C200125480单级双吸中开式离心泵设计毕业设计

1、1 毕业设计说明书毕业设计说明书 学学 院：院： 机 电 工 程 学 院 专专业业年年级级： 2009 级热能与动力工程 学学生生姓姓名名 : 学学 号号: 设计设计(论文论文)题目题目： c200-125-480 单级双吸中开式离心泵设计 起起 迄迄 日日 期期: 指指 导导 教教 师师: 教教研研室室负负责责 人人: 日期: 2013 年 2 月 23 日 2 摘摘 要要 本设计是根据给定设计参数完成 nsc125-200-480 双吸离心泵水力 及结构设计。主要包括叶轮、蜗壳、吸水室的水力设计和泵的结构设 计。确定出叶轮的几何参数，绘制并检查叶轮轴面投影图，采用方格 网保角变换法完成扭曲

2、形叶片绘型。利用数字积分法，根据蜗壳内速 度矩守恒，确定出蜗壳八个断面参数，并进行绘型。同样对吸水室进 行水力设计计算并绘型。最后对双吸泵进行结构设计，绘制了装配图 和部分零件图，并对轴进行了强度校核计算。 关键词关键词：双吸泵、叶轮、蜗壳、水力设计、结构设计 abstract according to the design parameters at the given point, this paper accomplished the design of the double-suction pump. it mainly contained the hydraulic design o

3、f the impeller ,volute casing and structural of pump,structural design of the pump. based on the resolution method of design of the pump, author obtained the geometric parameters of the impeller. then author projected and checked the cross-section of impeller, drew the cylindrical blade using method

4、s of grid square conformal transformation. on the basis of constant velocity moment, author calculated parameters of cross-section of volute using digital integral method. author also drew the spiral curve and diffuser of volute casing. finally, the structural of the double-suction pump was designed

5、 and assembly drawing component graphics were drew. in addition, this program has been checked strength of the pump shaft. 【key words】：double-suction pumps；impeller；volute casing；hydraulic design；structural design title: nsc200-125-480 level in the open double suction pump 3 目目 录录 摘摘 要要.2 2 1 1 引言引言

6、.5 5 2 2 泵结构简要说明泵结构简要说明.5 5 3 3 泵的水力设计泵的水力设计.5 5 3.1 结构方案选择 .5 3.2 估算泵的效率 .7 3.3 泵的理论扬程和流量为 .8 3.4 功率的计算 .8 3.5 联轴器处轴颈的初步确定及轴结构的草图绘制 .9 4 4 叶轮主要尺寸的确定叶轮主要尺寸的确定 （ 相似换算法）相似换算法） .1111 4.1 按设计泵的参数要求计算比转.11 s n 4.2 选择模式泵 .11 4.3 求尺寸系数 .11 4.3 计算设计泵的尺寸 .12 4.4 计算设计泵的性能曲线 .12 4.5 相似换算的效率修正 .12 4.6 相似换算的模型修改

7、 .12 4.7 压水室的设计 .13 4.8 吸水室设计 .14 5 5 泵的整体结构设计泵的整体结构设计.1616 5.1 技术设计总图初定 .16 5.2 泵轴的结构设计 .16 5.3 装配图轮廓尺寸的的初定 .16 5.4 主要零件的选择 .16 6 6 泵的强度计算泵的强度计算.1717 6.1 轴的强度计算（强度、刚度以及临界转速的计算） .17 6.2 壳体的强度计算（泵体和泵盖的璧厚计算） .18 6.3 叶轮的强度计算 .22 6.4 泵盖连接螺栓的强度计算 .24 4 6.5 联轴器的强度计算 .25 6.6 叶轮处键的强度计算 .25 6.7 轴承的强度计算（寿命计算）

8、 .26 结结 论论.2727 致致 谢谢.2828 参参 考考 文文 献献.2929 5 1 1 引言引言 中开泵主要适用于自来水厂、建筑供水、灌溉、排水泵站、电站、工业供 水系统等输送液体的场合，具有性能稳定、高效节能、应用范围广、效率高、 流量大、维修方便等优点。所以对于中开泵再设计上创新具有不可估量的意义。 本课题的任务是泵性能设计（水力流道尺寸设计） 、泵壳体结构设计及强度计算、 轴结构设计及强度计算、轴承部件的设计（轴承选用、润滑方式的确定、轴承 寿命计算） 、轴密封装置的设计、泵和原动机的联接方式及联接设备的选用、联 接件（如键、螺纹等）的强度计算等等。 2 2 泵结构简要说明泵

