机械毕业设计1268软起动隔爆箱体结构设计与计算
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共42页)
编号：536518
类型：共享资源
大小：5.03MB
格式：ZIP
上传时间：2015-11-28
上传人：QQ28****1120
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
辽宁
IP属地：辽宁
6
积分
- 关 键 词：
-
机械毕业设计论文
- 资源描述：
-
机械毕业设计1268软起动隔爆箱体结构设计与计算,机械毕业设计论文
- 内容简介：
-
编号： 毕业设计 (论文 )说明 书 题目： 软 起动隔爆箱体 结构设计 与计算 学 院： 机电工程学院 专业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名： 学号： 指导老师 ： 职称： 题目类型 ： 理论研究 实验研究 工程设计 工程技术研究 软件开发 2014 年 05 月 26 日 nts I 摘要 本 论文 对 某 公司的产品 QJR-400/1140（ 660） 矿用隔爆兼本质安全交流软 起动器 的外壳进行 结构优化 。 矿用 防 爆 起动器 外壳 可以 有效地 接受 内部爆炸压力， 还 能 避免 内部爆炸 时 产生的高温 而 引起外部爆炸性环境的爆炸。矿用隔爆 起动器 外壳是由两个不同的矩形组成的箱体，首先对它进行结构简化，把非关键部位去除简化，留下各外形面板及关键承力部件。将弹塑性力学引入设计过程中，根据实物的外形尺寸， 将壳体的板简化为力学模型， 结合小扰度理论，推算出各个面板的理论尺寸 ；采用比较法，根据理论和实物拟出不同板厚的方案，采用加强筋对其加固； 利用隔爆箱和接线腔上的两对法兰满足刚度要求， 对法兰的尺寸计算公式进行推导， 得出了结果；对其他关键承力部件，如 螺钉 ，进行理论受力分析。 分析了 起动器 的实际试验和受力状况，确定了强度分析时的 试验 载荷，参考有关标准和资料，提出了 起动器 外壳变形的允许值 。 使用 UG 三维模型软件进行 起动器 的三维建模，分别作出了关键 承力部件的实体模型及简化整体模型。 利用 Workbench 软件 ， 对 起动器 外壳 进行了有限元分析 ， 检验外壳及零部件在 1MPa 压力测试 下产生的 应力 和 位移 ， 获得 隔爆箱体、 法兰 和 门 等关键部位的 位移 和 应力 云图 。结合理论数值，来对 起动器 外壳和关键受力部件进行改进分析，从而达到提高材料的利用率、减轻设备重量和降低成本的目标。 关键词： 矿用隔爆 起动器 ； 弹塑性力学 ； 有限元分析 ；三维建模； 轻量化 。 nts II Abstract In this paper, the product QJR-400/1140 of a companys (660) mine flameproof and intrinsically safe AC soft starter shell design and research. Flameproof starter shell can effectively under internal explosion pressure, can avoid high temperature internal explosion caused by the explosion of exterior explosive environment. Flameproof starter shell body is composed of two different rectangular, it first makes structure is simplified, the removal of non key parts of simplified, leaving the outer panel and the key force bearing component. The elastic and plastic mechanics is introduced into the design process, according