井下救生舱结构设计论文10729

摘要本文的设计题目是“井下救生舱结构设计”。随着我国经济的高速发展，对煤炭等能源的需求量越来越大，而煤矿安全也越来越引起国家和企业的注意，井下救生舱的问世将为煤矿井下矿工提供一种紧急避难场所，尽量减少矿难所带来的生命损失。本文对井下救生舱在国内外的研究和应用状况进行了简单介绍，分析了在救生舱的结构设计时应该注意的问题，自行设计了救生舱不同舱段之间连接的舱门，对舱门机构进行了运动分析，并对救生舱轮廓尺寸，壁厚与加强肋板的布置，密封和隔热进行了详细的设计和力学校核计算。关键词：井下救生舱；整体结构；舱门；设计计算

目录摘要 1Abstract 2第一章绪论 61.1研究井下救生舱的意义 61.2国内外对该领域的研究成果 6第二章设计参数要求 8第三章救生舱整体设计 103.1外形设计 103.2整体尺寸设计 103.2.1救生舱应该满足的条件： 103.2.2舱体布局： 123.2.3救生舱结构要求： 123.2.4救生舱内部尺寸设计 123.2.5通用段长度设计方案 133.3舱体结构特点： 15第四章生存舱结构设计 184.1舱体设计思路 184.2生存舱结构设计 184.2.1初步确定舱体尺寸 184.2.2加强肋板的布置 194.2.3纵向肋板刚度校核 204.2.4横向肋板刚度校核 224.3生存舱之间所用连接螺栓的尺寸的确定 244.5舱体密封材料 274.5.1舱体密封技术目标 274.5.2密封部位包含以下部位： 274.5.3密封材料确定 274.6隔热材料 304.6.1舱体隔热技术要求 304.6.2保温部位： 304.6.3保温材料选择 30第五章救生舱舱门设计 345.1、救生舱舱门方案确定： 345.1.1、主舱门方案: 345.1.2、过渡舱门结构方案： 355.1.3、应急门方案 355.2舱门结构参数计算 365.2.1舱门人机工程学 365.2.2、主舱门结构计算： 365.2.2缓冲门结构计算 485.2.3紧急门结构计算 54结论 65致谢 66参考文献 67

第一章绪论1.1研究井下救生舱的意义我国是世界上最大的煤炭生产国和消费国，但是，我国的煤炭开采带来的人身伤亡率也是最高的，矿难事故的频繁发生不仅给人民的生命和财产带来了巨大损失，同时也严重影响了矿业的生产和社会的和谐发展。在发生矿难后，如何有效拯救被困的井下矿工成为了人们普遍关注的社会焦点问题。

我国煤矿各类事故频发，导致煤矿事故死亡人数占世界首位，煤炭生产百万吨死亡率横向比较仍然远远高于世界平均水平，而目前我国煤矿井下使用的救生设备的技术还跟不上，一旦发生矿难，矿工的逃生几率很小，1.2国内外对该领域的研究成果与国外相比，国内对矿用救生舱的研究起步较晚，其设计思路还不成熟，缺少必需的实验和检验支持，更无行业标准可以依据。据不完全统计，到目前为止，国内有十几家企业、单位在进行矿用救生舱的研制工作。其中北京科技大学承担的“十一五”国家科技支撑计划对救生舱的研究进展较快，2008年7月，在山西潞安集团模拟巷道内玩策划你够了4人、96小时的安全验证试验第二章设计参数要求救生舱在井下工作，为矿工在发生矿难时提供一个可以临时躲避的空间，由于矿难发生后，井下条件十分恶劣，因此对救生舱的技术要求较高。根据《煤炭工业矿井设计规范》GB50215—2005，《煤矿安全规程》2010年版，《防治煤与瓦斯突出规定》2009年版吗，《矿山救助规程》2009年版，国家煤矿安全监察局《煤矿井下避难所试点建设基本要求》（煤安监司办2010年第9号），国家安全监管总局国家煤矿安监局关于《建设完善煤矿井下安全避险“六大系统”的通知》，（安监总煤装（2010）146号）等相关文献资料规定，对井下救生舱提出以下技术要求：表2-1救生舱技术参数表项目参数要求额定人数，人12额定防护时间，h抗冲击力，MPa抗爆炸冲击力，MPa瞬时耐高温能力（），1200舱外持续耐高温能力，舱内持续温度，舱内持续湿度最大耐水压力，MPa0.1人均占有容积，1.0舱内正压力，Pa200—300供电电压，V380/660/1140舱内设备启动时间，s舱内含量，%舱内含量，%舱内含量，%舱内含量，%

