毕业设计（论文）-外啮合齿轮泵设计.doc

毕业设计任务书1 毕业设计（论文）的主要内容及基本要求 设计一用于工程机械的齿轮泵，排量50ml/r，转速1450r/min，出口压力2.5mpa 基本要求; 1.根据题目要求进行齿轮泵的设计，完成齿轮泵的装配图和零件图。要求装配图一张，零件图四张。 2.编写相应的设计说明书2 指定查阅的主要参考文献及说明 1 璞良贵 机械设计（第七版） 北京：高等教育出版社，2004 2 李壮云 液压元件与系统 北京：机械工业出版社，2005 3 朱锡成 齿轮螺杆式液压泵及马达 北京：机械出版社，2005 4 机械制图国家标准 北京：中国标准出版社，20043进度安排设计（论文）各阶段名称起 止 日 期1撰写开题报告、文献检索、收集整理资料2013.03.062013.03.162查阅资料、选择方案并设计计算、绘制草图2013.03.172013.04.133绘制图纸2013.04.142013.05.114撰写毕业设计说明书2013.05.122013.05.255答辩的准备工作及毕业答辩2013.05.262013.06.15摘 要外啮合齿轮泵是一种常用的液压泵，它靠一对齿轮的进入和脱离啮合完成吸油和压油，并且均存在泄漏、困油现象以及噪声和振动。而减小外啮合齿轮泵的径向力是研究外啮合齿轮泵的一大课题，为减小齿轮泵径向力，本次设计中采用了变位齿轮，并且对轴和轴承的设计及选择作出了要求较高。困油现象引起齿轮泵强烈的振动和噪声还大大缩短外啮合齿轮泵的寿命，为解决困油问题，本次设计采取办法是开卸荷槽，这里采用的是对称式双矩形卸荷槽，在保证高低压腔互不相通的前提下，使困油容积与吸油腔或压油腔相通。关键词：外啮合；齿轮泵；变位齿轮；困油 ABSTRACT The external gear pump is a commonly used hydraulic pumps, which rely on a pair of meshing gears into and out of oil pressure to complete, and there are leakage, the phenomenon of trapped oil and noise and vibration. Reduce the external gear pump of the radial force is the external gear pump is a major issue, in order to reduce the radial force more pressure external gear pump uses a variable gear and the shaft and bearings are higher. To solve the leakage problem, low pressure gear pump and other methods can be used to solve higher precision, while for the high-pressure external gear pump are needed to increase the floating sleeve or elastic side panels of the solutions. Phenomenon caused by trapped oil gear pump is also a strong vibration and noise are considerably shorter service life of external gear pump to solve the oil problem is trapped unloading opening slot. Keywords: external mesh ;gear pumps;variable