to the shape size, the shell plate is simplified as a mechanical model, combined with the small disturbance theory, calculate the theoretical size of each panel; by comparison, according to the theory and the real draw up plans of different plate thickness, using reinforced reinforcement on the panel;Two pairs offlangesonflameproofboxesand wiringchamberto meetstiffness requirements,the formulaforcalculatingthe size ofthe flangederivation,And obtained the results;Theoreticalstress analysis the bearingonother keycomponents, such as bolts.Analysis of theactualsituation ofthe testand forcethe starterto determinethetest loadstrengthanalysis, refer to the relevant standardsand informationpresentedlaunchershelldeformationallowable value. Three dimensional modeling of starter using UG 3D modeling software, the solid model of the key force bearing components were made and simplified model.UseWorkbenchsoftwarestartupshellfinite elementanalysis. Efficacy of displacement and stress in the housing and parts produced under the test pressure 1MPa. Get key parts of the flameproof enclosure, doors and flange stress,According to the theory of value, to improves components of stress analysis on the starter casing and key, so as to improve the material utilization rate, reduce the weight of equipment and cost reductions. Keywords:flameproofstarter; The elastoplastic mechanics;Finite Element Analysis; dimensional modeling; lightweight nts III 目录 1 绪论 . 1 1.1 课题的提出 . 1 1.2本课题研究的主要内容及意义 . 2 2 矿用隔爆电器设备壳 体隔爆要求 . 3 2.1 爆炸性电气设备的分类 . 3 2.2 隔爆型电气设备的主要功能 . 3 2.3 隔爆箱的隔爆原理 . 4 2.4外壳的变形允许值 . 4 2.5 本章小结 . 5 3 壳体强度刚度的理论计算 . 6 3.1 隔爆外壳设计概述 . 6 3.2箱体结构的设计计算 . 7 3.2.1弹塑性力学的理论公式 . 7 3.2.2壳体壁厚的设计 . 9 3.2.3各面板的最大扰度和应力结果 . 10 3.2.4 门法兰和 盖板法兰变形设计 . 12 3.2.5计算结果讨论 . 13 3.3连接 螺钉 的强度及数量 . 13 3.4 优化 方案 设计 . 