9、结构简要说明 中开泵（中开式循环）又称之为单级双吸式离心泵，其结构的确定即：是 悬臂还是双支承式的；是分段的还是水平中开的。根据公司要求，本设计采用 单级双吸水平中开结构，半螺旋型吸水室，螺旋型压水室。 3 3 泵的水力设计泵的水力设计 3.13.1 结构方案选择结构方案选择 （1） 水平中开双吸泵设计采用电动机与泵用联轴器相连。 （2） 确定泵比转速，确定泵的水力方案 在确定比转速时应该考虑下列因素： 1=120210 的区间，泵的效率最高， 2) 采用单吸式过大时，可考虑采用双吸式；反之，采用双吸式过小时， 应改用单吸式。 3) 泵特性曲线也和大小有关。 4) 比转速和泵的级数有关，级数越

10、多，卧式泵一般不超过十级， 立式深井泵和潜水泵级数多达几十级。 6 5) 比转速一般按下列公式计算 h qn ns 65 . 3 3 4 0.09 3.65 1450 2 n45 76.8 s （3）泵的进口直径 d 及速度 泵吸入口径。泵吸入口直径由合理流速确定。泵吸入口流速一般为 3m/s 左 右，但从制造方法考虑，大型泵的流速取大一些，以减少泵的体积，提高过流 能力；但为了提高泵的抗汽蚀性能，应减少吸入流速。 泵排出口径。对于低扬程泵，可取与吸入口径相同，而对于高扬程泵，为 减少泵的体积和排出口直径，可使排出口径小于吸入口径，一般取 (0.7 1) ts dd 式中： 泵排出口直径； t

11、 d 泵吸入口直径； s d 泵吸入口径和流速、流量的关系如下表 3.1. 表 3.1 泵吸入口径和流速、流量的关系 吸入口进mm 40506580100150200250300400 1 m s流速1.3751.772.12.763.532.832.652.83单 级 泵 3 1 mh流量6.2512.52550100180300500 1 m s流速1.3751.772.12.22.32.442.482.542.843.42多 级 泵 31 mh流量6.2512.52546851552804507201500 进口直径按下列公式确定。 s s c q d 4 7 取 求得 smcs/7 .

12、 2 smds/206 . 0 7 . 214 . 3 09 . 0 4 最终确定的泵的吸入口和排出口直径，应该符合标准直径。根据本次设计给定 泵的型号,取200mm s d 泵出口直径 (0.71.0)0.8160 tss dddmm 根据用户要求取125 t dmm 泵进口速度 22 44 2.87(/ ) 0.23600 s s q vm s d 泵出口速度 22 44 324 7.34(/ ) 0.1253600 t t q vm s d 3.23.2 估算泵的效率估算泵的效率 （1）水力效率 水力效率按下列公式计算 3 lg08351. 01 n q h 3 0.09 1 0.083

13、5lg0.883 1450 （2）容积效率 容积效率按下列公式计算 3 2 68 . 0 1 1 s v n 2 3 1 0.949 1 0.68 45 v 8 （3）机械效率 6 7 100 1 07 . 0 1 s m n 7 6 1 1 0.070.844 45 100 m （4）泵的总效率 = mvh 0.883 0.949 0.8440.707 3.33.3 泵的理论扬程和流量为泵的理论扬程和流量为 76.8 87.0 0.8830.883 t h hm 3 324 341.4/ 0.9490.949 t q qmh 3.43.4 功率的计算功率的计算 （1） 泵的功率： 9.8 1

14、000 0.09 76.8 96 10001000 0.707 gqh pkw （2） 原动机功率： p k p t g 式中 k-余量系数，可按表 1 选择； -传动效率，可按表 2 选择。 表 3.2 离心泵功率余量系数 k 泵的功率 p/w电动机 k汽轮机 k p15 1.251.1 9 1555 1.151.1 p 1.101.1 表 3.3 泵传动装置效率 传动方式直联传动平皮带传动齿轮传动蜗杆传动三角皮带传动 1.00.950.90.970.70.90.92 1.1 96106 1 g t k ppkw 取 110kw 选取电动机 g p 根据电机资料选取 y 系列（ip44）三相