gear;trapped oilII目 录摘要 ABSTRACT 第1章 绪论 1 1.1 研发背景及意义1 1.2 外啮合齿轮泵基本设计思路1第2章 带传动设计2 2.1 选取电动机 2 2.2 概述带传动优缺点 2 2.3 带传动设计计算 2 2.4 带轮结构设计 5第3章 外啮合齿轮泵的设计 6 3.1 齿轮的设计计算 6 3.1.1 材料选择6 3.1.2 参数确定6 3.1.3 校核 8 3.2 结构形式确定9 3.3 轴的设计与校核9 3.4 卸荷槽尺寸设计计算 13 3.4.1 困油现象的产生及危害 13 3.4.2 消除困油现象的方法 14 3.4.3 卸荷槽尺寸设计 16 3.5 进、出油口尺寸设计183.6 轴承选择 18 3.7 键的选择及校核 19 3.8 泵体的设计 20第4章 结论 21参考文献 22致谢 23四川理工学院毕业设计第一章 绪论1.1 研发背景及意义随着社会的发展，齿轮泵更广泛的应用于各种工业，工业自动化程度越来越高，需要达到的精度也越来越高，市场竞争力越来越激烈。这就要求齿轮泵的设计制造在秉承了原来的先进技术之外，要不断攻克新的技术难点。此次研究在达到课题给出的条件要求之外力争改善外啮合齿轮泵的如下难点：高压化、低流量脉动、低噪声、大排量、变排量，为社会工业发展提供性能更强、更稳定的外啮合齿轮泵。本次设计在对外啮合齿轮泵工作原理和流量脉动机理分析的基础上，为外啮合齿轮泵的结构设计奠定基础。在此基础上进行了外啮合齿轮泵的结构设计，计算出使流量脉动最小的齿轮参数，这对于促进机械装备的技术进步、降低机械装备的制造成本具有十分重要的意义。同时通过本次设计可以增强自身的文献检索能力、沟通表达能力，并且能再次巩固并熟练CAD制图软件等。1.2 外啮合齿轮泵基本设计思路及关键技术外啮合齿轮泵主要由主、从动齿轮，驱动轴，泵体及侧板等主要零件构成。泵体内相互啮合的主、从动齿轮与两端盖及泵体一起构成密封工作容积，齿轮的啮合点将两腔隔开，形成了吸、压油腔，吸油腔内的轮齿脱离啮合，密封工作腔容积不断增大，形成部分真空，油液在大气作用下从油箱经吸油管进入吸油腔，并被旋转的轮齿带入压油腔，压油腔内的轮齿不断进入啮合，使密封工作腔容积减小，油液受到挤压被排往系统，这就是齿轮泵的吸油和压油过程。根据外啮合齿轮泵的工作原理及其设计要求，可以总结出设计思路如下：1. 根据适用场合选择齿数：2. 根据需要的排量计算模数：3. 齿轮变位；4. 轴的设计与校核；5. 开卸荷槽；6. 进出油口尺寸设计；7. 标准件选取；8. 选择泵体壁厚。其中关键技术为齿轮的设计。23四川理工学院毕业设计第二章 带传动设计2.1 选取电动机Y系列电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，工作环境温度不超过+40，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床、泵、运输机等。根据齿轮泵的输入转速及带传动的传动比要求，选取电机型号为Y100L-2，其参数如下：P=3kw；n=2870r/min。2.2 概述带传动优缺点带传动是两个或多个带轮之间用带作为挠性拉曳零件的传动，工作时借助零件之间的摩擦来传递运动或动力。带传动是具有中间挠性件的一种传动，所以：1）能缓和载荷冲击；2）运行平稳，无噪声；3）制造和安装精度不像啮合传动那么严格；4）过载时将引起带在带轮上打滑，因而可防止其他零件的损坏；5）可增加带长以适应中心距较大的工作条件。带传动和摩擦传动一样，也有下列缺点：1）有弹性滑动和打滑，使效率降低和不能保持准确的传动比；2）传递同样大的圆周力时，轮廓尺寸和轴上的压力都比啮合传动大；3）寿命较短。2.3 带传动设计计算由于V带传动应用广泛，这里选用V带传动。