16 3.5 本章小结 . 16 4 基于 UG的隔爆箱体外壳的三维建模 . 17 4.1 UG软件 . 17 4.2 隔爆软起动器各箱体及组件 . 18 4.3 三维建模 . 19 4.4 本章小结 . 20 5 隔爆软起动器的有限元分析 . 21 5.1 有限元简介 . 21 5.2 ANSYS简介 . 21 5.2.1技术特点 . 22 5.2.2 ANSYS Workbench平台 . 22 5.3 隔爆软起动器的有限元建模 . 23 5.3.1 几何建模 . 23 nts IV 5.3.2 材料的设置 . 23 5.3.3 网格划分 . 24 5.3.4 静力分析 . 25 5.4 分析结果 . 25 5.4.1隔爆箱体的静力分析 . 25 5.4.2 门扣的静力分析 . 29 5.4.3门面板的静力分析 . 30 5.4.4法兰的静力分析 . 31 5.5 结果分析与优化 . 32 5.6 本章小结 . 34 6 结论 . 35 谢辞 . 36 参考文献 . 37 nts 1 绪论 目前，用于煤矿井下爆炸性气体环境中的控制箱 类型 主要有本安型 “ i”、隔爆型 “ d”和增安型 “ e” 等 ， 隔爆型控制箱在应用中使用较为广泛 。 本论文涉及的隔爆 起动器 箱体主要 由 隔爆 壳体 、接线腔、内部连接件、引入装置、箱门、腔盖和 螺钉 等组成， 还要有专门 的 箱门和透明件 给有观察器件或者频繁开 箱检测 的箱体做准备 。矿用隔爆型控制箱主要根据 国家标准 GB3836. 2-2010爆炸性环境用电气设备第 2 部分，隔爆型 d和GB3836.1-2010 爆炸性环境用电气设备第 1 部分， 通用要求 设计与制造的。本 论 文对隔爆原理、 防爆 起动器 的壳体进行设计和优化 作了 介绍。 1.1 课题的提出 石化工业 及 煤炭工业 的 迅速 发展 ， 提高了人类的 工业 水平 及 生活水平的 ， 不过 也会带来悲惨的爆炸灾害 ， 在这些工业发展的初期 ， 超过一半的爆炸事故是由电气设备的电火花，电弧产生的高温引起的。 矿用隔爆型 起动器 设备主要用于有 煤尘和 甲烷混合气体等有爆炸 可能 的矿井下 。 箱体要求 可以 承受 住 通过 结构间隙 或 外壳任何接合面 渗透到外壳内部的可燃性混合物在内部 发生的 爆炸 ， 而不会 点燃 外部的爆炸性气体 。 在 有瓦斯环境中的 煤矿井下 的 动力设备 ， 如电动机 、 开关和控制设备等 ， 因为 火花或其他事故会引起瓦斯爆炸 ， 为了避免 这种危险 ， 需要把设备设计成有防爆结构的特殊 外壳 ， 使其具有耐爆性和不传爆性 。 隔爆型 设备需要 进行防爆试验 （ 主要有隔爆性能试验 和 动态强度试验 ）， 设计 要满足 产品外壳一定的强度和刚度 。 以前国内设计隔 爆电 箱体时 ， 大多采用类比法或经验设计 、 计算 ， 在试制样机时如果隔爆外壳通过水压试验则合格 ， 否则需增加外壳上强度或刚度薄弱的部分 ， 然后再通过样机试验来验证设计是否 达到 要求 。 随着工业科技的迅速发展， 矿用电器 设备 技术也不断 获得 进展 ， 在煤矿得到广泛应用的壳类电器开关出现了从低压 （ 660V） 向高压大容量 （ 1140V， 6KV） 升级的发展趋势 。 根据这种需要 ， 在设计生产过程中虽有一些理论分析 ， 但并未对其进行理论研究 ，诸如根据隔爆电气设备箱体壁厚的理论计算 ， 有限元分析验算等 。 并且在设计 中 ， 随着壳体的大小不同 ， 多次重复的进行相同或相似的绘图 ， 增加了设计时间 、 影响了出图效率 。 为了确保隔爆设备的设计科学 、 可靠 、 经济及合理 ， 在保证用于爆炸性气体环境安全的情况下 ， 利用弹塑性力学将壳体的板壁抽象成力学模型 ， 计算各部分的壁厚 ， 螺钉的分配 ， 并运用有限元法对隔爆进行 静 力学分析 ， 检验其强度和刚度是否满足要求 ， 利用结果指导其箱体结构的改进 。 对提高隔爆电气设备的设计技术水平 、 快速响应市场 、降低成本具有十分重要的意义 4。 nts 1.2本课题研究的主要内容及意义 近年来 ， 对隔爆箱体已进行了许多方面的分析 ， 包括 ： 隔爆外壳强度设计 ， 对箱体结构设计 ， 壳体形状的探讨 ， 对箱体法兰和 螺钉 联接强度的校核等 。 