15、异步电动机型号为 y315s-4，功率 110kw 同步转速为 1480r/min。 3.53.5 联轴器处轴颈的初步确定及轴结构的草图绘制联轴器处轴颈的初步确定及轴结构的草图绘制 （1）扭矩的计算 。 110 95509550724.48/ 1450 g n p mn m n （2）轴径和轮毂直径 泵的直径应按其承受的外载荷和刚度及临界转速条件确定。因为转矩是泵轴 最主要的载荷，所以在开始设计时，可按转矩确定泵的最小直径。同时应根据 所设计泵的具体情况，考虑影响刚度和临界转速的大概因素，可对初算的轴径 做适当的修改，并圆整到标准直径。待泵转子设计完成后，再对轴的强度、刚 度和临界转速进行详细

16、的校核。按扭矩计算泵轴直径的公式为 3 2 . 0 d n m _材料的许用切应力，由表 3 查取。其值的大小决定轴的粗细，轴细可以节 10 省材料，提高叶轮水力和气蚀性能；轴粗能增强泵的刚度，提高运行可靠性。 表 3 .4 泵轴常用材料的许用切应力 材料热处理要求 /m 用途 35正火处理34.344.1一般单级泵 45调质处理 hb=24128644.153.9一般单级泵 40 调质处理 hb=24130263.773.5大功率高压泵 313 调质处理 hb=26928653.968.7耐腐蚀泵 35 调质处理 hb=24128568.778.5高温泵 3 3 6 724.48 43.2

17、0.20.2 45 10 n m dmm d 取标准直径等于 45mm 图 1 轴草图 （4）轴封结构的选择 在泵轴伸出泵体处，旋转的泵轴和固定的泵体之间有轴封机构。离心泵的 轴封机构有两个作用：减少有压力的液体流出泵外和防止空气进入泵内。离心 泵中常用的轴封机构有四种结构型式：有骨架的橡胶密封、填料密封、机械密 封和浮动环密封，本设计采用填料密封。 （5）轴承的选择 轴承分为两大类：滑动轴承、滚动轴承。水平中开双吸离心泵的轴向力几 乎为零，故选用滑动轴承。 （6）联轴器的选择 泵常用的联轴器有两种：爪型弹性联轴器、柱销联轴器。本设计采用爪型 弹性联轴器，它的优点是体积小、重量轻、结构简单、便

18、于加工制造、安装方 11 便。 4 4 叶轮主要尺寸的确定叶轮主要尺寸的确定 （ 相似换算法）相似换算法） 4.14.1 按设计泵的参数要求计算比转按设计泵的参数要求计算比转 s n 前面已经算出=45 s n 4.24.2 选择模式泵选择模式泵 对模式泵的要求是： 1)模型泵的与设计泵的相等或相近。 s n s n 2)模型泵性能优良，特性曲线形状符合设计泵要求。 3)模型泵技术资料齐全可靠。 4)为了不失去相似性，希望实行泵和模型泵的雷诺数之比 =1.01.5 的范围内。 22 / eem d rr 4.34.3 求尺寸系数求尺寸系数 由相似定律，假定模型泵和实行泵的容积效率、水力效率相等

19、则由 以下公式可以计算尺寸系数和。 q h 3 m q mm m h mm qnd dq n ndh dnh 这里一直模型泵流量 q=1300，扬程 h=180m,n=1450, ， 3 /mh 1 254dmm 且符合相似换算条件。 2 765dmm 所以 3 3 324 1450 0.607 1300 1450 m q m qn q n 76.8 0.653 180 m h m nh nh 12 4.34.3 计算设计泵的尺寸计算设计泵的尺寸 把模型泵过流部分的各尺寸乘以尺寸系数较大者或平均值或平均 hq 、 值，就可以得到设计泵的过流部分的相应尺寸，设计泵的叶片角等于模 型泵的相应角度，

