畢業(yè)設計--井下救生艙結構設計

1、<p><b>　　摘要</b></p><p>　　本文的設計題目是“井下救生艙結構設計”。隨著我國經(jīng)濟的高速發(fā)展，對煤炭等能源的需求量越來越大，而煤礦安全也越來越引起國家和企業(yè)的注意，井下救生艙的問世將為煤礦井下礦工提供一種緊急避難場所，盡量減少礦難所帶來的生命損失。本文對井下救生艙在國內外的研究和應用狀況進行了簡單介紹，分析了在救生艙的結構設計時應該注意的問題，自行設計了救生

2、艙不同艙段之間連接的艙門，對艙門機構進行了運動分析，并對救生艙輪廓尺寸，壁厚與加強肋板的布置，密封和隔熱進行了詳細的設計和力學校核計算。</p><p>　　關鍵詞：井下救生艙； 整體結構； 艙門； 設計計算</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　The design topic of this paper

3、is Design of underground life-saving cabin structure. With China's rapid economic development, the demand for coal and other energy increasing, while the coal mine safety has drawn increasing attention of the state a

4、nd enterprises, will the advent of underground coal mine rescue chamber to provide a underground miners emergency shelter minimize loss of life caused by mining accidents. The research and application status of life-savi

5、ng cabin in chian and abroad is i</p><p>　　Key words: life-saving cabin; overall structure; cabin door; design calculation</p><p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　1 緒論1<

6、;/b></p><p>　　1.1 研究井下救生艙的意義1</p><p>　　1.2 國內外對該領域的研究成果1</p><p>　　2 設計參數(shù)要求3</p><p>　　3 救生艙整體設計5</p><p>　　3.1、外形設計5</p><p>　　3.2整體尺寸設計

7、5</p><p>　　3.2.1 救生艙應該滿足的條件：5</p><p>　　3.2.2 艙體布局：6</p><p>　　3.2.3 救生艙結構要求：6</p><p>　　3.2.4救生艙內部尺寸設計6</p><p>　　3.2.5通用段長度設計方案7</p><p>　　3

8、.3艙體結構特點：9</p><p>　　4 生存艙結構設計11</p><p>　　4.1 艙體設計思路11</p><p>　　4.2生存艙結構設計11</p><p>　　4.2.1初步確定艙體尺寸11</p><p>　　4.2.2 加強肋板的布置12</p><p>　　4

9、.2.3縱向肋板剛度校核13</p><p>　　4.2.4橫向肋板剛度校核15</p><p>　　4.3生存艙之間所用連接螺栓的尺寸的確定17</p><p>　　5 救生艙艙門設計20</p><p>　　5.1、救生艙艙門方案確定：20</p><p>　　5.1.1、主艙門方案:20</p&

10、gt;<p>　　5.1.2、過渡艙門結構方案：21</p><p>　　5.1.3、應急門方案22</p><p>　　5.2艙門結構參數(shù)計算22</p><p>　　5.2.1 艙門人機工程學22</p><p>　　5.2.2、主艙門結構計算：23</p><p>　　5.2.2 緩沖門結

11、構計算34</p><p>　　5.2.3 緊急門結構計算40</p><p><b>　　5.3結論50</b></p><p>　　6 艙體其他設計52</p><p>　　6.1艙體密封材料52</p><p>　　6.1.1 艙體密封技術目標52</p><

12、p>　　6.1.2密封部位包含以下部位：52</p><p>　　6.1.3 密封材料確定52</p><p>　　6.2隔熱材料54</p><p>　　6.2.1艙體隔熱技術要求54</p><p>　　6.2.2 保溫部位：54</p><p>　　6.2.3 保溫材料選擇54</p>

13、;<p><b>　　致謝57</b></p><p><b>　　參考文獻58</b></p><p><b>　　1 緒論</b></p><p>　　1.1 研究井下救生艙的意義</p><p>　　我國是世界上最大的煤炭生產國和消費國，但是，我國的煤炭

14、開采帶來的人身傷亡率也是最高的，礦難事故的頻繁發(fā)生不僅給人民的生命和財產帶來了巨大損失，同時也嚴重影響了礦業(yè)的生產和社會的和諧發(fā)展。在發(fā)生礦難后，如何有效拯救被困的井下礦工成為了人們普遍關注的社會焦點問題?！　∥覈旱V各類事故頻發(fā)，導致煤礦事故死亡人數(shù)占世界首位，煤炭生產百萬噸死亡率橫向比較仍然遠遠高于世界平均水平，而目前我國煤礦井下使用的救生設備的技術還跟不上，一旦發(fā)生礦難，礦工的逃生幾率很小，因此急需一種有效的救生設施來盡量避免在

15、發(fā)生礦難是所造成的損失。因而救生艙的研究在近幾年來受到國家和煤炭企業(yè)大力重視，選擇救生艙結構設計作為畢業(yè)設計課題，具有重要的實際意義。</p><p>　　1.2 國內外對該領域的研究成果</p><p>　　國外一般規(guī)定，避難所的類型由煤礦企業(yè)根據(jù)自身的特點自主選擇，以滿足礦工避險需要為原則。目前，南非煤礦得宜避難硐室為主，較少使用可移動式救生艙；美國煤礦以可移動式救生艙為主，共配備避難

16、所1193臺（個），其中軟體式救生艙1000臺，硬體式救生艙123臺，避難硐室只有70個；加拿大煤礦井下避難硐室與可移動式救生艙配備比例約為1:5，使用的可移動式救生艙以硬體為主；澳大利亞則使用“空氣呼吸器+加氣站”的避險設施，災害事故發(fā)生后，遇險人員佩戴隨身攜帶的自救器，迅速跑到空氣呼吸器存放點換戴后逃生，對維持時間不足的空氣呼救器，通過快速加氣站加氣，或者換配后逃生。</p><p>　　研究分析南非、美國、

17、加拿大和澳大利亞隊礦山井下避難所的法律規(guī)定和做法，可以發(fā)現(xiàn)，建立井下避難所。已是世界主要采煤國家的硬性法律規(guī)定和行政做法，并須從礦井整體安全角度考慮避難所的布局、建設和管理。井下避難所應實現(xiàn)對礦井的全覆蓋，選擇避難所的類型時應考慮所服務區(qū)域的特點及可能發(fā)生的主要災害類型。設置時要考4方面因素，即所服務區(qū)域的特點（空間結構、危險源分布、作業(yè)類型等）；災變時期人員抵達難易程度、所需時間；隨身佩戴自救器的防護時間；巖體穩(wěn)定性和支護有效性。避難