尽管 经过 了这些分析 ， 但是所选用 的方法 主要选用 传统的方法 ， 只用 原有的经验和专业知识来选择和调整结构设计参数 ， 只能构造得比较简单 的计算模型 ， 与实际的结构形状 变化很大 ， 因此，计算精度较低 ， 要使结构能 安全可靠 地 运行 ， 通常的采用提高 安全系数 ， 使其 结构尺寸加大 ， 浪费 结构 材料 ， 设计周期大大增加 ， 并且很难使许多设计参数得到 正确的选择 。由此设计出来的结构 ， 一般达到了设计标准 ， 但 在 材料使用 、 结构形式 等方面 有 着 不经济 和 不合理 性 ， 结构的综合性能 往往 不能达到 理想状态 。 设计人员对实际 应变 、 位移和应力 情况 没有一定的了解 ， 不能得出 其薄弱环节的位置 ， 更 谈不上 进行 设备的 优化设计 。 现代 设备 正朝着 高速 、 高精度 、 高效 、 低成本 、 节省资源 和 高性能等方面的发展 ，传统的计算方法 一般都 无法满足要求 。 所以要满足这种需求，需要想出另外更好的方法 。近年来兴起的有限元 分析方 法 ， 它 有 计算 精度高 、 速度快和 显示直观可靠 等特点 。 因此通过 ANSYS 软件的支撑下 ， 对 防爆 起动 器 箱体进行有限元 静应力 分析 ， 校验它的 强度和刚度 有没有 满足要求 ， 可以 提高起动器 壳体 ， 和 隔爆电气设备 壳体 的设计 的 技术水平 ，并降低成本有着 十分重要的意义 7。 本课题利用防爆电器在设计过程中所暴露出来的问题 ， 考虑到防爆电器行业的发展现状 ， 以 矿用隔爆兼本质安全交流软起动器 （以下简称隔爆起动器），型号为QJR-400/1140（ 660） 的外壳 为研究对象 ， 作出了 以下 的 工作 ： （ l） 尝试使用弹塑性力学理论对 起动 器 进行设计 。 根据小扰度理论，计算出各个面板的理论厚度 以及法兰的尺寸 。 利用受压状态下 螺钉 的受力模型 ， 计算出法兰面 螺钉 的规格 、 数量和 螺钉 间距 。 在理论计算基础上，提出对箱体改进的方案。 （ 2） 在二维 CAD 图的基础上 ，简化 起动 器壳体 ， 利用 UG 建立出 计算结果的模型设计 ， 以及箱体的总装模型 ， 给 ANSYS 有限元分析 提供三维模型 。 （ 3） 在 ANSYS 环境下 ， 对防爆 起动 器进行试验压力的模拟， 对 防爆 起动 器 箱体 及其关键部位 进行了应力与位移 的 分析 ； 再 根据 有限元分析的结果 ， 对壳体的结构 ， 例如加强筋的布置 、 箱体的壁厚等 ， 进行结构改进 ， 以实现结构上的优化 。 nts 2 矿用隔爆电器设备壳体隔爆要求 在有爆炸危险环境中使用的电气设备称之为防爆电器 ， 防爆电器 设备 是具有防爆外壳的电气设备 ， 当设备外壳内部发生可燃性混合物爆炸时 ， 外壳不被破坏 ， 并且不会 使壳外可燃性混合物发生 燃烧和爆炸的电气设备 。 可分为两大类 ： 类煤矿井下用电气设备 ； 类工厂用电气设备 。 矿井中 ， 在正常情况下 ， 除 了甲烷 外 等 其他可燃性气体时 ， 电气设备 必 须 根据 类和 类的相应 标准 制造 。 煤矿经常使用的是隔爆型与本质安全型电气设备 。 类电气设备 ， 按其适用于爆炸性气体混合物最大试验安全间隙或最小点燃电流比分为 A、 B、 C三级 ， 按其最高表面温度分为 Tl 6 六组 。 对防爆电气设备的技术要求都要符合相应的国家标准 GB3836.2 2010。 2.1 爆炸性电气设备的分类 在爆炸危险场所使用 的防爆设备 也 根据需求 划分成类 、 级或组别 ， 以便 与 使用的场所相对应 ， 有利于 对号选用 。 划分的方法和场所是相同 的 ， 煤矿用 设备表示 为类 ； 工厂用 设备表示 为类 ， 类设备中 还划分为 A、 B、 C 三级 与 Tl T6 六个组别 。 防爆电气设备在 粉尘场所 使用时，依据 电气设备 的 外壳的防护能力 可以 分为两个等级 如表 2-1 所示： 表 2-1 电器设备防护能力 等级结构防护能力使用区域 DT 级尘密结构型 IP6X， 10 区； DP 级防尘结构型 IP5X， 11 区存在有非导电粉尘的地方。 