其设计如下; 定V带型号及带轮直径工作情况系数 由机械设计表11.5 计算功率 带型号选择 由图11.15 Z型小带轮直径 由表2-1 表2-1 V带带轮最小计算直径型号YZABCDE205075125200355500 大带轮直径 （2-1） 大带轮转速 = 计算带长 求 = 求 = 对于V带传动，中心距a 的范围为： 即 初取中心距 =400 带长 = 基准长度 由机械设计图11.4 求中心距和包角中心距 （2-2） 小轮包角 （2-3） 求带根数带速 = 传动比 带根数 由表11.8 由表 11.7 由表 11.12 由表 11.10 （2-4） 取求轴上载荷 张紧力 轴上载荷 2.4 带轮结构设计2.4.1 确定带轮结构类型 根据设计计算，带轮属于中小直径，故可采用腹板式。2.4.2 V带轮轮缘尺寸表2-2 V带带轮轮缘尺寸参数 e f B D Z型 3 8 12 8 6 64 8.5 148 154 38 2.4.3 材料 由于带速，故常用材料HT200。 V带参数如下：表2-3 V带参数型号bhqV108.560.06第三章 外啮合齿轮泵的设计3.1 齿轮的设计计算 3.1.1材料选择 外啮合齿轮泵是中高压齿轮泵，所以材料强度要求较高，根据资料选择齿轮材料为45钢，正火处理齿面硬度230HBS，同时选取8级精度，进行渗碳淬火，56-60HRC，渗碳层深度1-1.3硬度，而磨齿后需要进行同探伤检测。 3.1.2 参数确定定齿数 根据液压元件与系统可查得，但考虑到实际上齿间的容积比轮齿的有效容积稍大，所以齿轮泵的理论排量应比计算得较大，并且齿数越少差值越大。考虑到这一因素，在公式中乘以系数K以补偿其误差，则齿轮泵的排量,通常K=1.06-1.115，即。齿数少时取最小值，反之取最大值。 若要增大排量，选择增大默数比增加齿数更为有利。若要保持排量不变，要使泵的体积很小，则应增大模数并减小齿数。减小齿数可减小泵的外形尺寸，但齿数也不能太小，否则不仅会使流量脉动严重，甚至会使齿轮啮合的重合度。 一般齿轮泵的齿数Z=6-30。用于机床或其他对流量的均匀性要求较高的低压齿轮泵，一般取Z=14-30；用于工程机械及矿上极限的中高压和高压齿轮泵，对流量的均匀性要求不高，但要求结构尺寸小，作用在齿轮上的径向力小，从而延长轴承的寿命，就采用齿数Z=9-15。而近年来新设计中高压齿轮泵时，都非常注意降低泵的噪声，因此所选齿数有增大趋势，Z=12-20。而只有对流量均匀性要求不高，压力很低的齿轮泵才选用Z=6-8.综上初选齿数为12。定模数m 由齿宽和齿顶圆的比值得，即，对标准齿轮C=2，对于修正的齿轮C=3，将此表达式代入排量近似公式得,故。 对于齿宽选择，其与齿轮泵的流量成正比，增加齿宽可以相应的增加流量，而齿轮与泵体及盖板间的摩擦损失及容积损失的总和与齿宽并不成正比。因此，齿宽较大时，液压泵的总效率较高，但对于高压齿轮泵，齿宽不宜过大。一般对于高压齿轮泵，B=(3-6)m,对于低压齿轮泵，B=(6-10)m。根据以上原则，取B=5.4m,将其带入排量公式 。式中：B为齿宽； V为公称排量； Z为齿数； M为模数。代入数值为 。根据机械设计得：表3-1 标准模数圆柱齿轮第一系列11.251.522.534568121620取其标准模数为m=5，压力角。标准齿轮传动虽具有设计简单、互换性好等一系列有点。但其也有些不足之处。例如：要求齿轮齿数，否则将产生根切现象；标准齿轮不适用于中心距的场合。为了改善标准齿轮的上述不足，就必须突破标准齿轮的限制，对齿轮进行必要的修正。现在最为广泛的是变为修正法，即采用变位齿轮。如果需要制造齿数少于17，而又不产生根切现象的齿轮，可采用减小齿顶高系数及加大压力角的方法。但减小齿顶高系数将使重合度减小，而加大压力角要采用非标准刀具。除这两种方法外，解决上诉问题的最好方法是在加工齿轮时，将齿条刀具由标准位置相对于轮坯中心向外移出一段距离，从而避免根切现象。这种用改变刀具与轮坯的相对位置来切制齿轮的方法，即所谓变为修正法。这时刀具的分度线与齿轮轮坯的分度圆不再相切，这样加工出来的齿轮由于已不再是标准齿轮，故称其为变位齿轮。