20、即 m m dd 叶片厚度也可以按照上式计算，有时可能太大、有时可能太小，此时可 以根据工艺、强度等条件确定。计算、确定出设计泵的各几何尺寸后， 即可绘制出设计泵的过流部分图纸。 在这里取=0.650 则 mmdd m 1 . 155 6 . 23865 . 0 11 mmd m 4 .47565 . 0 8 . 730d 22 mmbb m 6 . 13 9 . 2065 . 0 22 4.44.4 计算设计泵的性能曲线计算设计泵的性能曲线 在模型泵性能曲线取上若干个点，按相似理论换算成设计泵的相应点的 参数，绘制相应的性能曲线。 4.54.5 相似换算的效率修正相似换算的效率修正 在相似设

21、计中一般认为模型泵和实型泵的效率相等，实际上由于大尺寸 和小尺寸泵的流道相对粗糙度、相对间隙和叶片相对厚度等不同，水利 效率、容积效率比小泵高、机械效率也稍高些。所以当相似泵的尺寸相 差较大时，应考虑尺寸效应的修正。 4.64.6 相似换算的模型修改相似换算的模型修改 如现有的模型泵与设计泵的不同，相差不是很多时，可以对模型泵加 s n 以修正，从而改变模型泵的性能参数，使模型泵的与设计泵的相等， s n s n 然后按修改的模型泵尺寸和性能进行进行相似换算。 13 4.4.7 7 压水室的设计压水室的设计 压水室的作用是以最小的损失将从叶轮中流出的高速液体收集起来，引向 次级叶轮或引向吐出口

22、，同时还将液体的一部分动能变为压能。 螺旋形涡室的计算步骤 1）基圆 基圆 可按下式计算： 23 08 . 1 03 . 1 dd 2 . 4844 .47501 . 1 3 2）涡室进口宽度 mm105( 23 ） bb mmbb 8 . 567 8 . 498 23 3）涡室隔舌安放角 406080130180220280360 4）涡室断面面积的计算 ghkv v 2 33 smv/ 5 . 16 8 . 768 . 925 . 0 3 其中. 5 . 0 3取 v 可按下式计算涡室最大断面面积（即第八断面） 2 38 0060 . 0 5 . 16/09 . 0 /qfmv 由于液体是

23、从叶轮均匀流出的，故涡室各断面面积也均匀变化，可按下式分 别计算各断面的面积： 14 2 87 0053 . 0 0060 . 0 8 7 f 8 7 fm 2 1 2 2 3 2 4 2 5 2 6 m0008 . 0 0060 . 0 8 1 f m0015 . 0 0060 . 0 8 2 f2 m0024 . 0 0060 . 0 8 3 f m0030 . 0 0060 . 0 8 4 f m0037 . 0 0060 . 0 8 5 f m0044 . 0 0060 . 0 8 6 f 5）扩散管 液体离开涡室后进入扩散管，在扩散管中，一部分动能变为压能。扩散管 末端为泵的出口，一

24、般与吐出管路相连接。为了尽量减少在扩散时的水力损失， 扩散管的角度一般取 610 度。 4.84.8 吸水室设计吸水室设计 吸水室的作用是将吸入管路中得液体以最小的损失均匀地引向叶轮。 本设计离心泵的吸水室采用半螺旋形吸水室，半螺旋形吸水室的优点是液体进 入叶轮时流动情况比较好，速度比较均匀，但液体进入叶轮前已有预旋，多少 要降低离心泵的扬程，对比转速较小的泵的影响不太明显，对比转速较大的泵 的影响就很显著。 （1） 确定吸入口径 s d （2） 确定 08 断面的液体平均流速，该流速按下列公式计算 0 85. 07 . 0vv smv/12. 265 . 2 8 . 0 叶轮进口流速。 0

25、v （3） 确定 08 断面面积 15 （4） 对双吸泵为： 2 8 m0106 . 0 12 . 2 4 09 . 0 v4 q f （5） 依次确定各断面面积，各断面面积为： 2 81 2 82 2 83 2 84 2 85 2 86 2 87 0014 . 0 0106 . 0 8 1 f 8 1 f 0027. 00106 . 0 8 2 f 8 2 f 0040. 00106 . 0 8 3 f 8 3 f 0053. 00106 . 0 8 4 f 8 4 f 0066. 00106 . 0 8 5 f 8 5 f 0080 . 0 0106 . 0 8 6 f 8 6 f 009