第三章救生舱整体设计3.1、外形设计救生舱作为矿难发生后矿工们的紧急避难场所，需要固定在井下巷道内的某个位置，因此其外形应该与巷道整体外形相匹配，根据查阅资料，类比市场上各厂商所生产的救生舱，舱体大体外形也采用长方体结构，底部安装滑靴或滚轮，以便于在巷道内移动，不同之处在于舱体顶端由圆弧连接，其优点是，在受到爆炸冲击波时，其顶端圆弧可以起到缓冲作用，以减小冲击波对舱体的破坏，缺点是，结构较方案稍微复杂，给加工带来一定的困难。由于救生舱是安全设备，其安全性能是决定其使用性能的主要因素，因此其强度、刚度必须满足要求，为在里面避难的矿工提供一个更加安全可靠的避难场所，所以选用方案二作为救生舱的最终外形方案，可以在一定范围内提高救生舱的安全系数。3.2整体尺寸设计3.2.1救生舱应该满足的条件：=1\*GB3①由于救生舱安置在巷道内，并且在配置前需要做防爆试验，因此巷道尺寸限制了救生舱的尺寸。如下图所示，救生舱外廓最大宽度，高度=2\*GB3②缓冲舱：体积不小于=3\*GB3③主舱：人均净容积不小于，主舱容纳12人，总净容积不小于，考虑到的余量，设计净容积不小于。=4\*GB3④应急舱门面积不小于。=5\*GB3⑤储存每天每人食物饮用水所占容积：饮用水：食物：（需换算成相应体积的压缩饼干）3.2.2舱体布局：（1）舱体结构采用分段组合式模块化设计。（2）舱体由缓冲舱、人员舱和设备舱三个部分构成。（3）救生舱包含主舱门、过渡舱门和应急舱门。3.2.3救生舱结构要求：（1）由主舱门、与人员舱之间的过渡舱门和舱室构成（2）主舱门：向外开启。要求操作方便，性能可靠，具有良好的气密和水密功能，能够抵御1200度的瞬时（0.2s)高温和60度的持续高温。（3）缓冲舱与人员舱的过渡舱门：开启方向由缓冲舱开向人员舱。要求具有良好的气密功能，且开闭方便。（4）设备舱与人员舱的过渡舱门：开启方向由设备舱开向人员舱。要求具有良好的气密功能，且开闭方便。3.2.4救生舱内部尺寸设计（1）舱内净宽度，（2）舱内净高度，（3）基于模块化设计的思想，将缓冲舱设计成一个独立封闭结构。该结构可以应用于各种不同型号的救生舱。其长度根据舱内设备需求，确定为。（4）人员舱与设备舱由长度和结构相同的通用段组合而成。（5）舱体下部设置滑靴（或滚轮）进行牵引3.2.5通用段长度设计方案（1）已知条件：=1\*GB3①人员舱净容积≥（2）由舱内净宽度，净高度，每人所需的最小净空间为，可算出人员舱最小净长度为，（取）。=2\*GB3②每人座椅宽度，一边坐6个人，座椅总长度为。（座椅的人机工程学参数:）（2）通用段长度的三种设计方案：=1\*GB3①方案一：每段长度700mm。6段×0.7=4.2m=2\*GB3②方案二：每段长度800mm。6段×0.8=4.8m=3\*GB3③方案三：每段长度900mm。5段×0.9=4.5m（3）700mm方案比较：优点:每段长度较小，有利于提高舱体刚度和强度，并且运输方便，对巷道的适应性强（小巷道通过能力强），模块化扩展方便，有利于标准化，系列化。缺点：连接面多，组装工作量较大，密封面过多。结论：选用方案图3-2单节舱体尺寸如上图所示为单节生存舱的结构尺寸，根据上面论述，得出下列结论：生存藏内部净尺寸为：，舱体材料选择45钢，壁厚为12mm，其强度和刚度要求在下一章中进行校核，为加强舱体在受压时的刚度，在舱体四周布置加强肋板，肋板材料选用热轧槽钢，在舱体纵向接横向均需布置。为了满足连接要求，每节生存舱两端均需设置连接法兰，法兰之间通过螺栓连接来实现舱体的连接，初步确定法兰盘的宽度为90mm，厚度为30mm，采用焊接的方式连接在舱体上，由于两节舱体连接时有密封性要求，因此需要在法兰连接之间，加隔密封材料，法兰与舱体之间的位置关系如下图所示，由上图，计算救生舱舱体的外部尺寸为：外部总高度：外部总宽度：救生舱总长度：3.3舱体结构特点：图3-3舱体外廓设计图图3-4舱体内部设计图（1）单元组合式结构：1）便于根据需要增减单元；2）可拆分运输，满足井下运输要求；3）模块化设计，便于标准化；（2）壳体：基板内外侧分别焊接加强元素，强度和刚度可以得到有效加强；（3）逃生门：舱体两端分别设计安装防爆防水阁气门，其中一端为紧急逃生门；（4）缓冲舱：设在主门与人员舱之间，与人员舱经隔气门隔开，内设干式座便及气幕系统；（5）人员舱：图列为可容纳十二人结构，由六节700mm、长标准单元舱连接而成，内宽1400mm，高1780mm，六瓶供氧氧气瓶置于人员舱远离主舱门端，个检测装备固定于舱体内壁；（6）设备舱：两个分体制冷控温水柜分别立于舱内两层中间保留500mm宽的人员逃生通道，废气吸附过滤系统也置于该舱；舱内供电蓄电池装在联通外部的紧急逃生门下，设备舱与人员舱之间直接连通，由三节700mm标准舱构成。（7）紧急逃生门防护段：下部安装制冷压缩机，上部为应急舱门，最低点离地高度超过1m。应急舱门一般不开启，当主舱门无法开启时，或在水淹一定高度情况下供人员进出。

