防爆产品外壳设计最终版.docx
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防爆产品外壳设计最终版
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。
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。
粗糙度
隔爆接合面平均粗糙度不超过6.3um,（转轴3.2um）完全满足防爆的要求，隔爆接合面必须通过圆车，立车，立铣加工，表面是圆盘型刀纹构成，车出的零件表面粗糙度较高，具有较小的峰谷，和较小的间距组成的微观几何特征，好比筑起一道道屏障，有助于火焰从火焰通道喷出，由此可见隔爆结合面不是越光滑越好
在进行法兰平面加工时，一般是用车床、镗床加工，在保证机床精度的前提下应先进行粗加工，然后松一次卡盘爪，以消除粗加工时的内应力，然后再卡紧，同时卡紧力稍减一些，再进行精加工，切削用量一般为0．1—0．3Im为宜，平面度应≤0．06mrs。
此外还应注意应增大刀具的前后角、减小刃口圆弧半径，提高切削速度，适当减小进给量，并采取冷却润滑措施。
这些都会降低隔爆面的应力。
（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。
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：
图1
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，则由平衡方程
∑Y=0，2（σ1·δ·l）－p·D·l=0
得σ1=
其中：
σ1——直径截面上的应力；
D——圆筒的平均直径：
δ——壁厚。
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
=0
得σ2=
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=
，σ2=
，σ3=0
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=
≤［σ］
σeq4=
≤［σ］
其中：
P————爆炸压力，Pa
D————平均直径，m
δ————厚度，m
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。
图4
对
（1）有
对
（2）有
对（3）有
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，受均布压力P作用的圆环。
图5
其桡度为
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.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
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
+D+C1+C2
表1焊缝系数
探伤要求
双面对接焊
单面对接焊焊缝全长
有垫板
无垫板
100%
1.00
0..90
0.75
局部探伤
0.90
0.80
0.70
不探伤
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：
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
σeq4=
=
=32.5MPa
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
=
=4.36mm
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
=
=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
1.6
2
2.5
3
5
5
∞
α
0.155
0.164
0.165
0.166
0.168
0.168
0.168
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。
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）：
图8
中心应力
按材料力学的第三强度理论：
σ3=（σy）0=0
σ1=（σz）0=
σ2=（σx）0=
σ1－σ3≤[σ]=
即
≤
所以有h≥y
式中y————板短边长度，cm
h————板厚度，cm
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
1.0
1.1
1.2
1.3
1.4
1.5
C4
0.1374
0.1602
0.1812
0.1968
0.2100
0.2208
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）
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。
图10
其桡度为
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：
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
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
+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。
以某厂家的电抗器为例，其主腔结构如下图：
图11
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。
首先讨论不使用加强筋的情况下,所需的壳体钢板厚度。
计算时，先计算面积最大的后侧板，x=570，y=520，
则X/Y=1.1，查表有C4=0.1602
板厚h=
=
=0.0166m=16.6mm
接着计算左右侧板厚，x=520，y=382
则X/Y=0.136，查表有C4=0.21
板厚h=
=
=0.01398m=14mm
如果采用加强筋，以中心线对称分布，两加强筋间距为240mm，加强筋为25号角钢。
那么后侧板加强筋所围的区域中，面积最大的为一个长宽均为204.6mm的正方形，对此部分进行分析。
则x=y=204.6mm，x/y=1，C4=0.1374
板厚h=
=
=6.1mm
对后侧板，x=382mm，y=204.6mm，x/y=0.187，C4=0.2208
板厚h=
=
=7.68mm
综合考虑，在使用加强筋的情况下，外壳的壁厚取8mm。
法兰刚度的计算
法兰的宽b=45mm，螺栓间距a=120mm，则α=0.166；最大间隙W=0.5mm，平面度B=0.1mm，安全系数K=1.5，焊缝系数Φ=0.75
=
=13.2mm
维修余量D=2mm，腐蚀因素C1=1mm，钢板负公差C2=1mm，并取整，得
法兰厚度h=18mm
由前面的计算可以知道，法兰上一共有20个螺栓，整个门盖所受的爆炸压力F=P×S=106×0.54×0.49=264600N，则单个螺栓受力13230N，如选用性能等级为8.8的螺栓，M8的螺栓即可满足要求。
如取安全系数K=1.5，则选择M10的紧固螺栓。
在试验过程中，我们对以上两款产品进行了爆炸试验，在试验的过程中，产品的性能完全满足了要求，没有传爆，在试验结束后，外壳也没有发生明显的变形。
通过以上的举例计算，我们基本掌握了常见隔爆型电气产品外壳设计的基本方法，在实际的生产过程中，还有很多结构要复杂的多的产品，例如矿用隔爆型移动变电站，但是，只要对这类产品的外壳结构进行合理的分解，还是可以采用本文所讲的方法来进行设计和计算。
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