18、所應實現(xiàn)對所有下井人員的全容納，包括生產人員、管理人員及可能出現(xiàn)的臨時人員。有效防護時間不低于36-96h, 具體應根據(jù)礦井災變時期應急救援所需時間來確定。避難所應由專人管理，確保始終完好、時刻能用，并將避難所安全使用作為員工培訓和應急演練的重要內容，確保人人會用。</p><p>　　與國外相比，國內對礦用救生艙的研究起步較晚，其設計思路還不成熟，缺少必需的實驗和檢驗支持，更無行業(yè)標準可以依據(jù)。據(jù)不完全統(tǒng)計，到

19、目前為止，國內有十幾家企業(yè)、單位在進行礦用救生艙的研制工作。其中北京科技大學承擔的“十一五”國家科技支撐計劃對救生艙的研究進展較快，2008年7月，在山西潞安集團模擬巷道內玩策劃你夠了4人、96小時的安全驗證試驗</p><p>　　綜合分析國外可移動式救生艙的基本技術特點，可以發(fā)現(xiàn)以下共同特點：具備包括氣密性、隔熱性、供氧等生存保障性能，以及有害氣體去除、監(jiān)測、通信指示等基本功能，具體指標不同。</p&g

20、t;<p><b>　　2 設計參數(shù)要求</b></p><p>　　救生艙在井下工作，為礦工在發(fā)生礦難時提供一個可以臨時躲避的空間，由于礦難發(fā)生后，井下條件十分惡劣，因此對救生艙的技術要求較高。根據(jù)《煤炭工業(yè)礦井設計規(guī)范》GB 50215—2005，《煤礦安全規(guī)程》2010年版，《防治煤與瓦斯突出規(guī)定》2009年版，《礦山救助規(guī)程》2009年版，國家煤礦安全監(jiān)察局《煤礦井下避

21、難所試點建設基本要求》（煤安監(jiān)司辦2010年第9號），國家安全監(jiān)管總局國家煤礦安監(jiān)局關于《建設完善煤礦井下安全避險“六大系統(tǒng)”的通知》，（安監(jiān)總（2010）146號）等相關文獻資料規(guī)定，對井下救生艙提出以下技術要求：</p><p>　　表2-1 救生艙技術參數(shù)表</p><p>　　續(xù)表一： 救生艙技術參數(shù)表</p><p><b>　　3 救生艙整體設

22、計</b></p><p><b>　　3.1、外形設計</b></p><p>　　救生艙作為礦難發(fā)生后礦工們的緊急避難場所，需要固定在井下巷道內的某個位置，因此其外形應該與巷道整體外形相匹配，根據(jù)查閱資料，類比市場上各廠商所生產的救生艙， 艙體大體外形也采用長方體結構。</p><p>　　圖3-1救生艙外形圖</p>

23、;<p><b>　　3.2整體尺寸設計</b></p><p>　　3.2.1 救生艙應該滿足的條件：</p><p>　　① 由于救生艙安置在巷道內，并且在配置前需要做防爆試驗，因此巷道尺寸限制了救生艙的尺寸。救生艙外廓最大寬度，高度</p><p>　?、?緩沖艙：體積不小于</p><p>　　③

24、主艙：人均凈容積不小于，主艙容納12人，總凈容積不小于，考慮到的余量，設計凈容積不小于。</p><p>　?、?應急艙門面積不小于。</p><p>　　⑤ 儲存每天每人食物飲用水所占容積：</p><p><b>　　飲用水：</b></p><p>　　食物：（需換算成相應體積的壓縮餅干）</p>&

25、lt;p>　　3.2.2 艙體布局：</p><p>　?。?）艙體結構采用分段組合式模塊化設計。</p><p>　?。?）艙體由緩沖艙、人員艙和設備艙三個部分構成。</p><p>　?。?）救生艙包含主艙門、過渡艙門和應急艙門。</p><p>　　3.2.3 救生艙結構要求：</p><p>　?。?）由

26、主艙門、與人員艙之間的過渡艙門和艙室構成</p><p>　?。?）主艙門：向外開啟。要求操作方便，性能可靠，具有良好的氣密和水密功能，能夠抵御1200度的瞬時（0.2s)高溫和60度的持續(xù)高溫。</p><p>　?。?）緩沖艙與人員艙的過渡艙門：開啟方向由緩沖艙開向人員艙。要求具有良好的氣密功能，且開閉方便。</p><p>　?。?）設備艙與人員艙的過渡艙門：

27、開啟方向由設備艙開向人員艙。要求具有良好的氣密功能，且開閉方便。</p><p>　　3.2.4救生艙內部尺寸設計 </p><p><b>　?。?）艙內凈寬度。</b></p><p><b>　　（2）艙內凈高度。</b></p><p>　?。?）基于模塊化設計的思想，將緩沖艙設計成一個獨立

28、封閉結構。該結構可以應用于各種不同型號的救生艙。其長度根據(jù)艙內設備需求，確定為。</p><p>　?。?）人員艙與設備艙由長度和結構相同的通用段組合而成。</p><p>　?。?）艙體下部設置滑靴（或滾輪）進行牽引。</p><p>　　3.2.5通用段長度設計方案</p><p><b>　　（1）已知條件：</b>

29、;</p><p>　　① 人員艙凈容積≥（2）由艙內凈寬度，凈高度，每人所需的最小凈空間為，可算出人員艙最小凈長度為， </p><p><b>　?。ㄈ。?。</b></p><p>　?、?每人座椅寬度，一邊坐6個人，座椅總長度為。（座椅的人機工程學參數(shù): ）</p><p>　　（2）通用段長度的三種設計方案：&l

30、t;/p><p>　?、俜桨敢唬好慷伍L度700mm。6段×0.7=4.2m </p><p>　?、诜桨付好慷伍L度800mm。6段×0.8=4.8m</p><p>　?、鄯桨溉好慷伍L度900mm。5段×0.9=4.5m</p><p>　　（3）700mm方案比較：</p><p>　　

31、優(yōu)點:每段長度較小，有利于提高艙體剛度和強度，并且運輸方便，對巷道的適應性強（小巷道通過能力強），模塊化擴展方便，有利于標準化，系列化。</p><p>　　缺點：連接面多，組裝工作量較大，密封面過多。</p><p><b>　　結論：選用方案</b></p><p>　　圖3-2 單節(jié)艙體尺寸</p><p>　　如

32、上圖所示為單節(jié)生存艙的結構尺寸，根據(jù)上面論述，得出下列結論：生存藏內部凈尺寸為：，艙體材料選擇45鋼，壁厚為12mm，其強度和剛度要求在下一章中進行校核，為加強艙體在受壓時的剛度，在艙體四周布置加強肋板，肋板材料選用熱軋槽鋼，在艙體縱向接橫向均需布置。為了滿足連接要求，每節(jié)生存艙兩端均需設置連接法蘭，法蘭之間通過螺栓連接來實現(xiàn)艙體的連接，初步確定法蘭盤的寬度為90mm，厚度為30mm，采用焊接的方式連接在艙體上，由于兩節(jié)艙體連接時有密封