齿条刀具移动的距离称为径向变位量，其中为模数，为经向变位系数。据此得 ：变位系数 。齿宽 B=55.4 B=27mm 确定齿轮其他参数啮合角 中心距 分度圆直径 （3-1） mm齿顶高 = 齿根高 齿顶圆直径 （3-2） =2(60/2+6.48) 齿根圆直径 （3-3） =60-2（6.48+0.255-25/17） 3.1.3 校核按齿根弯曲疲劳强度校核齿轮，因从动轮受力大，故只需校核从动轮。根据公式： 式中 ,机械设计图12.21 ，机械设计图12.22 代入数值 齿轮合格。3.2 结构形式确定在确定结构形式时应考虑以下几个内容： 1.减轻径向力的结构设施； 2.是采用三片式结构（由前泵盖、泵体、后崩盖组成），还是采用两片式结构（由壳体和前盖组成）。现在广泛采用三片式结构，其有以下优点： 1）毛坯容易制造； 2）便于机械加工； 3）便于布置双向端面间隙的液压自动补给； 4）便于双出轴布置。 3.齿轮与轴做一个整体还是做成分离式通过键连接。 将齿轮与轴做成整体，其优点是结构紧凑，装配方便；将齿轮和轴做成分离式，其优点是加工工艺性好，齿轮侧面加工较容易，在平面磨床上很容易加工相同的齿宽，这种结构在大排量泵中常见。3.3 轴的设计计算 3.3.1 齿轮轴材料及技术要求轴的材料主要采用碳素钢和合金钢。碳素钢比合金钢廉价，对应力集中的敏感性较小，所以应用较为广泛。 常用的碳素钢有30-50钢，最常用的是45钢。为保证其力学性能，应进行调质处理。不重要的或受力较小的轴以及一般传动轴可以使用Q235-Q275钢。这里选用45钢，调质处理。因为调质处理后具有较好的综合力学性能能，即强度高、塑形和韧性好。所需硬度达到220-260HBS。 3.3.2 传动轴长度和半径的确定主动轴结构图3-1 主动轴结构图初步估算轴的最小直径： = （3-4） 式中C-由轴的材料和受载情况所决定的计算常数，具体见下表：表3-2 系数C轴的材料354512-2020-3030-4040-52C160-135135-118118-106107-97这里取C=118，代入数值。轴段1：此处安装螺母对带轮进行定位，同时需要标准型弹簧垫圈，故其长度，直径。轴段2： 此处安装带轮，由于带轮宽度为64，故其长度,直径。轴段3： 此段安装后泵盖，同时安装轴承，故其长度，直径。轴段4和6： 安装垫圈，长度，直径。轴段5： 此处安装齿轮，根据齿轮参数可得，长度，直径。轴段7： 此处安放轴承，根据其参数得，长度，直径。综上，主动轴长度及直径整理如下：表3-3 主动轴长度及直径参数轴段123456725605042741716182018221820从动轴设计: 由于从动轴较短，故与齿轮设计一起，设计为齿轮轴。此对齿轮参数完全相同，故此轴长度及直径如下：表3-4 从动轴长度及直径参数轴段1231731172018203.3.3 轴的校核轴的强度计算主要有三种方法：许用切应力计算、许用弯曲应力计算、安全系数校核计算。许用切应力计算只需知道转矩的大小，方便简单，但计算精度较低。它主要用于下列情况：1）传递以转矩为主的传动轴；2）初步估算轴径以便进行结构设计；3）不重要的轴。许用弯曲应力计算必须先知道作用力的大小和作用点的位置、轴承跨距、各段轴径等参数。为此，常先按转矩估算轴径并进行轴的结构设计后，即可画出轴的弯曲合成图，然后计算危险截面的最大弯曲应力。安全系数校核计算主要用于重要的轴，计算精度较高，但计算复杂，且常需要足够的资料才能完成。以上三种方法可单独使用或逐个使用。但一般转轴按需用弯曲应力计算已足够可靠，不一定在用安全系数校核。所以这里选用许用弯曲应力进行校核。由于轴材料选用45钢，。齿轮受力： 转矩： = 圆周力： 径向力： 轴的受力图如下，根据力平衡求出支撑反力画得弯矩图和转矩图如下：图3-2 主动轴受力分析及其弯矩、转矩用插入法由表16.3得： 由弯曲应力计算公式 式中 代入数值得： 满足条件，此轴合格。