26、3. 00106 . 0 8 7 f 8 7 f m m m m m m m 16 5 5 泵的整体结构设泵的整体结构设计计 5.15.1 技术设计总图初定技术设计总图初定 在水力设计完成之后（包括吸水室，压水室等有关尺寸有相关尺寸需要与 装配图配合起来设计之外）,应该进行装配图的总体设计，包括泵的布置形式， 零件结构，零件型号选择等，比较立式，卧式两种布置形式的泵体结构，为了 结构简单，便于机组的拆装，检修，采用卧式布置。 5.25.2 泵轴的结构设计泵轴的结构设计 在设计泵的结构时，应该首先考虑泵轴的结构设计，由于泵轴上所装零件 的不同就决定了泵轴的不同的轴颈系列，同时考虑到槽倒圆，倒角等

27、。同时， 轴的轴向尺寸是由零件装配尺寸，以及零部件之间所需间隙尺寸所决定的。因 此泵轴的设计只能是先确定轴的径向尺寸。 5.35.3 装配图轮廓尺寸的的初定装配图轮廓尺寸的的初定 装配图的大体轮廓，需要定出轮廓线，叶轮中心线，叶轮流道，压水室断 面，吸水室断面，加上泵体壁厚，叶轮盖板的厚度。 具体尺寸参数见总装图。 5.45.4 主要零件的选择主要零件的选择 对照设计装配图，选择一些主要零件如下所示，但是选择的零件主要针对 标准件，及重要非标准件，其余零件可参照总装图： 1）根据泵体及叶轮木模图进行总装方案设计画总装图（确定各零件的相 对位置、壳体结构设计、轴结构设计、轴密封装置尺寸确定、轴承

28、体结构设计 等） 。在总装方案设计的同时进行强度校核计算，并随时对方案进行适当修改。 2）由总装图拆画零件图，画零件图时，要注意结构的合理性及工艺性； 3）编制零件明细表及图样目录。 17 6 6 泵的强度计算泵的强度计算 6.1 轴的强度计算（强度、刚度以及临界转速的计算）轴的强度计算（强度、刚度以及临界转速的计算） （1）计算作用在轴上的载荷 总的轴向力为 0，或假设全部由轴承承担。 总的扭矩 。mn/48.724mn 载荷n1300f （2）作弯矩图 由弯矩图求得知反力n220r,540r,n540r cba n 由弯矩图判断第一断面为可能的危险断面，分别计算相应的应力 ，a=1300n

29、，。mn143mmn 8 . 724mn 35 2 3 2 3 n 35 2 3 2 3 100 . 3 050 . 0 2 005 . 0 050 . 0 012. 0005 . 0 16 14 . 3 050 . 0 216 d w 1051. 1 050 . 0 2 005 . 0 050 . 0 012 . 0 005 . 0 32 14 . 3 050 . 0 232 d w m d tdbt m d tdbt 22 22 1090 . 1 012 . 0 005. 0 4 14 . 3 050 . 0 4 d fmbt 18 。需要进行疲劳强度计算满足强度要求，所以不 ，材料为 1

30、716.17 9 . 42 736 736cr40 9 .42 1 . 243)5 . 047 . 9 (3)( 5 . 0 109 . 1 1030 1 . 24 100 . 3 4 . 724 47 . 9 1051 . 1 143 s 2222 2 5 5 w d s bwd b n n n mpa mpa mpa f a mpa w m mpa w m （3）估算临界转速的计算 .1.8 5.7k ,g )m )mm min/r4960 53.08.9/720 53.0 45 1.8 8.9/ )( 22 等直径取，对于沿着长度近似为 取中间向两端不断减小的为经验系数，对轴径由 ）单位

31、（为转子的总重量 位（为两轴承间的距离，单 为最大轴径，单位（其中 ）（ n l d lg l d knc 6.26.2 壳体的强度计算（泵体和泵盖的璧厚计算壳体的强度计算（泵体和泵盖的璧厚计算） （1）壳体璧厚 因涡壳几何形状复杂，且受力不均匀，故难以精确计算。可以用来估算壁 厚 10 ss d h h q 式中 h-泵扬程 q-泵流量 -许用应力，m,铸铁：=9.814.7 m，铸钢：=19.624.5 m; -当量壁厚，按下列公式计算; d s 2 . 70084 . 0 1545 s s d n n s 19 mm 9 . 412 . 7450084 . 0 45 1545 sd 代入