33、性要求，因此需要在法蘭連接之間，加隔密封材料。</p><p>　　計算救生艙艙體的外部尺寸為：</p><p><b>　　外部總高度：</b></p><p><b>　　外部總寬度：</b></p><p><b>　　救生艙總長度：</b></p><

34、;p>　　3.3艙體結構特點：</p><p>　　圖3-3 艙體外廓設計圖</p><p>　　圖3-4 艙體內部設計圖</p><p>　　（1）單元組合式結構：</p><p>　　1）便于根據(jù)需要增減單元；</p><p>　　2）可拆分運輸，滿足井下運輸要求；</p><p>　

35、　3）模塊化設計，便于標準化；</p><p>　?。?）殼體：基板內外側分別焊接加強元素，強度和剛度可以得到有效加強；</p><p>　　（3）逃生門：艙體兩端分別設計安裝防爆防水閣氣門，其中一端為緊急逃生門；</p><p>　?。?）緩沖艙：設在主門與人員艙之間，與人員艙經(jīng)隔氣門隔開，內設干式座便及氣幕系統(tǒng)；</p><p>　?。?

36、）人員艙：圖列為可容納十二人結構，由六節(jié)700mm、長標準單元艙連接而成，內寬1400mm，高1780mm，六瓶供氧氧氣瓶置于人員艙遠離主艙門端，個檢測裝備固定于艙體內壁；</p><p>　?。?）設備艙：兩個分體制冷控溫水柜分別立于艙內兩層中間保留500mm寬的人員逃生通道，廢氣吸附過濾系統(tǒng)也置于該艙；艙內供電蓄電池裝在聯(lián)通外部的緊急逃生門下，設備艙與人員艙之間直接連通，由三節(jié)700mm標準艙構成。</

37、p><p>　?。?）緊急逃生門防護段：下部安裝制冷壓縮機，上部為應急艙門，最低點離地高度超過1m。應急艙門一般不開啟，當主艙門無法開啟時，或在水淹一定高度情況下供人員進出。</p><p><b>　　4 生存艙結構設計</b></p><p>　　4.1 艙體設計思路</p><p>　　救生艙整體采用模塊化設計，將救生

38、艙分為三個部分：緩沖倉、生存艙、設備艙。其中緩沖艙和設備艙單獨設計，生存艙分節(jié)設計，然后用螺栓將各段艙體連接起來，這樣便于不同型號的救生艙進行裝配，又有利于各部件的運輸和提升,并且對救生艙的系列化和標準化有重大意義。</p><p>　　4.2生存艙結構設計</p><p>　　4.2.1初步確定艙體尺寸</p><p>　?。?）根據(jù)第四章中救生艙的整體尺寸設計可

39、知。生存艙內部凈尺寸為凈寬度1400mm，凈長1800mm。長度為700mm。其結構示意圖如下：</p><p>　　艙體四周用的45鋼鋼板沖壓而成，每兩節(jié)艙體之間由法蘭盤相連接，為達到密封性要求，</p><p>　　法蘭盤之間鑲嵌密封材料，通過螺栓將將兩節(jié)艙體連接在一起。其中法蘭盤的尺寸為厚度，寬度，布置在艙體的四周。為了提高艙體的剛度，在艙體的四周布置加強肋板。肋板選用槽鋼，焊接在艙

40、體外輪廓上，查閱金屬材料手冊選用10號槽鋼作為加強肋板，其主要結構尺寸如下:</p><p>　　表4-1 10號槽鋼結構參數(shù)表</p><p>　　4.2.2 加強肋板的布置</p><p>　　由于井下發(fā)生礦難時，條件十分惡劣，并伴隨爆炸，塌方，透水等誘發(fā)災害。當爆炸發(fā)生時，空氣沖擊波的壓力十分強大，根據(jù)上述第二章中救生艙的技術要求，需要抗擊2MPa的爆炸沖擊，

41、因此對救生艙的強度和剛度要求比較高，為了但又不能單純的依靠增加壁厚來提高其強度和鋼度，如果壁厚過厚，則造成救生艙 質量增加，不僅為救生艙的生產制造造成困難，并且使救生艙難以運輸，提升和裝配。因此合理的布置加強肋板就易發(fā)顯得意義重大，</p><p>　　救生艙在受到?jīng)_擊時，其剛度條件要求救生艙的變形量不能太大，最大變形量必須保證小于整體尺寸的，并且橫向，縱向對變形量都有要求。</p><p&g

42、t;　　橫向變形量即在救生艙受到爆炸沖擊時，艙壁由于沖擊波作用所發(fā)生的凹陷應小于救生艙總長的。</p><p>　　縱向變形量即在救生艙受到爆炸沖擊時，艙體整體在高度方向上的最大變形撓度小于其總高的的。</p><p>　　根據(jù)上述救生艙的剛度要求，需要在救生艙的四周即橫向和縱向上都布置加強肋板?？v向方向，每節(jié)生存艙之間布置一條肋板，肋板分布在救生艙中間。橫向方向，初步布置4條肋板，即每相

43、距20cm布置一條，艙體頂部布置兩根肋板，均勻布置。其剛度校核在下一節(jié)中計算。</p><p>　　4.2.3縱向肋板剛度校核</p><p>　　救生艙受力模型可簡化為一懸臂梁，該梁受均布載荷作用：當爆炸發(fā)生時，其瞬間壓力可達，當該壓力作用在救生艙的一側面時，相當于該側面受到均布載荷作用，該載荷大小:</p><p>　　艙體在受彎方向的橫截面如圖所示，可分為4

44、部分組成，分別求個部分的慣性矩：</p><p>　　圖4-3艙體縱向截面圖</p><p>　　第一部分為矩形，其慣性矩為：</p><p>　　第二部分為矩形，其慣性矩為</p><p>　　第三部分為矩形，其慣性矩為</p><p>　　第四部分為槽鋼，其慣性矩由上表可以查出：</p><p&

45、gt;　　上述計算為各面積對其自身形心軸的慣性矩，需要通過平行位移公式計算出其對彎矩梁本身中性軸的慣性矩：</p><p><b>　　第三部分的面積為</b></p><p>　　第四部分面積查表可得：</p><p>　　第三部分慣性軸距離截面中性軸距離為：</p><p>　　第四部分槽鋼慣性軸距離截面中性軸距離為

46、</p><p>　　第三部分形心軸距離中性軸的距離為：</p><p>　　第四部分形心軸距離中性軸的距離為：</p><p>　　則該橫截面對y軸總的慣性矩為：</p><p>　　根據(jù)懸臂梁在受均布載荷時的彎曲變形公式計算其頂端最大變形量：</p><p>　　其中：，， ，艙體材料選用45鋼，其彈性模量，將上述