3.4 卸荷槽尺寸设计计算 3.4.1 困油现象的产生及危害齿轮泵在工作过程中, 同时啮合的齿应多于一对，即重合度系数大于一（一般取1.05-1.15），才能正常工作。虽然从理论上讲，重合度小于等于1，齿轮不会出现间断吸压油现象，也不会产生困油现象，可以正常工作，但考虑到制造误差，实际工作时啮合系数往往会小于1。因而齿轮泵的输油率就很不均匀，会出现时而输油时而不输油的不正常现象，瞬时流量的差值可达30%左右，齿轮泵不会正常工作。当重合度系数大于1时，齿轮泵在啮合过程中，前一对齿尚未脱开啮合，后一对齿已进入啮合，所以同时啮合的齿就有两对。当重合度系数等于1.05时，两对齿轮同时啮合的时间为9.5%；当重合度系数等于1.15时，两对齿轮同时啮合的时间为26%。因此，在两对齿之间形成了和吸压油腔均不相同的闭死容积，即困油容积，随着齿轮的旋转，闭死容积的大小还会发生变化，这就是困油现象。齿轮泵的困油现象，由于齿侧间隙的大小不同，闭死容积变化曲线也不同。下面按有齿间隙和无齿间隙两种情况进行分析。下图为有齿间隙的齿轮泵困油现象示意图。当新的一对齿在A点开始啮合时，前一对齿在B点啮合尚未脱开，在它们之间形成一个困油容积,此时困油容积最大，由于存在齿侧间隙，和是相通的，当齿轮按图示方向旋转，逐渐减小，逐渐增大，而整个困油容积减小，当齿轮旋转到两个啮合点对称于节点P时，最小。当齿轮继续旋转，减小，增大，而增大，直到前一对齿轮即将在C点脱离啮合时，增大到最大值。图3-3 有齿间隙的齿轮泵困油现象示意图3.4.2 消除困油危害的方法困油现象是齿轮泵不可避免的技术问题，必须采取措施解决。消除困油现象一般是在和齿轮端盖接触的甭盖上开卸荷槽。开卸荷槽总的原则是：在保证高低压腔互不相通的前提下，设法使困油容积与吸油腔或压油腔相通。卸荷槽的结构形式，一般可分为三种：1. 相对齿轮中心线对称布置的双卸荷槽 1) 对称布置的双矩形卸荷槽 2）对称布置的双圆形卸荷槽 2.相对齿轮中心线不对称布置的双卸荷槽1）向低压侧偏移的不对称布置的双卸荷槽2）向高压测偏移的不对称布置的双卸荷槽 3.单个卸荷槽 1）仅压油腔有卸荷槽 2）仅吸油腔有卸荷槽卸荷槽的位置与齿轮的齿侧间隙大小有关，无齿侧间隙或间隙很小时，其距中心线的距离要小，只相当于有齿侧间隙的一半。一般齿轮泵大都具有齿侧间隙，因此这里只介绍有齿间隙的卸荷槽。卸荷槽的形状一般分矩形和圆形两种，在实际生产中，相对齿轮中心线不对称布置的双圆形卸荷槽应用较为普遍。下面简单介绍几种常用的卸荷槽：1. 相对齿轮中心连线对称布置的双卸荷槽 对称布置的双卸荷槽的位置，应保证如下条件： 1）当困油容积开始由大变小、液体受挤压时，该容积应与压油腔相通。 2）当困油容积为最小时，压油腔应与吸油腔隔开。 3）当困油容积开始由小变大时，该容积应与吸油腔相通。(1) 对称布置的双矩形卸荷槽下图所示为有齿侧间隙的对称双矩形卸荷槽结构图。图中困油容积正处于最小位置，两个卸荷槽的边缘正好和啮合点D和E相接。两卸荷槽之间的距离a因保证困油容积在达到最小位置前始终和压油腔相通。在最小位置时，困油容积既不和压油腔相通，也不和吸油腔相通，过了最小位置后又始终和吸油腔相通。因此对a的尺寸要求严格，若a太大，困油现象不能彻底消除；若a太小，又会使吸油腔和压油腔相通引起泄漏，降低齿轮泵的效率。图3-4 有齿侧间隙的对称双矩形卸荷槽 （2） 对称布置的双圆形卸荷槽 下图所示为有齿侧间隙的双圆形卸荷槽。只要使圆形卸荷槽的圆周与困油容积处于最小位置时的齿轮啮合点D和E相交，即可达到卸荷目的。图3-5 对称双矩形、双圆形卸荷槽关系 2.向低压侧偏移的不对称双卸荷槽 有齿侧间隙的对称拴卸荷槽，用于低压齿轮泵已能满足卸荷要求，但对于中高压、高压齿轮泵，尚有卸荷不完善的缺点。为彻底解决困油现象，采用向低压侧偏移的不对称双卸荷槽。无侧隙的对称双卸荷槽，因两卸荷槽之间的距离仅为有侧隙双卸荷槽的一半，卸荷是充分的，不需要向低压侧偏移的卸荷槽结构。 向低压侧偏移的不对称双卸荷槽开设的原则是：在不使压油腔与吸油腔相通的前提下，使在压缩到最小值时始终与压油腔相通。