第四章生存舱结构设计4.1舱体设计思路救生舱整体采用模块化设计，将救生舱分为三个部分：缓冲仓、生存舱、设备舱。其中缓冲舱和设备舱单独设计，生存舱分节设计，然后用螺栓将各段舱体连接起来，这样便于不同型号的救生舱进行装配，又有利于各部件的运输和提升,并且对救生舱的系列化和标准化有重大意义。4.2生存舱结构设计4.2.1初步确定舱体尺寸（1）根据第四章中救生舱的整体尺寸设计可知。生存舱内部净尺寸为净宽度1400mm，净长1800mm。长度为700mm。其结构示意图如下：舱体四周用的45钢钢板冲压而成，每两节舱体之间由法兰盘相连接，为达到密封性要求，法兰盘之间镶嵌密封材料，通过螺栓将将两节舱体连接在一起。其中法兰盘的尺寸为厚度，宽度，布置在舱体的四周。为了提高舱体的刚度，在舱体的四周布置加强肋板。肋板选用槽钢，焊接在舱体外轮廓上，查阅金属材料手册选用10号槽钢作为加强肋板，其主要结构尺寸如下:图图4-2槽钢结构示意图表4-110号槽钢结构参数表型号尺寸截面面积理论重量参考数值hbd10100485.312.74810.00719825.654.91.524.2.2加强肋板的布置由于井下发生矿难时，条件十分恶劣，并伴随爆炸，塌方，透水等诱发灾害。当爆炸发生时，空气冲击波的压力十分强大，根据上述第二章中救生舱的技术要求，需要抗击2MPa的爆炸冲击，因此对救生舱的强度和刚度要求比较高，为了但又不能单纯的依靠增加壁厚来提高其强度和钢度，如果壁厚过厚，则造成救生舱质量增加，不仅为救生舱的生产制造造成困难，并且使救生舱难以运输，提升和装配。因此合理的布置加强肋板就易发显得意义重大，救生舱在受到冲击时，其刚度条件要求救生舱的变形量不能太大，最大变形量必须保证小于整体尺寸的，并且横向，纵向对变形量都有要求。横向变形量即在救生舱受到爆炸冲击时，舱壁由于冲击波作用所发生的凹陷应小于救生舱总长的。纵向变形量即在救生舱受到爆炸冲击时，舱体整体在高度方向上的最大变形挠度小于其总高的的。根据上述救生舱的刚度要求，需要在救生舱的四周即横向和纵向上都布置加强肋板。纵向方向，每节生存舱之间布置一条肋板，肋板分布在救生舱中间。横向方向，初步布置4条肋板，即每相距20cm布置一条，舱体顶部布置两根肋板，均匀布置。其刚度校核在下一节中计算。4.2.3纵向肋板刚度校核救生舱受力模型可简化为一悬臂梁，该梁受均布载荷作用：当爆炸发生时，其瞬间压力可达，当该压力作用在救生舱的一侧面时，相当于该侧面受到均布载荷作用，该载荷大小:

舱体在受弯方向的横截面如图所示，可分为4部分组成，分别求个部分的惯性矩：图4-4舱体纵向截面图第一部分为矩形，其惯性矩为：第二部分为矩形，其惯性矩为第三部分为矩形，其惯性矩为第四部分为槽钢，其惯性矩由上表可以查出：上述计算为各面积对其自身形心轴的惯性矩，需要通过平行位移公式计算出其对弯矩梁本身中性轴的惯性矩：第三部分的面积为第四部分面积查表可得：第三部分惯性轴距离截面中性轴距离为：第四部分槽钢惯性轴距离截面中性轴距离为第三部分形心轴距离中性轴的距离为：第四部分形心轴距离中性轴的距离为：则该横截面对y轴总的惯性矩为：根据悬臂梁在受均布载荷时的弯曲变形公式计算其顶端最大变形量：其中：，，，舱体材料选用45钢，其弹性模量，将上述数据代入公式可得舱体的最大变形量为：变形量小于舱体总高度的，故其刚度满足使用要求。4.2.4横向肋板刚度校核救生舱横向同纵向一样，也受到均匀载荷的作用，为了增加救生舱的刚度，在舱体横向也需布置加强肋板，同样选取10号槽钢作为加强肋，其结构参数如上表所述。横向受载时，其受力模型相当于简支梁受均布载荷。受力情况如下图：图4-5舱体横向受力模型在受载的一侧面的平面部分均匀布置10号槽钢加强肋板，其截面形状图如下图所示，每两个肋板之间距离相隔为20cm，布置4块加强肋板。图5-6舱体横向截面图该侧面所受的均布载荷大小为：根据上图所示的简直梁截面，计算其各部分面积对中性轴的惯性矩：第一部分为矩形，其惯性矩为：第一部分面积为：第二部分与第三第四第五部分同为槽钢，根据槽钢主要结构尺寸表，查得：第二、第三、第四、第五部分的面积为：上述计算为各面积对其自身形心轴的惯性矩，需要通过平行位移公式计算出其对弯矩梁本身中性轴的惯性矩：第一部分矩形的惯性轴距离中性轴的距离为：第二部分槽钢的形心轴距离惯性轴的距离为：则该横截面对中性轴总的惯性矩为根据简支梁在受均布载荷时的弯曲变形公式计算其顶端最大变形量：其中：，，，舱体材料选用45钢，其弹性模量，将上述数据代入公式可得舱体的最大变形量为：变形量小于总长度的，故其刚度满足使用要求。4.3生存舱之间所用连接螺栓的尺寸的确定由于生存舱是由模块化设计而成，每节生存舱的长度为，这样便于在巷道内运输，当救生舱的所有部件都运至安置位置后，需要在井下将单独的舱体连接起来，成为一体。两节舱体之间选用螺栓连接的方式，可靠性高，便于装配。救生舱有严格的密封性要求，因此，在舱体连接法兰之间需要镶嵌密封材料（密封材料规格为），根据理论计算当密封条的压缩量达到时，密封条件最好，为达到上述压缩量，计算两法兰之间要求的压紧力为。法兰面的周长：密封材料面积为：所需压紧力：其中密封材料的弹性模量为，密封材料面积，压缩量，密封材料厚度。则螺栓的布置，查阅资料，对于有密封性要求的较高的的重要连接，螺栓的间距不得大于下表所推荐的数值：表6-1螺栓间距推荐使用表工作压力/MPa螺栓之间的间距/mm注：表中为螺栓公称直径根据表中规定初步确定螺栓之间的间距为100mm.在法兰四周均匀布置螺栓，每个螺栓间距为100mm，则整个法兰盘需要布置的螺栓数目为：