47、數(shù)據(jù)代入公式可得艙體的最大變形量為：</p><p>　　變形量小于艙體總高度的，故其剛度滿足使用要求。</p><p>　　4.2.4橫向肋板剛度校核</p><p>　　救生艙橫向同縱向一樣，也受到均勻載荷的作用，為了增加救生艙的剛度，在艙體橫向也需布置加強肋板，同樣選取10號槽鋼作為加強肋，其結構參數(shù)如上表所述。橫向受載時，其受力模型相當于簡支梁受均布載荷。受

48、力情況如下圖：</p><p>　　圖4-4艙體橫向受力模型</p><p>　　在受載的一側面的平面部分均勻布置10號槽鋼加強肋板，其截面形狀圖如下圖所示，每兩個肋板之間距離相隔為20cm，布置4塊加強肋板。</p><p>　　圖4-5艙體橫向截面圖</p><p>　　該側面所受的均布載荷大小為：</p><p>

49、;　　根據(jù)上圖所示的簡直梁截面，計算其各部分面積對中性軸的慣性矩：</p><p>　　第一部分為矩形，其慣性矩為：</p><p><b>　　第一部分面積為：</b></p><p>　　第二部分與第三第四第五部分同為槽鋼，根據(jù)槽鋼主要結構尺寸表，查得：</p><p>　　第二、第三、第四、第五部分的面積為：<

50、;/p><p>　　上述計算為各面積對其自身形心軸的慣性矩，需要通過平行位移公式計算出其對彎矩梁本身中性軸的慣性矩：</p><p>　　第一部分矩形的慣性軸距離中性軸的距離為：</p><p>　　第二部分槽鋼的形心軸距離慣性軸的距離為：</p><p>　　則該橫截面對中性軸總的慣性矩為</p><p>　　根據(jù)簡支梁

51、在受均布載荷時的彎曲變形公式計算其頂端最大變形量：</p><p>　　其中：，，，艙體材料選用45鋼，其彈性模量，將上述數(shù)據(jù)代入公式可得艙體的最大變形量為：</p><p>　　變形量小于總長度的，故其剛度滿足使用要求。</p><p>　　4.3生存艙之間所用連接螺栓的尺寸的確定</p><p>　　由于生存艙是由模塊化設計而成，每節(jié)生存

52、艙的長度為，這樣便于在巷道內運輸，當救生艙的所有部件都運至安置位置后，需要在井下將單獨的艙體連接起來，成為一體。兩節(jié)艙體之間選用螺栓連接的方式，可靠性高，便于裝配。救生艙有嚴格的密封性要求，因此，在艙體連接法蘭之間需要鑲嵌密封材料（密封材料規(guī)格為），根據(jù)理論計算當密封條的壓縮量達到時，密封條件最好，為達到上述壓縮量，計算兩法蘭之間要求的壓緊力為。</p><p><b>　　法蘭面的周長：</b&

53、gt;</p><p><b>　　密封材料面積為：</b></p><p><b>　　所需壓緊力：</b></p><p>　　其中密封材料的彈性模量為，密封材料面積，壓縮量，密封材料厚度。</p><p><b>　　則</b></p><p>　

54、　螺栓的布置，查閱資料，對于有密封性要求的較高的的重要連接，螺栓的間距不得大于下表所推薦的數(shù)值：</p><p>　　表6-1 螺栓間距推薦使用表</p><p>　　注：表中為螺栓公稱直徑</p><p>　　根據(jù)表中規(guī)定初步確定螺栓之間的間距為100mm.</p><p>　　在法蘭四周均勻布置螺栓，每個螺栓間距為100mm，則整個法蘭盤

55、需要布置的螺栓數(shù)目為：</p><p>　　分布到每個螺栓上的工作拉力為：</p><p>　　根據(jù)單個螺栓受力情況，確定法蘭間連接螺栓的尺寸：</p><p>　　為了保證連接的緊密性，防止連接受載后，結合面之間產生縫隙，因該使螺栓所受的殘余預緊力，根據(jù)參考資料，推薦使用的為：對于有密封性要求的連接，。</p><p><b>

56、　　取殘余預緊力為：</b></p><p>　　則螺栓的總拉力等于殘余預緊力與工作拉力之和</p><p>　　考慮到螺栓在總拉力的作用下可能需要補充擰緊，故將總拉力增加已考慮扭轉切應力的影響，于是螺栓危險截面的拉伸強的條件為：</p><p>　　選擇螺栓材料為，性能等級為4.6的螺栓，由表差的材料的屈服極限，安全系數(shù)為，故螺栓材料的許用應力為<

57、;/p><p>　　根據(jù)上式計算螺栓危險截面的直徑（螺紋小徑）為</p><p>　　按粗牙普通螺紋標準（GB/T 196—2003）選用公稱直徑（螺紋小徑）</p><p>　　確定螺栓的公稱直徑后，螺栓的類型、長度、精度以及相應的螺母、墊片等結構尺寸，可根據(jù)法蘭厚度等約束條件根據(jù)螺栓性能表格選用。</p><p><b>　　5 救

58、生艙艙門設計</b></p><p>　　5.1、救生艙艙門方案確定：</p><p>　　根據(jù)救生艙艙體的結構設計,整個艙體分為三個部分即:緩沖艙,生存艙和設備艙.相應的救生艙應包含主艙門,緩沖門和應急艙門。</p><p>　　5.1.1、主艙門方案:</p><p>　　（1）主艙門的基本要求: </p>&l

59、t;p>　　向外開啟。要求操作方便，性能可靠，具有良好的氣密和水密功能，夠抵御1200度的瞬時（0.2s)高溫和60度的持續(xù)高溫。</p><p>　?。?）主艙門方案確定:</p><p>　　鑒于以上分析，應在滿足密封性要求的前提下，盡量結構簡單，工作可靠，這樣也可以有效地控制成本。我們認為設計了以下兩種方案備選：</p><p>　　1)曲柄滑塊機構(四

60、點鎖緊)</p><p>　　優(yōu)點：結構簡單，工作可靠性高；由于導軌的約束強化作用，增強了立桿的高度。</p><p>　　缺點：鎖緊點較少，密封效果可能受到影響。</p><p>　　2）連桿機構(六點鎖緊)</p><p>　　優(yōu)點：接觸點較多，密封均勻。</p><p>　　缺點：結構較復雜，要求制造精度較高，否