2.2 隔爆型电气设备的主要功能 防止 故障状态下 或 正常工作时 的设备 可能 出现 电火花 ，需将它们 放 入 一个或分放在几个 隔爆 箱体中。有隔爆性能 是隔爆型电气设备的基础功能 ， 并且 它还 要有 一定的结构强度，在各 个零部 件 之 间的连接中 也需要有 一定的结构尺寸。 当壳内部的电火花、电弧引爆了 从外部环境中进入壳内的爆炸性 甲烷 等空气的混合物时， 应该使 外壳不会被爆炸 ，防止破坏壳体 破坏和不会 引爆壳外的甲烷等混合物气体 。 GB 3836.2-2010 对隔爆型电气设备的外壳、 间隙 、 接合面和 压力重叠等 多个 技术参数都做了详细的规定。 经过 实践论证， 按照防爆电气 设备的设计制造标准，完全满足生产实际的要求，并能防止电火花引起爆炸事故。 nts 2.3 隔爆箱的隔爆原理 把矿用电气设备的带电部件放入特制的隔爆箱的箱体内，该箱体拥有将箱体内部由于少许电气部件发出的火花或电弧并与箱体外部四周的爆炸性气体粉尘等阻隔开来或不足以引燃和引爆的功用，并且能经受起经受箱体的各个接触面或间隙进入壳体内部的爆炸性介质被壳体内部电气设备引起的火花、电弧引起爆时所产生的爆炸压力，以便不使箱体被损坏；并且能同时能阻止箱体内部气体爆炸的生成物向箱体外的爆炸性介质传播。就可以根据上述的原理来设计隔爆型电气设备。大部分都釆用钢板焊接式结构或铸铁来构成隔爆型电气设备的外壳。一般在隔爆型箱体的设计过程中，主 要考虑的因素包括强度和刚度。过去，隔爆箱的箱体进行初步的设计时，一般釆用的是经验法和类比法，即依据已经通过的水压试验并获得经过认证的定型产品，在了解已有定型产品所釆用的材料、板厚、法兰形式、外形形式等已知条件下进行比对、依据经验来设计，但设计中的依据并不够充分。 2.4外壳的变形允许值 静压试验时外壳产生塑性和弹性变形，特别是体积较大的外壳在试验时都要产生永久塑性变形。如果在出厂试验时进行静压试验，隔爆接合面的变形将造成隔爆接合面间隙超过允许值，造成外壳不合格。国内企业一般是在半精加工后进行水压试验，然后 进行精加工，消除压力试验产生的永久塑性变形。因此隔爆接合面只允许弹性变形，不允许有永久塑性变形，保证精加工后（一次切削）达到粗糙度和平面度要求为准。GB3836.2-2010 第 16.3 条规定：压力试验后 ， 如果外壳无结构损坏或可能影响隔爆性能的永久变形 ， 则认为试验合格 。 试验后 ， 隔爆接合面如果产生永久性塑性变形或弹性变形超过规定值，将影响隔爆性能 ； 如果其它侧面产生弹性变形或塑性变形，不会影响隔爆性能。因此隔爆接合面（盖板和法兰）是隔爆外壳强度计算的关键。对其它侧面的变形只要不影响外观，允许有一定的塑性变形，否则需要增加壁厚或加强筋，这样充分利用材料的强度，减轻产品的重量，降低成本。 在强度计算时按以下要求作为依据。 （ 1）除隔爆接合面外，隔爆外壳侧面的永久塑性变形允许值，初步确定为该面最大尺寸（长或宽的最大值）的 2%，该值以后可以调整； （ 2）隔爆外壳隔爆接合面 ,即箱体法兰和盖板只允许弹性变形，不允许有永久塑性变形。 两者最大挠度之和 fmax应该小于 许用挠度 f： fmax = (f1 +f2) ;As = f（ 2.1） 即：盖板许用挠度 f1+箱体法兰的许用挠度 f2（隔爆接合面的允许间隙 W-平面度公差 B） /安全系数 s11 nts 因此 ， 在本论文中，根据矿用隔爆起动器 结构作为例子，在采用经验和类比法的基础上对其进行初步设计，再用 UG 三维 软件对隔爆箱的箱体进行三维模型建造，利用ANSYS 软件来对箱体结构进行应力，位移，变形和安全系数来进行分析，并根据分析出的结果对箱体结构来进行优化设计， 最后 得出既符合强度、刚度又减少材料的使用和环保的具体要求的箱体具体结构尺寸 。 2.5 本章小结 本章主要介绍了隔爆 起动 器设备的概念和分类，爆炸性电器设备的分类、分级与分组，讲述了防爆箱体的类型和防爆原理，对外壳变形的允许值进行了解释，以便为接下来的设计提供思路。 nts 3 壳体强度刚度的理论计算 3.1 隔爆外壳设计概述 矿用隔爆型电气设备的隔爆性能是通过隔爆外壳来实现的 。 目前隔爆外壳就其外形来说可分为两大类 ， 一是圆柱体 ， 二是长方体 。 矿井下爆炸产生的压力是随着容器形状的不同而改变 ， 也随着外形散热面积的增大而使爆炸压力下降 。 