分布到每个螺栓上的工作拉力为：根据单个螺栓受力情况，确定法兰间连接螺栓的尺寸：为了保证连接的紧密性，防止连接受载后，结合面之间产生缝隙，因该使螺栓所受的残余预紧力，根据参考资料，推荐使用的为：对于有密封性要求的连接，。取残余预紧力为：则螺栓的总拉力等于残余预紧力与工作拉力之和考虑到螺栓在总拉力的作用下可能需要补充拧紧，故将总拉力增加已考虑扭转切应力的影响，于是螺栓危险截面的拉伸强的条件为：选择螺栓材料为，性能等级为4.6的螺栓，由表差的材料的屈服极限，安全系数为，故螺栓材料的许用应力为根据上式计算螺栓危险截面的直径（螺纹小径）为按粗牙普通螺纹标准（GB/T196—2003）选用公称直径（螺纹小径）确定螺栓的公称直径后，螺栓的类型、长度、精度以及相应的螺母、垫片等结构尺寸，可根据法兰厚度等约束条件根据螺栓性能表格选用。4.5舱体密封材料4.5.1舱体密封技术目标密封材料应能抵御200°C的高温，瞬时1200°4.5.2密封部位包含以下部位：(1)舱外检测元件与舱体的密封；(2)矿井压风、供水、通讯接口的密封；(3)观察孔的密封；(4)舱门的密封（包括主舱门、过渡舱门和应急舱门）；(5)单节舱体的连接密封；(6)冷柜与舱外制冷主机连接密封；4.5.3密封材料确定根据不同位置的密封性要求不同，选用不同的密封材料，以下给出两种材料来适应不同的密封性要求：产品1：煤矿井下用救生舱的密闭门专用密封条：采用特种橡胶，特殊配方；产品特点：柔软，可压缩量大，密闭性能好，防水，防火，抗静电，隔热；规格型号：1500*750*20，可以根据客户的需求定做；产品2：门窗防火膨胀条：水合硅酸钠、玻纤、添加剂、环氧涂层

；产品特点：受热时可迅速膨胀封闭门、窗缝隙，防止烟及热窜入；规格型号：2mm*20mm*1050mm，2mm*15mm*1050mm，2mm*10mm*1050可以根据客户的需求定做；（1）舱门的密封采用产品1——煤矿井下用救生舱的密闭门专用密封条，密封效果好。经理论计算，当锁紧力≥10KN时，密封效果良好。规格尺寸：30mm（宽）×20mm（厚）图图6-1舱门之间的密封2、单节舱体的连接密封采用产品1——煤矿井下用救生舱的密闭门专用密封条，密封效果好。经理论计算，当压缩量达到6mm时，密封效果良好。规格尺寸：30mm（宽）×20mm（厚）图图6-2单节舱体之间的密封3、舱外检测元件与舱体的连接与密封、矿井压风、供水、通讯接口的密封采用定制的密封环，与孔的尺寸相协调，外部采用压板固定。图图6-3通孔处密封环4、观察孔密封采用定制的密封环，与孔的尺寸相协调，外部采用压板固定。图图6-4观察孔处的密封该方案采用公司1特制的煤矿井下用救生舱的密闭门专用密封材料，具有很好的密封性能，能达到防水、防火、隔热效果。4.6隔热材料4.6.1舱体隔热技术要求外界60°C的高温，瞬时1200°C（0.24.6.2保温部位：舱体（包括过渡舱体、人员舱体、设备舱体）、舱门（主舱门、过渡舱门、设备舱门和应急舱门）、连接法兰4.6.3保温材料选择（1）舱体外表面刷涂的耐高温隔热保温涂料（a）ZS-1耐高温隔热保温涂料：由特制的硅酸盐溶液和陶瓷空心微珠混合而成产品特点：能有效抑制并屏蔽辐射热和传导热，隔热抑制效率可达90％左右，可抑制高温物体的热辐射和热量的散失，导热系数0.03W/m.K，可抑制高温物体的热辐射和热量的散失，绝缘、耐压、固化后可再加工，直接涂刷在物体上几个毫米即可。（b）ZS-211反射隔热涂料：太空节能隔热保温涂料，单组分改性无机水性涂料产品特点：大量反射红外线，反射率90％以上，隔热抑制效率可达90％以上，导热系数0.04W/m.K。具有高效节能、薄层、隔热保温、防火、防水、绝缘一体化功效。分为耐150℃和耐3002、舱体外表面与内衬板间的隔热材料