61、則可靠性較差。</p><p>　　綜合上述多種艙門方案比較,由于曲柄滑塊機構結構簡單,動作靈活可靠,可以達到主艙門關于氣密和水密的要求,因此最終確定曲柄滑塊機構作為主艙門的結構方案。</p><p>　　5.1.2、過渡艙門結構方案：</p><p>　　（1）緩沖門的基本要求：</p><p>　　考慮到要減少熱源、噪音源和整潔，我們設計

62、了設備艙門將主要設備與人員艙隔開，但結構與過渡艙完全相同。</p><p>　　要求：密封性中等，可靠性高，開關方便。</p><p>　　（2）艙門結構方案確定</p><p>　　方案一：優(yōu)點：結構簡單，工作可靠。</p><p>　　缺點：豎桿太長，鎖緊力大時可能導致其變形大，時間長了密封性會下降。接觸點少，密封性較</p>

63、<p>　　差。十字架不在正確的位置時，不便于開啟。</p><p><b>　　方案2：</b></p><p>　　優(yōu)點：結構簡單，加工和安裝方便，效率高，可靠性高。</p><p>　　對方案進行比較，發(fā)現(xiàn)采用雙點鎖緊結構簡單，加工方便，并且能夠滿足其中等密封要求，因而最終選用齒輪齒條機構作為緩沖門的結構方案。</p&

64、gt;<p>　　5.1.3、應急門方案</p><p>　?。?）應急門的基本要求：</p><p>　　要求：密封、隔熱、耐沖擊性能強，可靠性高，開啟方便，在透水深度不高于1m的情況下能方便進出，最小面積不小于0.3 m2(ø650mm)。</p><p>　?。?）應急艙門方案確定：</p><p>　　根據(jù)密封

65、性和運動性要求，選擇曲柄滑塊作為應急艙門的最終結構方案。</p><p>　　5.2艙門結構參數(shù)計算</p><p>　　5.2.1 艙門人機工程學</p><p>　　設計艙門尺寸時，應充分考慮人機工程學的要求，使人能夠方便快捷的開門關門，并提供適當?shù)尿寗恿Α?lt;/p><p>　　結構尺寸：根據(jù)強度要求，門應該設計的尺寸小一點，但為了方便進

66、出，門的上緣高度選擇盡量高一點（1500mm，該尺寸受總高度的限制），下緣離艙體底部25mm，防止透水早期開門時進水。實際艙門高度1250mm，結構強度明顯提高，又不影響進出。</p><p>　　手輪高度：根據(jù)人機工程學的觀點，人在屈曲或彎腰時比直立時輸出的扭力大，因此外部艙門位置可適當偏低點好。選在門的中間，手輪離底部高度650mm。</p><p>　　人在此高度所能提供的扭力：根據(jù)

67、人機工程學知識雙臂做扭轉操作時一般可分為身體直立雙臂扭轉、身體屈曲雙手扭轉和彎腰雙手扭轉三種不同的姿勢。其中身體直立雙手扭轉較長把手時男人的扭力為，女子的扭力為；身體屈曲雙手扭轉時男子的扭力為，女子的扭力為;有些把手很短時需要彎腰操作據(jù)測量彎腰雙手扭轉時男人的扭力為，女子的扭力為。由于在礦下工作的都為男性，并且根據(jù)手輪高度，人在操作各種艙門時，都處于屈曲或彎腰狀態(tài)，因此，選擇人所能提供的扭力為600N。</p><p

68、>　　5.2.2、主艙門結構計算：</p><p>　?。?）、為達到密封要求所需正壓力計算：</p><p>　　根據(jù)艙體尺寸選擇們的基本尺寸為：高度1250mm，寬度650mm，門框寬度50mm。鎖緊機構主要材料選取45鋼，， </p><p>　　所選密封橡膠的彈性模量為2MPa，尺寸為寬10mm，厚20mm。為達到密封要求，密封圈壓縮量。鎖緊裝置所需提

69、供壓力：</p><p><b>　　由公式得，</b></p><p><b>　　，，，</b></p><p>　　對于4點密封門，為達到密封要求每個著力點所需的力為:</p><p>　　（2）、計算驅動特性</p><p>　　在屈曲狀態(tài)下的輸出力為600N。摩擦系

70、數(shù)：靜系數(shù)0.15，動系數(shù)0.1~0.15，摩擦角5.43度，不考慮插銷自身的變形，插銷進L，形成的對密封材料的壓縮量為：</p><p>　　，若L=50mm，3.5度，取楔角為。</p><p>　　則。手輪直徑 =400mm。</p><p>　　左圖為主艙門在即將開啟位置時的示意圖。</p><p>　　對主艙門鎖緊機構進行簡化，并作

71、受力分析，其簡化圖形如下圖所示，為一曲柄滑塊機構：根據(jù)手輪</p><p>　　直徑與門的尺寸，確定四桿鎖緊機構各桿的尺寸為：</p><p><b>　　，。</b></p><p>　　根據(jù)對該機構進行Pro/E方針演示在機構剛開始運動時，由于壓縮量小，所受阻力非常小，人通過手輪所能提供的驅動力足以克服壓緊時所需的阻力，因此，該機構啟動性能

72、良好，當機構運行到一定角度時，壓縮量逐漸增大，所需克服的阻力也隨之增大，因此需要手輪提供更大的驅動力才能鎖緊門框，以達到密封要求，根據(jù)機構進行的運動仿真，以 時開始為啟動時校核驅動力是否能提供所需壓緊力的位置。如下圖，當時，。</p><p>　　圖5-8 啟動位置受力分析圖</p><p><b>　　1 、啟動性能</b></p><p>

73、　　（1）由手輪和曲柄的受力平衡式，人的正常扭力取=600（N），手輪直徑。</p><p><b>　　求F1：</b></p><p><b>　?。∟）</b></p><p><b>　　（2）求阻力</b></p><p>　　在此位置，壓緊桿CE主要受到密封材料受壓

74、縮時對其向上的反力，D點支撐處對其的支反力，以及，所產生的摩擦力。其受力分析如下圖所示，圖中A點距離軸的支撐處為50mm，支撐的寬度b=50mm：</p><p><b>　　圖5-9受力分析圖</b></p><p><b>　　列力的平衡方程：</b></p><p><b>　　解得：</b>&

75、lt;/p><p><b>　　主動力：</b></p><p><b>　　摩擦阻力：</b></p><p>　　主動力遠大于摩擦阻力，啟動性能良好。</p><p>　　2 、鎖緊時的動力性能 </p><p>　　圖5-10 主艙門在即將鎖緊時的示意圖</p>

76、<p>　　當插銷接觸門框將密封材料壓縮到所需密封量時，支撐所產生的摩擦阻力變得很小，主要阻力來源是楔塊的正壓力和摩擦阻力，此時的受力分析如下圖所示：</p><p>　　圖5-11 受力分析圖</p><p>　　此時壓緊桿所受到的支反力與摩擦力大小計算如下：</p><p><b>　　解方程得： </b></p>