32、数据 h=76.8m，q=324，n=1450，=45，材料为铸铁 s n s=41.9mm15 1410 8 . 76 8 .76 09. 0 （2）强度的校核 用鲁吉斯方法进行强度校核。本方法假定最大应力发生在尺寸最大的轴面 内，角度为处 3 2 2 2 225. 1 k m 2 112 4 2 k 0 0 0 , r r r 在截面的轴面应力 pu111 3 2 1 3 3 1 52. 1 5 . 1 41 . 0 61 . 0 p p p p =0.015m, 材料为铸铁 m045 . 0 r0m242 . 0 r0 20 185 . 0 243 . 0 045 . 0 r 0 0 r

33、 25 . 2 020 . 0 045 . 0 0 r k 2 112 4 2 k 08386. 0 2 25 . 2 185 . 0 22. 0112k 42 ） （ 3 2 1 3 3 1 52. 1 5 . 1 41 . 0 61 . 0 p p p p pam6 . 7)185. 05 . 1 25 . 2 185 . 0 41 . 0 25 . 2 185 . 0 61 . 0 ( 185. 0 25 . 2 49. 0 3 3 p1 pa 3 . 27 185. 0 25 . 2 185. 0 25 . 2 49 . 0 52 . 1 3 2 u1 m 圆周应力 pu222 3 3

34、 2 41 . 0 237 . 0 p p mpa9 . 5 25. 2185 . 0 41 . 0 185 . 0 25 . 2 237. 0 185 . 0 25 . 2 49 . 0 3 3 p2 3 12 625 . 0 p uu mpa6 . 425. 2185 . 0 185. 0 25. 2 49. 0625 . 0 3 . 2727 . 0 3 u2 mpa mpa pu pu 5 .106 . 49 . 5 9 . 306 . 7 3 . 27 222 111 径向应力mpap49 . 0 3 对于脆性材料 21 4k mpa mpa 0 . 3149. 025 . 0 9

35、.30 bd bp bd bp 31d d s mpa 数对于脆性材料的安全系 为抗压强度极限， 为抗拉强度极限，这里， 其中 查表mpa b 2 . 245 满足强度要求41 . 8 1 .30 2 .245 k d s 22 6.36.3 叶轮的强度计算叶轮的强度计算 （1）盖板强度计算 盖板的应力主要由离心力造成的，半径越小的地方，应力越大。在和 处的应力近似用下式计算 2 2 825 . 0 p 按等强度理论设计盖板，盖板处任意直径处的壁厚按下式计算 42 22 2 2 2 x x dd e 式中 -材料的密度 【】-许用应力，对钢【】=，对铸铁【】= 43 s 65 b -材料的屈服

36、极限、拉伸强度。 bs 、 叶轮，m475 . 0 d2 材料 zg1cr13，mpa s 392rad/s151 mm5 . 4718 . 2 005. 0 4 16 . 0 31 . 0 980660002 1517800 x 222 （2）叶片厚度的计算 根据叶片工作面和背面的压力差，可近似得出下面计算叶片厚度的公式 23 )( 2 mm z h ads 式中 h-单级扬程，m； z-叶片数； -叶轮外径，m； 2 d a- 系数，与比转速和材料有关。 叶轮，叶轮选择钢mhz 8 . 76, 6,45nm,475. 0d s2 mm2 . 5 6 8 . 76 475. 031. 0s

37、材料 ns 4060708090130190280 铸铁3.23.53.84.04.56710 钢33.23.33.43.5568 (3) 轮毂强度计算 对一般离心泵，叶轮和轴是动配合。大型锅炉给水泵和热油泵等产品，叶 轮和轴是静配合。为了使轮毂和轴的配合不松动，在运转时由离心力产生的变 形应小于轴和叶轮配合的最小过盈量。在叶轮轮毂处由离心力所引起的应力可 近似按公式（9-1）计算，由此应力所引起的变形为： c d e d (9-3) 式中 e弹性模量（mpa） ；（铸铁 e=1.2105；铸钢 e=2105；铜 e=1.1105） dc叶轮轮毂平均直径（mm） ； d由离心力引起的叶轮轮毂直