表6-2各种隔热材料性能材料材质适用温度优缺点保温砖黏土质≤800密度大，导热率高岩棉、玻璃棉岩棉、玻璃棉≤550收缩率大，导热率低泡沫类有机材料≤100碳化后易产生毒害气体玻璃棉玻璃纤维≤600导热率低，吸附性好，有引火隐患软木类软木砖≤60

䦋㌌㏒㧀좈໱琰茞ᓀ㵂Ü陶瓷纤维陶瓷纤维≤1700导热率低，稳定性好，无毒害矿渣棉矿渣棉≤650超温后会熔结陶瓷纤维复合绝热板：选用性能优异的气凝胶隔热材料和具有热屏蔽功能的功能性材料，适配以极佳的粘结剂及多种无机元素，以耐高温陶瓷纤维为增强材料，经特殊工艺制备产品特点：隔热性能好，常温（25℃）导热系数为0.015w/m•k；

耐高温，长期使用温度可达900℃，与陶瓷纤维其它制品复合结构可达1700℃陶瓷纤维板：采用湿法真空成型工艺加工而成，该类产品的强度高于纤维毯和真空成型毡，适用于对产品有钢性强度要求的高温领域。产品特点：耐压强度高、使用寿命长；低热容量，低热导率；非脆性材质，韧性好；尺寸精确，平整度好；易切割安装，施工方便；优良的抗风蚀性能；连续化生产，纤维分布均匀，性能稳定；优良的吸音降噪性能。鉴于以上的比较，采用ZS-211反射隔热涂料在舱体外表面涂刷0.8mm厚的保温层，当保温层外表面温度为60℃时，保温层内表面温度为37℃舱体内部采用某公司自行研制的多层复合绝热板，厚度为54.3mm，层间采用高温粘结剂粘结。该方案已经在北重、黑龙江得到应用。复合板由以下几层组成：第一层：单面覆铝箔陶瓷纤维布2mm第二层：陶瓷纤维板20mm第三层：陶瓷纤维纸2mm第四层：陶瓷纤维绝热复合板30mm第五层：反射布0.3mm根据产品说明，理论导热系数（W/m.k）：（200℃）0.022，（400℃）0.025，（600℃）0.030，则对三个点作图可知，当温度为37导热面积按照舱体的理论表面积计算：每节舱体理论外表面积：由导热概念可知，每节舱体导热率为：舱体端部截面积：舱体端面导热率为：10.8W若按照11节计算，总导热率为：若仅采用多层绝热复合板，则总导热率为：该方案经济性好，保温效果好，理论传热量低，可以达到保温效果。最终的舱体结构方案如下图所示：

图6-5舱体隔热材料布置图

第五章救生舱舱门设计5.1、救生舱舱门方案确定：根据救生舱舱体的结构设计,整个舱体分为三个部分即:缓冲舱,生存舱和设备舱.相应的救生舱应包含主舱门,缓冲门和应急舱门。5.1.1、主舱门方案:（1）主舱门的基本要求:向外开启。要求操作方便，性能可靠，具有良好的气密和水密功能，够抵御1200度的瞬时（0.2s)高温和60度的持续高温。（2）主舱门方案确定:鉴于以上分析，应在满足密封性要求的前提下，尽量结构简单，工作可靠，这样也可以有效地控制成本。我们认为设计了以下两种方案备选：1)曲柄滑块机构(四点锁紧)优点：结构简单，工作可靠性高；由于导轨的约束强化作用，增强了立杆的高度。缺点：锁紧点较少，密封效果可能受到影响。2）连杆机构(六点锁紧)优点：接触点较多，密封均匀。缺点：结构较复杂，要求制造精度较高，否则可靠性较差。综合上述多种舱门方案比较,由于曲柄滑块机构结构简单,动作灵活可靠,可以达到主舱门关于气密和水密的要求,因此最终确定曲柄滑块机构作为主舱门的结构方案。5.1.2、过渡舱门结构方案：（1）缓冲门的基本要求：考虑到要减少热源、噪音源和整洁，我们设计了设备舱门将主要设备与人员舱隔开，但结构与过渡舱完全相同。要求：密封性中等，可靠性高，开关方便。