3.2 焊缝部分
3 ． 3 校核计算
4 应用实例
以某矿用隔爆兼本质安全型壳体为例， 外壳和螺栓材料采用普通碳钢 Q 2 3 5 A， 材料屈服点 σs= 2 3 5 MP a ， 材料安全系数取 n=1.25 ； 内腔尺寸要求长 a= 5 3 0 m m， 宽 b= 4 2 0 mm， 高 1 9 0 m m。设计时 过螺栓中心矩形的短边长度 B= 4 4 4 mm， 过螺栓中心矩形的长边长度 A=5 5 4 mm， 螺栓中心距离为1 2 0 mm。
4 ． 1 壳体外壁厚度计算
可简化为在整个板面上作用均布载荷， 四边固定的等厚矩形板模型。在不加加强肋的情况下设计最小厚度可以根据式( 6 ) 计算。
( 1 ) 盖及底板计算
内腔尺寸长a= 5 3 0 m m，宽 b= 4 2 0 m m， 矩形长宽比值 1.23 ， 查表 1 ， 取 a = 0.3834 。根据式( 6 ) 计 算的盖及底板的厚度:
为节省材料， 减少壳体重量， 最好将壳体盖子及其底板设计为法兰边与较薄板材的焊接式结构，盖子法兰厚度取 2 0 m m， 较薄板材取 1 0 mm，较薄板材焊接加强肋增加强度和刚度。整体重量可以比实际设计重量减少 1 0 k g 。 ( 2 ) 左右及前后竖板计算
左右竖板长为4 2 0 mm， 宽为 1 9 0 mm ， 矩形长宽比值2.21 ， 查表 1 ， 取 ： α=0.5。根据式( 6 ) 计算左右
及前后竖板的厚度
前后竖板与左右竖板厚度一致。为节省材料减少壳体重量，在设计时减小壁厚，可以选为6 m m，通过焊接加强肋的方式增加强度和刚度。
4 ． 2 螺栓大小计算
A ／ B≤2 ， 近似认为箱体内压力形成的轴向载荷均匀分布在以矩形短边为直径的当量圆周上，单个螺栓最大载荷根据式( 8 ) 和式( 9 ) 计算， 结果为 Q=1 7 2 0 8 N D =1 0．7 9 mm
M1 2螺栓小径为10.2 m m， 为增加安全系数， 建议采用大于M1 2螺栓， 或者采用高强度螺栓。
4 ． 3 法兰部分计算
法兰和竖板之间为焊接， 螺栓中心距离为 1 2 0mm， 根据式( 2 1 ) 计算法兰厚度 δ≥6.59mm.
法兰厚度可以取δ= 10 mm。
由此可知在螺栓力一定时， 法兰螺栓孔中心到竖板外侧边缘的距离越小， 法兰承受的外力偶矩越小。在满足螺栓截面一定，并留有紧固螺母所必须间距的前提下， 应以螺孔中心到竖板外侧边缘的距离尽可能小为原则。 5 结语
通过对隔爆外壳壳壁、 法兰和螺栓的强度设计计算， 能较准确地推导出满足试验要求的外壳各部分材料要求厚度。对于外形尺寸较大的外壳，往往通过理论计算出的数值要求外壳各部分都比较厚，造成外壳比较笨重。所以实际应用中对宽度大于300m的隔爆壳体，通常对外壳壳壁取理论值的1/2， 然后焊接加强肋增加壳壁的强度和刚度。