77、<p><b>　　摩擦阻力：</b></p><p><b>　　正壓力水平分量：</b></p><p><b>　　總的水平方向阻力：</b></p><p>　　壓緊時，手輪提供的驅動力：</p><p>　　當壓緊桿運動到此位置時，手輪所能提供的驅動力

78、也隨著角度的減小而增大，下面就壓緊桿運動到不同位置時的各種情況進行討論，校核手輪所提供的驅動力是否能提供所需密封要求時的壓緊力。此時，壓緊桿的受力分析圖如下：</p><p>　　圖5-12 壓桿受力分析圖</p><p>　　分別就和時的兩種情況進行受力分析：</p><p>　　當時，圖中機構的各幾何尺寸如下：</p><p>　　表5-

79、1 機構各幾何尺寸</p><p>　　此時手輪提供的驅動力為：</p><p>　　當時，圖中機構的各幾何尺寸如下：</p><p>　　表5-2 機構各幾何尺寸</p><p><b>　　可提供最大驅動力:</b></p><p>　　根據(jù)上述計算，當壓緊桿鎖緊時所提供的驅動力大于其壓緊時的

80、最大水平方向阻力。因此該機構無論是在啟動位置還是壓緊位置都能提供足夠的壓緊力密封。該曲柄滑塊機構滿足主艙門的運動動力條件，可以作為主艙門的鎖緊機構。</p><p>　?。?）、計算壓緊桿的直徑：</p><p>　　1 、由桿的抗彎強度計算其直徑</p><p>　　CE桿的受力屬空間力系，因此，選圓形截面桿。其抗彎截面模量為</p><p&g

81、t;　　因為導向座的長度較大，DE可以看做懸臂梁，端部在垂直方向的合力為。</p><p>　　則D點所受最大彎矩： </p><p>　　選用壓緊桿的材料是45，許用彎曲應力， </p><p>　　則去D點處的直徑為30mm</p><p>　?。?）、根據(jù)穩(wěn)定性確定BC桿的橫截面積</p><p>　　BC桿與C

82、D桿在C處鉸鏈，CD桿的直徑為30mm。將BC桿做成矩形截面，根據(jù)常規(guī)設計方法，C點處為與壓緊桿配合，將BC桿的尺寸初步定為，再按照壓桿穩(wěn)定性和擠壓強度校核該尺寸是否符合動力要求。</p><p>　　CD桿所受到的最大壓力位置，在壓緊桿最終達到鍥塊頂端，壓縮量最大，壓緊抗力最大時。此時，BC桿所受的最大壓力即為CD桿的最大水平阻力。</p><p>　　BC桿為二力桿，可簡化為兩端鉸支，

83、其長度因數(shù)，其承受的軸向壓力為，取穩(wěn)定安全系數(shù)為。</p><p>　　BC桿的最小橫截面積慣性矩：</p><p><b>　　BC桿的慣性半徑：</b></p><p><b>　　BC桿的柔度為：</b></p><p>　　計算45鋼的，查表可得：45鋼：。</p><p

84、><b>　　比較兩者柔度大?。?lt;/b></p><p>　　因此，不能使用歐拉公式來計算臨界壓力大小。</p><p>　　根據(jù)公式，計算45鋼的。查表得：45鋼，則：</p><p>　　可見BC桿的柔度介于和之間，屬于中等系數(shù)壓桿，需用直線公式計算其臨界壓應力。根據(jù)公式可得：</p><p><b>

85、;　　臨界壓力為：</b></p><p>　　BC桿的工作安全系數(shù)為：</p><p><b>　　滿足工作要求。</b></p><p>　　確定BC桿的截面尺寸為：</p><p>　?。?）、銷子的直徑確定</p><p>　　鏈接銷釘?shù)钠茐男问蕉酁檫B接面被壓潰或銷釘被剪斷，因

86、此應該按照剪切強度和擠壓強度對銷釘?shù)慕孛娉叽邕M行校核。查表得45鋼的許用剪切應力許用擠壓應力為。</p><p>　　由擠壓強度確定銷釘尺寸：</p><p>　　由剪切強度確定銷釘?shù)某叽纾?lt;/p><p>　　由上述計算確定銷釘直徑為6mm，則銷釘能滿足工作要求。</p><p>　　由銷釘尺寸校核BC桿厚度是否滿足擠壓強度：</p&

87、gt;<p>　　銷釘與BC桿的有效擠壓面積為：</p><p><b>　　則擠壓應力為：</b></p><p>　　則BC桿厚度滿足擠壓強度。</p><p>　?。?）、軸的支承處的螺栓尺寸計算</p><p>　　由于壓緊桿的長度較長，為了增加桿的剛度，在桿的頂端設置支撐，并且此支撐還起著提供壓緊

88、力的作用。支撐采用剖分式滑動軸承，軸承寬，軸承與門板之間采用螺栓鏈接，螺栓數(shù)目選用4個，軸承剖分面之間的連接也采用螺栓連接，數(shù)目為4個。根據(jù)上面計算的壓緊時支撐處的支反力計算螺栓直徑。</p><p>　　壓緊時支承處的支反力為：</p><p>　　其中方向向下，方向向上。</p><p>　　即門板與支撐之間所用鏈接螺栓所承受的總的最大工作載荷為：</p&

89、gt;<p>　　此載荷位于靠近壓緊楔塊處，主要由靠近楔塊處的兩個螺栓承擔。則每個螺栓所承受的工作載荷為：</p><p>　　門板與支承處之間的連接屬于一般連接，并且工作載荷穩(wěn)定，查閱資料，單純受拉伸載荷時，螺栓的殘余預緊力，此處，選擇殘余預緊力：</p><p>　　則螺栓承受的總的拉伸力為：</p><p>　　考慮到螺栓在總拉力的作用下可能需要

90、補充擰緊，故將總拉力增加以考慮扭轉切應力的影響。于是螺栓的危險截面的拉伸強度條件為:、</p><p>　　選擇螺栓材料為Q235、性能等級為4.6的螺栓，查表得材料的屈服極限，選用安全系數(shù)為，故螺栓材料的許用應力為</p><p>　　計算螺栓的危險截面的直徑（螺紋小徑）為：</p><p>　　按粗牙普通螺紋標準（GB/T 196—2003），選用螺紋公稱直徑（

91、螺紋小徑）。</p><p>　　軸承剖分面處所用螺栓的直徑計算：</p><p>　　軸承剖分面處四個螺栓所受的拉伸載荷相等，當最大載荷為時，由每個螺栓所承受的拉伸力小于門板與支承處所用的螺栓，為了計算和制造加工的方便，此處選用的螺栓尺寸同上面所選用的螺栓尺寸一樣，使用公稱直徑為。根據(jù)上面的計算，同樣能滿足使用要求。</p><p>　　（7）、手輪軸的設計計算&