（2）舱门结构方案确定对方案进行比较，发现采用双点锁紧结构简单，加工方便，并且能够满足其中等密封要求，因而最终选用齿轮齿条机构作为缓冲门的结构方案。5.1.3、应急门方案（1）应急门的基本要求：要求：密封、隔热、耐冲击性能强，可靠性高，开启方便，在透水深度不高于1m的情况下能方便进出，最小面积不小于0.3m2(ø（2）应急舱门方案确定：通过对上面两个方案的比较，根据密封性和运动性要求，选择曲柄滑块作为应急舱门的最终结构方案。5.2舱门结构参数计算5.2.1舱门人机工程学设计舱门尺寸时，应充分考虑人机工程学的要求，使人能够方便快捷的开门关门，并提供适当的驱动力。结构尺寸：根据强度要求，门应该设计的尺寸小一点，但为了方便进出，门的上缘高度选择尽量高一点（1500mm，该尺寸受总高度的限制），下缘离舱体底部25mm，防止透水早期开门时进水。实际舱门高度1250mm，结构强度明显提高，又不影响进出。手轮高度：根据人机工程学的观点，人在屈曲或弯腰时比直立时输出的扭力大，因此外部舱门位置可适当偏低点好。选在门的中间，手轮离底部高度650mm。人在此高度所能提供的扭力：根据人机工程学知识双臂做扭转操作时一般可分为身体直立双臂扭转、身体屈曲双手扭转和弯腰双手扭转三种不同的姿势。其中身体直立双手扭转较长把手时男人的扭力为，女子的扭力为；身体屈曲双手扭转时男子的扭力为，女子的扭力为;有些把手很短时需要弯腰操作据测量弯腰双手扭转时男人的扭力为，女子的扭力为。由于在矿下工作的都为男性，并且根据手轮高度，人在操作各种舱门时，都处于屈曲或弯腰状态，因此，选择人所能提供的扭力为600N。5.2.2、主舱门结构计算：（1）、为达到密封要求所需正压力计算：根据舱体尺寸选择们的基本尺寸为：高度1250mm，宽度650mm，门框宽度50mm。锁紧机构主要材料选取45钢，，所选密封橡胶的弹性模量为2MPa，尺寸为宽10mm，厚20mm。为达到密封要求，密封圈压缩量。锁紧装置所需提供压力：由公式得，，，，对于4点密封门，为达到密封要求每个着力点所需的力为:（2）、计算驱动特性在屈曲状态下的输出力为600N。摩擦系数：静系数0.15，动系数0.1~0.15，摩擦角5.43度，不考虑插销自身的变形，插销进L，形成的对密封材料的压缩量为：，若L=50mm，3.5度，取楔角为。则。手轮直径=400mm。左图为主舱门在即将开启位置时的示意图。对主舱门锁紧机构进行简化，并作受力分析，其简化图形如下图所示，为一曲柄滑块机构：根据手轮直径与门的尺寸，确定四杆锁紧机构各杆的尺寸为：图5-13主舱门开启位置示意图，。图5-13主舱门开启位置示意图根据对该机构进行Pro/E方针演示在机构刚开始运动时，由于压缩量小，所受阻力非常小，人通过手轮所能提供的驱动力足以克服压紧时所需的阻力，因此，该机构启动性能良好，当机构运行到一定角度时，压缩量逐渐增大，所需克服的阻力也随之增大，因此需要手轮提供更大的驱动力才能锁紧门框，以达到密封要求，根据机构进行的运动仿真，以时开始为启动时校核驱动力是否能提供所需压紧力的位置。如下图，当时，。图5-14启动位置受力分析图1、启动性能（1）由手轮和曲柄的受力平衡式，人的正常扭力取=600（N），手轮直径。求F1：（N）（2）求阻力在此位置，压紧杆CE主要受到密封材料受压缩时对其向上的反力，D点支撑处对其的支反力，以及，所产生的摩擦力。其受力分析如下图所示，图中A点距离轴的支撑处为50mm，支撑的宽度b=50mm：列力的平衡方程：解得：主动力：摩擦阻力：主动力远大于摩擦阻力，启动性能良好。2、锁紧时的动力性能