38、径的变形（mm） 。 d 应小于叶轮和轴配合的最小过盈量min，即 dmin 计算圆周应力 mpa27. 3 60 1450 27 . 0 14 . 3 780010 26 2 2 ）（ 24 mmd e d c 0036. 05 .19 1075 . 1 27 . 3 5 由公差配合表查的的最小过盈量为0.016mm,这里，所以轴和6h50mind 叶轮不会松动。 6.46.4 泵盖连接螺栓的强度计算泵盖连接螺栓的强度计算 校核泵后盖的连接螺栓的强度。已知 p=4900k，=0.080m， =0.0741m， 0 d m d =0.0728m，s=0.003m，z=6， ，材料为 q235-

39、a，垫 1 dmpampa sb 215,500 片 d=0.5475m,b=13mm，h=0.015m，材料为 q235-a，=196.1 m， s 【】=588.4 m. j （1）计算密封力 =mp=2.77.9= 21.33m mb0114 . 0 0013 . 0 16. 316 . 3 b2 nbd 66 2222 102 . 70114 . 0 14. 39457 . 0 1033.21pp （2）计算螺栓预紧力和总作用力 knp11284900)08 . 0 5457 . 0 ( 4 22 取 x=0.15，k=1.4 kn 4 . 24801128 4 . 1352p kn

40、4 . 13522 . 715 . 0 111284 . 1p 1 0 （3）强度校核 在装配条件下： 扳手力矩 )mn37029 4 5475 . 0 13524002 . 0 d pkm 0 （ 、 z 拉应力 m350.99 14. 30728. 06 42480 2 1 扭矩 )mn(1117)2 . 0 0741 . 0 003. 0 ( 2 0741 . 0 1352400 6 1 mn 切应力 )k13726 0741. 02 . 0 1117 3 pa（ 折算应力 )(10215413726399350 22 d kpa 25 35 . 17 . 7 102154 784532

41、 n d s 在工作条件下： 拉应力 )k96153 074. 014 . 3 6 42480 2 1 pa（ 安全系数 n=45 . 12 . 5 96153 500000 n （4）校核垫片挤压强度 )(27925 015 . 0 14. 35474 . 0 720 j kpa mpa jj 4 . 588 6.56.5 联轴器的强度计算联轴器的强度计算 联轴器取弹性柱销连轴器 弹性联轴器的销轴对螺栓的切应力，型号为 cb3883 zdd mn 2 k8 ）（mpa 5 . 18 01 . 0 14 . 3 15 . 0 4 . 7245 . 18 2 对于 45 号钢=58.988.3

42、满足强度要求。 6.66.6 叶轮处键的强度计算叶轮处键的强度计算 叶轮处键的尺寸为，轴径 d=0.050m，扭矩 )(115512lmmhb ，采用单键。)(4 .724mnmn )(419942 012. 0005. 0115. 0 4 . 72444 2/ j kpa dhl m hl f n 对 45 号钢=58.988.3 满足强度要求。 26 6.76.7 轴承的强度计算（寿命计算）轴承的强度计算（寿命计算） p c n60 10 l 6 h 式中 c 为基本额定动载荷，1632)( ,)hn(qc 33 值可查泵零件强度校核hn q 为载荷，对于推力轴承 为动力载荷系数为轴承轴向

43、力，其中 fwf kakakq ，可见泵零件强度校核表 2-3-12，为温度系数，见表 2-3-13 w k p 为轴承载荷,即为ar n 为转速 为指数。 n582004850012 . 1q h 0 . 8174 36.6520 58200 145060 10 l 3 6 h 27 结结 论论 随着毕业日子的到来，毕业设计也接近了尾声。经过一个月的奋战我的毕 业设计终于完成了。在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学 知识的单纯总结，但是通过这次做毕业设计发现自己的看法有点太片面。毕业 设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通 过这次毕业设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还太 多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这 次毕业设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都 应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。 在这次毕业设计中通过和同学的交流和同事