试验证明 ， 在相同容积 ，不同形状的容器内进行爆炸试验 ， 其爆炸压力是不同的 ， 见表 3-1。 其中球体容积的爆炸压力最大 ， 长方体容器的爆炸压力最小 。 又因为长方体外壳内腔安装机械和电气零部件方便 ， 同时又能充分利用壳体的内腔空间 。 所以 ， 长方体外壳越来越受设计者和使用者的欢迎 ， 较广泛的应用在大 、 中型开关及其它隔爆型电气设备上 ， 如 6kV 隔爆型高压开关 、 矿用隔爆型移动变电站用高压真空配电装置 、 矿用隔爆型低压保护箱等 。 表 3-1 不同外形的容器爆炸试验产生的压力表 容积形状 球体 正方体 圆柱体 长方体 爆炸压力 7.25 6.2 5.6 5.2 进行静力试验时， 隔爆外壳要承受 1MPa 的试验压力 ， 因此必须具有足够的强度和刚性 。 以往大多采用经验或类比法进行设计 ， 不能准确计算出各部分的受力情况 ， 在设计时为安全起见 ， 往往加大安全系数 ， 这使得壳体结构笨重 ， 并且具有很大的盲目性 ，浪费材料 ， 增加了生产成 本 12 本课题是以 型号为 QJR-400/1140（ 660） 的 矿用隔爆 起动器 作为研究对象， 其中所涉及到的外形尺寸都是依据该 起动器 来选取的。 计算其箱体受力后的应力和应变。外形图如图 3.1 所示。 图 3.1 矿用隔爆兼本质安全交流软 起动器 外形图 nts 长方体隔爆外壳是由钢板焊接而成的六面体结构，因此，对于体积较大的外壳，因受力大，所用钢板必然较厚，使壳体笨重，成本增加。为了减少板厚、降低壳体重量和成本，一般均采用加强筋结构。对有加强筋的长方体外壳，其受力情况较圆柱体外壳复杂得多，需要进行复杂的数学运算。以往的设计停留在类比法，靠经验设计该外壳，设计者心中往往无数，在水压试验或隔爆性能试验时常常发生问题，造成较大的经济损失，同时又延误了设计和生产时间。因此，有加强筋的隔爆外壳的设计必须建立在科学可靠的基础上。本章将弹塑性力学以及材料力学的计算方法引入隔爆外 壳的设计计算中，以期使隔爆外壳的设计更为科学、合理、经济以及可靠 13 3.2箱体结构的设计计算 3.2.1 弹塑性力学的理论公式 由两个平行平面和垂直于平面的柱面所组成的结构 ， 其平面间的距离远小于平面本身的尺寸 （ 如长度 、 宽度或直径 ） 时 ， 该结构称为薄板 。 若板的厚度用 h 表示 ， 与上 、下表面等距离的平面称为中面 ， 且中面的特征尺寸 （ 如边长或直径 ） 为 l， 则 h/l 小于1/5 时 ， 可以按薄板计算 。 作用于板上的载荷 ， 一般可分为沿中面及垂直于中面的两部分 ， 前者按平面应力问题处理 ， 而后者则是薄板弯曲理论所研究的内容 。 在侧向载荷的作用下 ， 薄板将产生弯曲变形 ， 当板的最大弯曲挠度 。 远小于板的厚度 h 时 ， 称为小挠度问题 。 对于薄板的弯曲小挠度理论做了以下基本假设 ： 垂直于板厚方向的变形 （ 挠度 ） 远小于板的边长 。 取中面为厚度 t=0 的面 ， 参考图 3.214 图 3.2 薄板小挠度理论假设条件 （ l） 变形前与中面垂直的直线 ， 变形后仍是垂直于其中面的直线 ， 且线段长度保持不变 。 此假设即为直法线假设 。 （ 2） 薄板中面内各点没有平行于中面的位移 ， 即中面内任意一点沿 x 方向及 y 方向的位移 u0=0 以及 v0=0， 而且只有沿中面法线方向的挠度 0， 在忽略挠度 沿板厚的变化时 ， 可认为在同一厚度的各点的挠度相同 ， 都等于中面的挠 度 0。 nts （ 3） 应力分量 ， zx， zy， 远小于其他三个应力分量 x， y， xy， 并取 =0， 即平行于板中面的各层互不挤压 。 由第一个假设可知 ， z = 0，即 z = 0， 薄板的挠度有 =（ x， y）， 又由 zx= zy = 0，即 uz +x = 0，y +vz = 0（ 3.1） 积分上式 ， 得 u = zx +u0(x， y)， v = zy +v0(x， y)（ 3.2） 考虑到假设 （ 2） ， 即 0 = 0， 0 = 0， 因此 ， 上式成为 = zx ， v = zy（ 3.3） 基于这三点假设 ， 应用几何方程将各个形变分量 xy， ， 用位移 表示 ； 再将物理方程代入形变分量 ， 就可以用 表示各个应力分量 ， ， xy， 再利用平衡方程 ， 就可以得到薄板的弹性曲面微分方程 ： D（ 4x4 +2 4x2y2 + 4y4） =P0（ 3.4） 其中 D= Eh312（ 1;2） 是板的弯曲刚度 ， E是弹性模量 ， h是板的厚度 ， 是泊松比 ， P0是单位面积内的横向载荷 。 