图5-15主舱门在即将锁紧时的示意图当插销接触门框将密封材料压缩到所需密封量时，支撑所产生的摩擦阻力变得很小，主要阻力来源是楔块的正压力和摩擦阻力，此时的受力分析如下图所示：图5-16受力分析图此时压紧杆所受到的支反力与摩擦力大小计算如下：解方程得：摩擦阻力：正压力水平分量：总的水平方向阻力：压紧时，手轮提供的驱动力： 当压紧杆运动到此位置时，手轮所能提供的驱动力也随着角度的减小而增大，下面就压紧杆运动到不同位置时的各种情况进行讨论，校核手轮所提供的驱动力是否能提供所需密封要求时的压紧力。此时，压紧杆的受力分析图如下：图5-17压杆受力分析图分别就和时的两种情况进行受力分析：当时，图中机构的各几何尺寸如下：表5-1机构各几何尺寸LABLBC80120此时手轮提供的驱动力为：当时，图中机构的各几何尺寸如下：表5-2机构各几何尺寸LABLBC80120可提供最大驱动力:根据上述计算，当压紧杆锁紧时所提供的驱动力大于其压紧时的最大水平方向阻力。因此该机构无论是在启动位置还是压紧位置都能提供足够的压紧力密封。该曲柄滑块机构满足主舱门的运动动力条件，可以作为主舱门的锁紧机构。（3）、计算压紧杆的直径：1、由杆的抗弯强度计算其直径CE杆的受力属空间力系，因此，选圆形截面杆。其抗弯截面模量为因为导向座的长度较大，DE可以看做悬臂梁，端部在垂直方向的合力为。则D点所受最大弯矩：选用压紧杆的材料是45，许用弯曲应力，则去D点处的直径为30（4）、根据稳定性确定BC杆的横截面积BC杆与CD杆在C处铰链，CD杆的直径为30mm。将BC杆做成矩形截面，根据常规设计方法，C点处为与压紧杆配合，将BC杆的尺寸初步定为，再按照压杆稳定性和挤压强度校核该尺寸是否符合动力要求。CD杆所受到的最大压力位置，在压紧杆最终达到锲块顶端，压缩量最大，压紧抗力最大时。此时，BC杆所受的最大压力即为CD杆的最大水平阻力。BC杆为二力杆，可简化为两端铰支，其长度因数，其承受的轴向压力为，取稳定安全系数为。BC杆的最小横截面积惯性矩：BC杆的惯性半径：BC杆的柔度为：计算45钢的，查表可得：45钢：。比较两者柔度大小：因此，不能使用欧拉公式来计算临界压力大小。根据公式，计算45钢的。查表得：45钢，则：可见BC杆的柔度介于和之间，属于中等系数压杆，需用直线公式计算其临界压应力。根据公式可得：临界压力为：BC杆的工作安全系数为：满足工作要求。确定BC杆的截面尺寸为：（5）、销子的直径确定链接销钉的破坏形式多为连接面被压溃或销钉被剪断，因此应该按照剪切强度和挤压强度对销钉的截面尺寸进行校核。查表得45钢的许用剪切应力许用挤压应力为。由挤压强度确定销钉尺寸：由剪切强度确定销钉的尺寸：由上述计算确定销钉直径为6mm由销钉尺寸校核BC杆厚度是否满足挤压强度：销钉与BC杆的有效挤压面积为：则挤压应力为：则BC杆厚度满足挤压强度。（6）、轴的支承处的螺栓尺寸计算由于压紧杆的长度较长，为了增加杆的刚度，在杆的顶端设置支撑，并且此支撑还起着提供压紧力的作用。支撑采用剖分式滑动轴承，轴承宽，轴承与门板之间采用螺栓链接，螺栓数目选用4个，轴承剖分面之间的连接也采用螺栓连接，数目为4个。根据上面计算的压紧时支撑处的支反力计算螺栓直径。压紧时支承处的支反力为：其中方向向下，方向向上。即门板与支撑之间所用链接螺栓所承受的总的最大工作载荷为：此载荷位于靠近压紧楔块处，主要由靠近楔块处的两个螺栓承担。则每个螺栓所承受的工作载荷为：门板与支承处之间的连接属于一般连接，并且工作载荷稳定，查阅资料，单纯受拉伸载荷时，螺栓的残余预紧力，此处，选择残余预紧力：则螺栓承受的总的拉伸力为：考虑到螺栓在总拉力的作用下可能需要补充拧紧，故将总拉力增加以考虑扭转切应力的影响。于是螺栓的危险截面的拉伸强度条件为:、选择螺栓材料为Q235、性能等级为4.6的螺栓，查表得材料的屈服极限，选用安全系数为，故螺栓材料的许用应力为计算螺栓的危险截面的直径（螺纹小径）为：按粗牙普通螺纹标准（GB/T196—2003），选用螺纹公称直径（螺纹小径）。轴承剖分面处所用螺栓的直径计算：轴承剖分面处四个螺栓所受的拉伸载荷相等，当最大载荷为时，由每个螺栓所承受的拉伸力小于门板与支承处所用的螺栓，为了计算和制造加工的方便，此处选用的螺栓尺寸同上面所选用的螺栓尺寸一样，使用公称直径为。根据上面的计算，同样能满足使用要求。（7）、手轮轴的设计计算初步确定手轮轴的最小直径：由上述计算可知，当舱门关紧时，通过压紧杆所传递的水平方向的总的阻力为：为了克服此阻力需要在手轮上施加一个驱动力矩，驱动力矩的大小为：按照剪切强度确定手轮轴的直径：查表得45钢的许用剪切应力为：抗扭截面系数：计算轴的直径为：手轮轴通过平键与轮毂链接，因此需要在轴上开出键槽。查阅资料可得，对于直径的轴，有一个键槽时，轴颈需要增大。则手轮轴直径：手轮轴的最小直径显然是安装手轮处的直径，为了是所选轴的直径与手轮的孔径相适应将手轮轴的直径圆整为36mm（8）、手轮轴与轮毂之间所用键连接的尺寸计算：键的截面尺寸是按照轴的直径d由标准中选定的，键的长度一般按照轮毂的长度确定，手轮轴的轴颈尺寸为36mm，查表可得键的主要截面尺寸，选择长度.5.2.2缓冲门结构计算（1）为达到密封要求所需正压力计算：缓冲门要求：密封性中等，可靠性高，开关方便,。根据舱体尺寸选择与主舱门一致，基本尺寸为：高度1250mm，宽度650mm，门框宽度50mm。锁紧机构主要材料选取45钢密封材料要求压缩量为=1mm，密封材料面积11.4所需压紧力：采用双点锁紧方案，每个锁紧点的压力为齿条在压紧时的受力分析:图5-18受力分析图解方程得：。