92、lt;/p><p>　　初步確定手輪軸的最小直徑：</p><p>　　由上述計算可知，當艙門關緊時，通過壓緊桿所傳遞的水平方向的總的阻力為：</p><p>　　為了克服此阻力需要在手輪上施加一個驅動力矩，驅動力矩的大小為：</p><p>　　按照剪切強度確定手輪軸的直徑：</p><p>　　查表得45鋼的許用剪切應

93、力為：</p><p><b>　　抗扭截面系數(shù)：</b></p><p><b>　　計算軸的直徑為：</b></p><p>　　手輪軸通過平鍵與輪轂鏈接，因此需要在軸上開出鍵槽。查閱資料可得，對于直徑的軸，有一個鍵槽時，軸頸需要增大。則手輪軸直徑：</p><p>　　手輪軸的最小直徑顯然是安

94、裝手輪處的直徑，為了是所選軸的直徑與手輪的孔徑相適應將手輪軸的直徑圓整為36mm</p><p>　?。?）、手輪軸與輪轂之間所用鍵連接的尺寸計算：</p><p>　　鍵的截面尺寸是按照軸的直徑d由標準中選定的，鍵的長度一般按照輪轂的長度確定，手輪軸的軸頸尺寸為36mm，查表可得鍵的主要截面尺寸，選擇長度.</p><p>　　5.2.2 緩沖門結構計算</

95、p><p>　?。?）為達到密封要求所需正壓力計算：</p><p>　　緩沖門要求：密封性中等，可靠性高，開關方便,。根據(jù)艙體尺寸選擇與主艙門一致，基本尺寸為：高度1250mm，寬度650mm，門框寬度50mm。鎖緊機構主要材料選取45鋼 </p><p>　　密封材料要求壓縮量為=1mm，</p><p>　　密封材料面積11.4</p

96、><p><b>　　所需壓緊力：</b></p><p>　　采用雙點鎖緊方案，每個鎖緊點的壓力為</p><p>　　齒條在壓緊時的受力分析:</p><p>　　圖5-13 受力分析圖</p><p><b>　　解方程得：。</b></p><p>

97、;　　則水平方向的摩擦力為：</p><p><b>　　正壓力水平分量：</b></p><p><b>　　總的水平方向阻力：</b></p><p>　　手輪需要施加一個驅動力來克服水平方向阻力，該力反應到齒條上</p><p>　　即為齒條齒形上所受到的切向力</p><

98、p>　?。?）、計算齒輪模數(shù)：</p><p>　　由齒根彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)：</p><p>　　初步選擇齒輪齒數(shù)為20，齒寬為系數(shù)選為，齒輪載荷系數(shù)K=1.4。則查表得：齒形系數(shù)，應力校正系數(shù)，齒輪材料選用45鋼。查表得。。則</p><p>　　選用齒輪模數(shù)為m=2.則彎曲強度足夠承受壓緊載荷。</p><p><b&

99、gt;　　齒輪分度圓直徑:</b></p><p>　?。?）、計算壓緊桿直徑：</p><p>　　設計壓緊桿頂端距離支承處為： </p><p>　　則壓緊桿支承處的彎矩最大：</p><p>　　由彎曲強度求銷軸直徑：</p><p>　　查表得，45鋼的彎曲許用應力</p><p

100、><b>　　則壓緊桿直徑為：</b></p><p><b>　　取鎖緊桿的直徑為</b></p><p>　?。?）、軸的支承處的螺栓尺寸計算</p><p>　　通過類比設計，緩沖門支撐處同主艙門一樣，采用剖分式滑動軸承，軸承寬，軸承與門板之間采用螺栓鏈接，螺栓數(shù)目選用4個，軸承剖分面之間的連接也采用螺栓連接，

101、數(shù)目為4個。根據(jù)上面計算的壓緊時支撐處的支反力計算螺栓直徑。</p><p>　　壓緊時支承處的支反力為：</p><p>　　其中方向向下，方向向上。</p><p>　　即門板與支撐之間所用鏈接螺栓所承受的總的最大工作載荷為：</p><p>　　此載荷位于靠近壓緊楔塊處，主要由靠近楔塊處的兩個螺栓承擔。則每個螺栓所承受的工作載荷為：&l

102、t;/p><p>　　門板與支承處之間的連接屬于一般連接，并且工作載荷穩(wěn)定，查閱資料，單純受拉伸載荷時，螺栓的殘余預緊力，此處，選擇殘余預緊力：</p><p>　　則螺栓承受的總的拉伸力為：</p><p>　　考慮到螺栓在總拉力的作用下可能需要補充擰緊，故將總拉力增加以考慮扭轉切應力的影響。于是螺栓的危險截面的拉伸強度條件為:</p><p>

103、;<b>　　、</b></p><p>　　選擇螺栓材料為Q235、性能等級為4.6的螺栓，查表得材料的屈服極限，選用安全系數(shù)為，故螺栓材料的許用應力為</p><p>　　計算螺栓的危險截面的直徑（螺紋小徑）為：</p><p>　　按粗牙普通螺紋標準（GB/T 196—2003），選用螺紋公稱直徑（螺紋小徑）。</p>&l

104、t;p>　　根據(jù)計算主艙門所用螺栓尺寸時的經(jīng)驗可知，當軸承剖分面處所用的螺栓尺寸同門板處所用的螺栓尺寸一樣時，肯定能滿足使用要求。故軸承剖分面處所用的螺栓尺寸同樣選取</p><p>　　（5）、手輪尺寸確定</p><p><b>　　選用手輪直徑為</b></p><p>　　人在屈曲狀態(tài)下的輸出力為F=544244N,取人的輸出力為

105、600N。</p><p>　　校核手輪驅動力矩與阻力距的大小關系：</p><p>　　即手輪直徑選為300mm時，所提供的驅動力矩足以克服壓縮所需用的阻力矩。</p><p>　　（6）、手輪軸的直徑計算</p><p>　　手輪軸上受到的阻力距為：</p><p>　　按照剪切強度確定手輪軸的直徑：</p&

106、gt;<p>　　查表得45鋼的許用剪切應力為：</p><p><b>　　抗扭截面系數(shù)：</b></p><p><b>　　計算軸的直徑為：</b></p><p>　　手輪軸通過平鍵與輪轂鏈接，因此需要在軸上開出鍵槽。查閱資料可得，對于直徑的軸，有一個鍵槽時，軸頸需要增大。則手輪軸直徑：</p&