3.4.3 卸荷槽尺寸计算根据以上所述，此处采用对称式双矩形卸荷槽。（1） 两卸荷槽的间距计算公式： （3-5）式中：刀具齿形角； 两个齿轮的实际中心距。 无侧隙啮合方程 节圆直径计算公式 所以： = 代入值得： = 高压侧和低压侧的卸荷槽边缘与齿轮中心线之间的距离和： (2）卸荷槽深度h h的大小影响困油容积的排油速度。因此应根据困油容积的变化率为最大值时，以卸荷槽中的排油速度为原则，来确定卸荷槽的尺寸h，即： （3-6） 由上式可得 结合理论与实验，只要使，即可满足条件。 =0.85=4，取。（3）卸荷槽宽度c 卸荷槽宽度的最小值应等于实际啮合线长度在中心线上的投影，即 （3-7） 为了保证卸荷槽畅通，应使卸荷槽宽度，同时又考虑齿根圆以内不宜开孔挖槽，以免削弱齿轮端面的密封，引起端面泄漏增加，使容积效率下降。故最佳c值确定原则为：使卸荷槽两端刚好与两个齿根圆相接。由此可得计算公式 = 取3.5 进、出油口尺寸设计 齿轮泵的径向力由于压油腔和吸油腔之间存在压差，又因泵体内表面与齿顶之间的径向间隙，使压油腔到吸油腔的齿槽中压力油的压力从压油腔压力逐级下降到吸油腔压力，这些液压力的合力就是作用在泵轴上的径向不平衡力。作用在泵轴上的径向不平衡力，能使泵轴弯曲，从而引起齿顶与泵壳体想接触，并造成轴承磨损，降低轴承寿命，这种危害随着齿轮泵压力提高而加剧。因此，应采取措施尽量减小径向力不平衡，具体的方法是： 1）缩小压油口的直径，减小压力油作用于齿轮上的面积； 2）增大泵体内表面与齿顶圆的间隙； 3）减小齿宽； 4）开压力平衡槽。 尺寸设计根据，且出油口油速小于8，进油口油速下于4，经计算得：进油口 ，圆整得进油口直径为25mm。出油口 ，圆整得出油口直径为20mm。3.6 轴承选择与滑动轴承相比，滚针轴承装有细而长的滚子（滚子直径D5mm，L/D2.5，L为滚子长度），因此径向结构紧凑，其内径尺寸和载荷能力与其它类型轴承相同时，外径最小，特别适用于径向安装尺寸受限制的支承结果。根据使用场合不同，可选用无内圈的轴承或滚针和保持架组件，此时与轴承相配的轴颈表面和外壳孔表面直接作为轴承的内、外滚动表面，为保证载荷能力和运转性能与有套圈轴承相同，轴或外壳孔滚道表面的硬度，加工精度和表面质量应与轴承套圈的滚道相仿。此种轴承仅能承受径向载荷。 由于这里轴承只受径向载荷，并且配合轴径，选取滚针轴承型号为NA4904。 其主要参数如下： 外径 内径 基本额定动载荷 轴承当量动载荷 （3-8） =3024N 轴承的计算寿命： （3-9） 3.7 键的选择与校核 根据设计需要，在安装带轮处，由于此段轴。根据设计手册表4-1，选用键 GB/T 1096。 在安装齿轮处，由于此段轴， 根据设计手册表4-1，选用键 GB/T 1096。 键的校核 = = = = 经校核，两键均满足要求。3.8 泵体的设计 根据资料选泵体的材料为高强度灰铸铁（HT300),由机械设计查得其强度极限，由材料力学知，对于铸铁等脆性材料，由于没有屈服点，破坏时无明显变形，则要求其应力不超过抗拉强度。但主观设定的的条件与客观实际之间还存在着差距，且构建需要有必要的强度储备，将材料的破坏应力除以一个大于1的数n，将这个应力值称为材料的许用应力。脆性材料安全因数n取2.0-3.5，在此，取n=3.则其许用应力为 泵体的强度计算可按厚壁圆筒粗略计算拉伸应力，计算公式如下： （3-10） 式中： 泵体的外半径 齿顶圆半径 泵体的试验压力 泵体的试验压力一般取齿轮泵最大压力的两倍，即 泵体的拉伸应力应小于等于泵体材料的许用拉伸应力，代入数值得： =20 即 为加工及装配等各方面合适，取。 第四章 总结 时间的步伐已踏入我们大学的尾端，而毕业设计就是我们在尾端的最后一个重要环节。它不仅有一定的学术价值和实用价值，更能反映出我们四年所学的专业基础知识和实际分析解决问题的能力。从最初的选题，开题报告到文献检索、收集资料，计算、画图直到最后改善完成设计，