2 rR 2
2
对（3）有 t 3
pr12

1.3 圆形法兰的设计 壳法兰和盖法兰之间形成隔爆接合面，当爆炸发生时，法兰也同样受爆炸压力作用， 由 于 GB3836 中对隔爆接合面的间隙有严格要求，所以法兰必须有足够的刚度，不能产生大的 弹性变形和永久性变形。另外，由于法兰比外壳壁厚得多，所以只需核算法兰刚度即可。 法兰的内圆周与壳体焊接，外周自由，所以可将其简化为内圆周固定，外圆周自由， 受
图8 中心应力
z C 4 P( ) 2
y h y x C5 P( ) 2 h
按材料力学的第三强度理论： σ3=（σy）0=0 σ1=(σz)0= C 4 P ( )
y h
2
h
σ2=(σx)0= C 5 P ( ) σ1－σ3≤[σ]=
y h
2
T
k
即 C 4 P( ) ≤
y h
2
T
h a3
E 0.5W B
kpa
+D+C1+C2
设计时可先选取一定的螺栓距离，对钢板的厚度进行计算，并进行适当的调整，既要保 证刚度，又要使法兰厚度适当，螺栓拆装方便。
2.3 螺栓的选择 在计算螺栓间距时，根据法兰的大小，可以确定螺栓的数量。爆炸发生时，螺栓所受的 力为拉力 F，大小为正对爆炸压力方向的门盖面积与爆炸压力的乘积，拉力 F 除以螺栓数量 和安全系数，就可知道实际每颗螺栓所受的力，通过查阅标准手册，可以根据螺栓的载荷确 定其大小。
利用上面两式可对圆筒型薄壁外壳进行强度校合， 或选择所用材料的壁厚。 在实际设计 时还要考虑到一定的安全系数 n， 钢板厚度的负公差， 使用过程中的腐蚀的相关的危险因素， 对计算出的壁厚再作相应的增加。 1.2 端盖的设计 圆形端盖常见的有球面端盖、平面端盖和椭圆形截面端盖。其中球面形端盖在开关、 起 动器中用的较多，应力分析情况与圆筒形基本相同，所以直接给出公式。
故须用强度理论来进行强度计算。 由于防爆外壳通常用 Q235 这类塑性材料制成，所以可以用最大切应力理论或形状改变 比能理论。将单元体上各主应力代入上述各式， 得： σeq3=
pD ≤［σ］ 2
σeq4= 其中：P————爆炸压力，Pa D————平均直径，m δ————厚度，m
pD ≤［σ］ 4
得
σ2=
pD 4
由于 D＞＞δ，则由上两式可知，圆筒外壳内的内压强 p 远小于σ1 和σ2，因而垂直 于筒壁的径向应力很小， 可以忽略不计。 如果在筒壁上按通过直径的纵向截面和横向截面取 出一个单元体，则此单元体处于平面应力状态，如图 1 所示。作用于其上的主应力为： σ1=
pD pD ，σ2= ，σ3=0 2 4
1.标准规定的隔爆接合面的最大间隙 W，m 2.焊缝系数φ 3.平面度 B，m 4.安全系数 k 可得许用桡度为[f]≤（W/2-B）φ/k 所以有 h a 3
E 0.5W B
kpa
在实际计算时，应当考虑如下因素： 1.对受损的隔爆面修复，需适当的维修余量 D 2.腐蚀因素 C1 3.钢板负公差 C2 则有