107、gt;<p><b>　　取手輪軸的直徑為：</b></p><p><b>　　求軸的變形量：</b></p><p>　　其中，45鋼的抗扭剛度。</p><p>　　變形量符合剛度要求。則確定手輪軸的直徑為</p><p>　?。?）、手輪軸與輪轂之間所用鍵連接的尺寸計算：<

108、;/p><p>　　鍵的截面尺寸是按照軸的直徑d由標準中選定的，鍵的長度一般按照輪轂的長度確定，手輪軸的軸頸尺寸為25mm，查表可得鍵的主要截面尺寸，選擇長度</p><p>　　5.2.3 緊急門結構計算</p><p>　?。?）為達到密封要求所需正壓力計算：</p><p>　　圖5-14 應急門關閉時的狀態(tài)圖</p><

109、;p>　　門的面積S≥0.3m3，取門的內徑為（實際尺寸取為）。鎖緊機構主要材料選取45，</p><p>　　.所選密封橡膠的彈性模量為2MPa，為達到密封要求，需要將密封材料壓縮3mm，則壓緊桿所需提供的壓力為：</p><p><b>　　由公式得，</b></p><p><b>　　，，，</b></

110、p><p><b>　　周長：</b></p><p><b>　　密封條面積：</b></p><p><b>　?。↘N）</b></p><p>　　應急門采用四點鎖緊方案，每個壓緊點上所受的平均力：</p><p>　　在壓緊楔塊處進行受力分析，&l

111、t;/p><p>　　圖5-15 壓緊楔塊處受力分析圖</p><p>　?。?）、計算應急門的驅動性能</p><p>　　根據(jù)對該機構進行Pro/E方針演示在機構剛開始運動時，由于壓縮量小，所受阻力非常小，人通過手輪所能提供的驅動力足以克服壓緊時所需的阻力，因此，該機構啟動性能良好，當機構運行到一定角度時，壓縮量逐漸增大，所需克服的阻力也隨之增大，因此需要手輪提供更

112、大的驅動力才能鎖緊門框，以達到密封要求，根據(jù)機構進行的運動仿真，以 時開始為啟動時校核驅動力是否能提供所需壓緊力的位置。如下圖，當時，。</p><p>　　圖5-16 受力分析圖</p><p><b>　　1 、啟動性能</b></p><p>　?。?）由手輪和曲柄的受力平衡式，人的正常扭力取=600（N），手輪直徑。</p>

113、<p><b>　　求F1：</b></p><p><b>　?。?）求阻力</b></p><p>　　在此位置，壓緊桿CE主要受到密封材料受壓縮時對其向上的反力，D點支撐處對其的支反力，以及，所產生的摩擦力。其受力分析如下圖所示，圖中A點距離軸的支撐處為50mm，支撐的寬度b=50mm：</p><p>

114、;　　圖5-17 支撐處受力分析圖</p><p><b>　　列力的平衡方程：</b></p><p><b>　　解得：</b></p><p><b>　　主動力：</b></p><p><b>　　摩擦阻力：</b></p><

115、;p>　　主動力遠大于摩擦阻力，啟動性能良好。</p><p>　　2 、鎖緊時的動力性能 </p><p>　　當插銷接觸門框將密封材料壓縮到所需密封量時，支撐所產生的摩擦阻力變得很小，主要阻力來源是楔塊的正壓力和摩擦阻力，此時的受力分析如下圖所示：</p><p>　　圖5-18 鎖緊時支撐處受力分析圖</p><p>　　此時壓緊

116、桿所受到的支反力與摩擦力大小計算如下：</p><p><b>　　解方程得： </b></p><p><b>　　摩擦阻力：</b></p><p><b>　　正壓力水平分量：</b></p><p><b>　　總的水平方向阻力：</b></

117、p><p>　　壓緊時，手輪提供的驅動力：</p><p>　　當壓緊桿運動到此位置時，手輪所能提供的驅動力也隨著角度的減小而增大，下面就壓緊桿運動到不同位置時的各種情況進行討論，校核手輪所提供的驅動力是否能提供所需密封要求時的壓緊力。此時，壓緊桿的受力分析圖如下：</p><p>　　圖5-19 壓緊桿受力分析圖</p><p>　　分別就和時

118、的兩種情況進行受力分析：</p><p>　　當時，圖中機構的各幾何尺寸如下：</p><p>　　表5-3 機構各幾何尺寸</p><p>　　此時手輪提供的驅動力為：</p><p>　　當時，圖中機構的各幾何尺寸如下：</p><p>　　表5-4 機構各幾何尺寸</p><p><

119、b>　　可提供最大驅動力:</b></p><p>　　根據(jù)上述計算，當壓緊桿鎖緊時所提供的驅動力大于其壓緊時的最大水平方向阻力。因此該機構無論是在啟動位置還是壓緊位置都能提供足夠的壓緊力密封。該曲柄滑塊機構滿足主艙門的運動動力條件，可以作為主艙門的鎖緊機構。</p><p>　　（3）、計算壓緊桿的直徑：</p><p>　　1 、由桿的抗彎強度

120、計算其直徑</p><p>　　CE桿的受力屬空間力系，因此，選圓形截面桿。其抗彎截面模量為</p><p>　　因為導向座的長度較大，DE可以看做懸臂梁，端部在垂直方向的合力為。</p><p>　　則D點所受最大彎矩： </p><p>　　選用壓緊桿的材料是45，許用彎曲應力， </p><p>　　則去D點處的

121、直徑為25mm</p><p>　?。?）、根據(jù)穩(wěn)定性確定BC桿的橫截面積</p><p>　　BC桿與CD桿在C處鉸鏈，CD桿的直徑為25mm。將BC桿做成矩形截面，根據(jù)常規(guī)設計方法，C點處為與壓緊桿配合，將BC桿的尺寸初步定為，再按照壓桿穩(wěn)定性和擠壓強度校核該尺寸是否符合動力要求。</p><p>　　CD桿所受到的最大壓力位置，在壓緊桿最終達到鍥塊頂端，壓縮量

122、最大，壓緊抗力最大時。此時，BC桿所受的最大壓力即為CD桿的最大水平阻力。</p><p>　　BC桿為二力桿，可簡化為兩端鉸支，其長度因數(shù)，其承受的軸向壓力為，取穩(wěn)定安全系數(shù)為。</p><p>　　BC桿的最小橫截面積慣性矩：</p><p><b>　　BC桿的慣性半徑：</b></p><p><b>

123、　　BC桿的柔度為：</b></p><p>　　計算45鋼的，查表可得：45鋼：。</p><p><b>　　比較兩者柔度大?。?lt;/b></p><p>　　因此，不能使用歐拉公式來計算臨界壓力大小。</p><p>　　根據(jù)公式，計算45鋼的。查表得：45鋼，則：</p><p>