机械设计原则与安全系数分析

此部分不可能详细介绍各种零件的机械设计，只能把主要部件的设计原则作介绍。

1.瓷套（或环氧套管）厚度的确定

瓷套长度在1～3m之间，其最佳壁厚在30～40mm之间，同时应从瓷套内压及瓷套弯曲应力加以校核。

由于瓷套内压力而引起的应力为

式中 σ_H——瓷套发生的圆周应力（Pa）；

D——瓷套外径（cm）；

d——与外径相对应的瓷套内径（cm）

p——内压力（Pa）。

一般取安全系数4以上即可。

由于瓷套弯曲力矩作用产生的应力由式（14-3-34）求出，它取安全系数2.5以上，或者与上述内压引起应力合计的复合应力可取2.0以上的安全系数。

式中 σ_B——瓷套弯曲应力总和（Pa）；

σ₀——由于内压力而引起瓷套轴向应力（Pa）；

σ_s——由于短路电磁力在瓷套底部产生的应力（Pa）；

I——短路电流（kA）；

D，d——瓷套底部外、内径（cm）；

S——终端之间相间隔（m）；

l_e——瓷套底部到外部引线产生电磁力点的距离（m）；

l_p——瓷套底部到电缆导体产生电磁力点的距离（m）；

h_e——终端瓷套内的电缆导体长度（m）；

k——外部引线长（m）。

短路电磁力引起的应力由两部分组成：一部分是外部引线在瓷套底部产生的弯曲应力；另一部分是电缆导体在瓷套底部产生的应力。

环氧套管一般用于全封闭终端、象鼻式终端、塞止接头中，它没有最佳壁厚的考虑，只需从应力校核加以确定。

2.法兰强度校核

法兰受力如图14-3-37所示，它受到弯曲应力作用，弯曲应力σ_B按式（14-3-35）计算，安全系数通常取材料抗拉强度大于3。

图14-3-37 法兰受力示意图

c—法兰斜面中心半径 b—法兰外半径 l—法兰两力间距 h—法兰厚度

式中 M——弯曲力矩（N·cm）；(www.xing528.com)

c、b、h、l——分别为法兰斜面中心半径、法兰外半径、法兰厚度以及两力之间的间距；

F——在工作状态下，为保证密封所需的作用力，一般按进行计算；

p——瓷套内压力（Pa）；

d——瓷套底部内径（cm）。

3.螺栓强度校核

对于电缆附件常用的方槽“O”形橡皮密封圈结构，螺栓强度主要考虑在工作状态下为保证密封所需承受的力，其计算式为

式中 F_h——内压力所产生的轴向力（N）；

F_c——为保持密封所需要的力（N）；

D_n——橡皮圈中心直径（cm）；

b——密封填圈宽度（cm）；

m——填圈系数。

对于“O”形圈而言，m≈0，因此，每个螺栓受力与应力为

式中 n——螺栓数量；

s——螺栓截面积（cm²）。

由于瓷套受到风力、短路电磁力作用而承受弯曲应力，相应部分螺栓也将受到拉力，但这些力与承受内压力相比较小，如果选取抗拉强度的安全系数大于3.5时，一般就不必再加以校核了。

4.尾管或接头外壳强度计算

圆柱形尾管与接头外壳一般采用薄壳筒体，其应力计算式为

式中 p——筒体内压力（Pa）；

d——筒体内径（cm）；

h——筒体厚度（cm）。

对于圆锥形尾管及接头外壳圆锥形部分如图14-3-38所示。其应力计算式为

式中 p——筒体内压力（Pa）；

S、h及α如图14-3-38所示。

图14-3-38 圆锥形尾管与外壳应力计算示意图

h—壁厚 S—尾管高度 α—锥形角度

尾管与外壳材料的强度一般取抗拉强度的安全系数为大于3。