参考图 （ 3.2） ， 板在弯曲时应力与弯矩的关系 ： （ ） 2= ( )2= 62 （ 3.5） 是绕 Y 轴的弯矩 。 应用上述公式 ， 通过计算可以得到 ： （ 1） 四边固定支撑的矩形板的最大挠度出现在板的中心位置 ， 大小为 ： =0.0012604 （ 3.6） a 是短边长度 ， 结果与长边长度 b 无关 。 最大应力数值发生在板的上下表面上的固支边长边的中点 。 当泊松比 取 0.3 时 ，中心弯矩和边界中点的最大弯矩分别为 ： Mcenter = 0.023102（ 3.7） Medge = 0.051302（ 3.8） 负号指以上两者是反向的 。 nts （ 2） 四边简支的矩形板的中心挠度为 ： =0.0040604 （ 3.9） 最大弯矩发生在板的中心点 ， 其值为 ： max = 9（ 1:）256 02 0.047902（ 3.10） 通过上面应力与弯矩的关系式 ， 可以解得最大应力 。 3.2.2壳体壁厚的设计 外壳壳壁分别焊接在由主向梁和交叉梁组成的网格上，且设定两方向梁有足够的强度。因此，可将壳体壁板每面的平板化小，即由两向梁组成的长方格作为支撑，来校核网格内平板的强度。此长方格内平板受力模型可简化为四边简支，受均布载荷（设计压力）作用，如图 3.5 所示 根据弹性小扰度理论，四边简支板的最大应力在板中央，即 12 max = （ at） 2q（ 3.11） 式中 应力系数（见表 3-2）； q 设计压力， 1Mpa； a 矩形板短边长度， m； t 矩形板厚度， m。 图 3.5 壳壁受力图 表 3-2 应力系数 b/a 1.0 1.2 1.5 1.8 2.0 0.2874 0.3756 0.4872 0.5688 0.6102 b/a 2.5 3.0 3.5 4.0 4.5 0.68 0.7134 0.73 0.7410 0.75 nts 当满足 ： max = （ 3.12） 时可达到设计要求 。 式中 板材的许用应力， Mpa； s 板材的屈服极限， Mpa； 安全系数，对于塑性材料为 1.3 1.8。 将式（ 3.12）代入式（ 3.11） 求得 壳壁 的 厚度 t： t 或者 t （ 3.13） 对于隔爆箱体，组成的四边简支板有三种尺寸（ 1） a=0.516， b=0.640；（ 2） a=0.64，b=0.648；（ 3） a=0.516， b=0.648（单位 m）。材料选用 Q235A， =160Mpa。 （ 1） a=0.516， = 0.6400.516 = 1.24，查表（ 3.2），利用插值法，取 =0.4。 则壳壁厚度： t = 0.5160.41106160106 = 0.0258 （ 2） a=0.64， = 0.6480.64 = 1.0125，查表（ 3.2），利用插值法，取 =0.29。 则壳壁厚度： t aq = 0.640.29X1X106160X106 = 0.027 （ 3） a=0.516， = 0.6480.516 = 1.26，查表（ 3.2），利用插值法，取 =0.42。 则壳壁厚度： t = 0.5160.421106160106 = 0.026 综合上诉三种简支板，取三种板厚的最大值，实际取板厚 t=0.028m，即可满足上述要求。 3.2.3各面板的最大扰度和应力结果 （ 1） 底板和顶板尺寸为 640X516X28（ mm） 设定为固支边界条件 由式（ 3.6）可得板中心最大扰度为： =0.001264 = 0.00126X 1060.51642.0610110.028312（ 10.32）= 0.21mm 把式（ 3.8）板最大弯矩带入式（ 3.5）得到板固支边中点的最大应力： nts max = 6edge2 = 60
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号