则水平方向的摩擦力为：正压力水平分量：总的水平方向阻力：手轮需要施加一个驱动力来克服水平方向阻力，该力反应到齿条上即为齿条齿形上所受到的切向力（2）、计算齿轮模数：由齿根弯曲疲劳强度计算齿轮模数：初步选择齿轮齿数为20，齿宽为系数选为，齿轮载荷系数K=1.4。则查表得：齿形系数，应力校正系数，齿轮材料选用45钢。查表得。。则选用齿轮模数为m=2.则弯曲强度足够承受压紧载荷。齿轮分度圆直径:（3）、计算压紧杆直径：设计压紧杆顶端距离支承处为：则压紧杆支承处的弯矩最大：由弯曲强度求销轴直径：查表得，45钢的弯曲许用应力则压紧杆直径为：取锁紧杆的直径为（4）、轴的支承处的螺栓尺寸计算通过类比设计，缓冲门支撑处同主舱门一样，采用剖分式滑动轴承，轴承宽，轴承与门板之间采用螺栓链接，螺栓数目选用4个，轴承剖分面之间的连接也采用螺栓连接，数目为4个。根据上面计算的压紧时支撑处的支反力计算螺栓直径。压紧时支承处的支反力为：其中方向向下，方向向上。即门板与支撑之间所用链接螺栓所承受的总的最大工作载荷为：此载荷位于靠近压紧楔块处，主要由靠近楔块处的两个螺栓承担。则每个螺栓所承受的工作载荷为：门板与支承处之间的连接属于一般连接，并且工作载荷稳定，查阅资料，单纯受拉伸载荷时，螺栓的残余预紧力，此处，选择残余预紧力：则螺栓承受的总的拉伸力为：考虑到螺栓在总拉力的作用下可能需要补充拧紧，故将总拉力增加以考虑扭转切应力的影响。于是螺栓的危险截面的拉伸强度条件为:、选择螺栓材料为Q235、性能等级为4.6的螺栓，查表得材料的屈服极限，选用安全系数为，故螺栓材料的许用应力为计算螺栓的危险截面的直径（螺纹小径）为：按粗牙普通螺纹标准（GB/T196—2003），选用螺纹公称直径（螺纹小径）。根据计算主舱门所用螺栓尺寸时的经验可知，当轴承剖分面处所用的螺栓尺寸同门板处所用的螺栓尺寸一样时，肯定能满足使用要求。故轴承剖分面处所用的螺栓尺寸同样选取（5）、手轮尺寸确定选用手轮直径为人在屈曲状态下的输出力为F=544244N,取人的输出力为600N。校核手轮驱动力矩与阻力距的大小关系：即手轮直径选为300mm（6）、手轮轴的直径计算手轮轴上受到的阻力距为：按照剪切强度确定手轮轴的直径：查表得45钢的许用剪切应力为：抗扭截面系数：计算轴的直径为：手轮轴通过平键与轮毂链接，因此需要在轴上开出键槽。查阅资料可得，对于直径的轴，有一个键槽时，轴颈需要增大。则手轮轴直径：取手轮轴的直径为：求轴的变形量：其中，45钢的抗扭刚度。变形量符合刚度要求。则确定手轮轴的直径为（7）、手轮轴与轮毂之间所用键连接的尺寸计算：键的截面尺寸是按照轴的直径d由标准中选定的，键的长度一般按照轮毂的长度确定，手轮轴的轴颈尺寸为25mm，查表可得键的主要截面尺寸，选择长度5.2.3紧急门结构计算（1）为达到密封要求所需正压力计算：图5-19应急门关闭时的状态图门的面积S≥0.3m3，取门的内径为（实际尺寸取为）。锁紧机构主要材料选取45，.所选密封橡胶的弹性模量为2MPa，为达到密封要求，需要将密封材料压缩3mm，则压紧杆所需提供的压力为：由公式得，，，，周长：密封条面积：（KN）应急门采用四点锁紧方案，每个压紧点上所受的平均力：在压紧楔块处进行受力分析，图5-20压紧楔块处受力分析图（2）、计算应急门的驱动性能根据对该机构进行Pro/E方针演示在机构刚开始运动时，由于压缩量小，所受阻力非常小，人通过手轮所能提供的驱动力足以克服压紧时所需的阻力，因此，该机构启动性能良好，当机构运行到一定角度时，压缩量逐渐增大，所需克服的阻力也随之增大，因此需要手轮提供更大的驱动力才能锁紧门框，以达到密封要求，根据机构进行的运动仿真，以时开始为启动时校核驱动力是否能提供所需压紧力的位置。如下图，当时，。图5-21受力分析图1、启动性能（1）由手轮和曲柄的受力平衡式，人的正常扭力取=600（N），手轮直径。求F1：（2）求阻力在此位置，压紧杆CE主要受到密封材料受压缩时对其向上的反力，D点支撑处对其的支反力，以及，所产生的摩擦力。其受力分析如下图所示，图中A点距离轴的支撑处为50mm，支撑的宽度b=50mm：图5-22支撑处受力分析图列力的平衡方程：解得：主动力：摩擦阻力：主动力远大于摩擦阻力，启动性能良好。2、锁紧时的动力性能当插销接触门框将密封材料压缩到所需密封量时，支撑所产生的摩擦阻力变得很小，主要阻力来源是楔块的正压力和摩擦阻力，此时的受力分析如下图所示：图5-23锁紧时支撑处受力分析图此时压紧杆所受到的支反力与摩擦力大小计算如下：解方程得：摩擦阻力：正压力水平分量：总的水平方向阻力：压紧时，手轮提供的驱动力：当压紧杆运动到此位置时，手轮所能提供的驱动力也随着角度的减小而增大，下面就压紧杆运动到不同位置时的各种情况进行讨论，校核手轮所提供的驱动力是否能提供所需密封要求时的压紧力。此时，压紧杆的受力分析图如下：图5-23压紧杆受力分析图分别就和时的两种情况进行受力分析：当时，图中机构的各几何尺寸如下：表5-3机构各几何尺寸LABLBC80120此时手轮提供的驱动力为：当时，图中机构的各几何尺寸如下：表5-4机构各几何尺寸LABLBC80120可提供最大驱动力:根据上述计算，当压紧杆锁紧时所提供的驱动力大于其压紧时的最大水平方向阻力。因此该机构无论是在启动位置还是压紧位置都能提供足够的压紧力密封。该曲柄滑块机构满足主舱门的运动动力条件，可以作为主舱门的锁紧机构。（3）、计算压紧杆的直径：1、由杆的抗弯强度计算其直径CE杆的受力属空间力系，因此，选圆形截面