600S-75型双吸单级离心泵设计毕业设计论文.doc

xx大学机械工程学院毕业设计（论文）600S-75型双吸单级离心泵设计毕业设计论文1. 600S-75型单级双吸离心泵的主要设计参数S型双吸单级离心泵的吸入口与压出口均在水泵轴心线的下方，与轴线垂直呈水平方向，检测时无需拆卸进出口水管和电动机。泵的旋转方向：自电机端向泵看S型号为顺时针方向旋转，即吸入口在右，吐出口在左；S型号为逆时针旋转时，即吸入口在左，吐出口在右。泵的主要零件有：泵体、泵盖、叶轮、轴、双吸密封环、轴套等。除轴的材料为优质碳钢外，其余主要零部件为铸铁、铸钢、不锈钢等材质制成。经过静平衡检验的叶轮，用轴套和两边的轴套螺母固定在轴上，其轴向位置可通过轴套螺母进行调整，叶轮的轴向力利用其叶片对称布置，两面进水达到平衡。双吸单级离心泵可使用多种介质的传输，广泛用于工业、城市给排水、农田灌溉及各种水利工程、电站、工业流程系统的取水、加压、石油工程等。600S-75型双吸单级离心泵设计主要参数：流量：Q=3170=0.8806扬程：H=75m转速：n=970r/min,泵效率：=85%泵必需汽蚀余量：=7.7m泵进出口直径：600/400mm（参考）。2 600S-75型单级双吸离心泵的结构设计2.1 泵整体结构的设计本设计中泵的型号为600S75型双吸单级离心泵，这种泵一般采用双支撑结构，即支撑转子的轴承应位于叶轮两侧，且靠近轴的两端。本设计中泵的整体结构采用下图所示的形式。在这种形式的双吸泵中，双吸叶轮靠键、轴套和轴套螺母固定在轴上形成转子，是一个单独装配的部件。其位置可以用轴套螺母进行调节。泵转子由两轴承实现双支撑。此型离心泵是侧向吸入和压出的，泵的吸入口和压出口与泵体铸为一体，并采用水平中开式泵壳。这种结构的离心泵，检修时只需揭开泵盖而无需拆卸，十分方便。图2.1 单级双吸横轴双支撑泵（S型）2.2 泵主要部件的设计泵的主要部件有：叶轮、泵壳、密封装置等。2.2.1 叶轮 叶轮是水泵中最为主要的部件，因为叶轮是把动力机的能量传递给液流的，因此它的设计制造水平直接关系到泵的效率和性能。叶轮一般为铸铁整体铸成。在此次设计中的叶轮为闭式双吸叶轮。这种叶轮两侧均有吸入口，同时进水，叶轮左右两侧对称。叶轮前后两侧均有盖板。两盖板间夹着若干扭曲的叶片，盖板的内表面和叶片表面构成弯曲的叶轮流道。2.2.2 泵壳由于此次设计中的泵为单级双吸泵，故采用中开始式壳。它的吸水室、压水室，叶轮工作室和填料箱等都是有泵体和泵盖对合而成。两个半螺旋形吸水室对称的布置在螺旋形压水室和叶轮工作室的两侧。2.2.3 密封机构 在水泵中，有许多间隙的两端有压力差，从而造成泄漏。为了防止泄漏，需在这些间隙处这只密封装置。本设计中将采用填料密封。填料密封由填料箱，填料、填料压盖、水封环和铸与泵盖内的水封管组成。3. 600S-75型双吸单级离心泵的水力设计计算3.1 确定泵的进出口直径3.1.1泵的进口直径泵的进口直径由合理的进口流速确定，流速一般为3m/s左右,考虑到经济性和泵的用途，取泵的进口流速为=3.2m/s，则泵的进口直径由以下公式得：=0.5919m=591.9mm 按法兰标准,取=600mm3.1.2 泵的出口直径对于压力较高、大流量泵，泵的出口直径按下列经验公式确定 = ； 按法兰标准,取=400mm3.1.3 泵的进口速度 = 与假设的进口流速相近。3.1.4 泵的出口速度 =3.2 汽蚀计算3.2.1 装置汽蚀余量泵装置汽蚀余量可由公式来确定,取，则=1.1=8.47m3.2.2 泵的安装高度 = 常温清水情况下液体汽化压力水头，吸水管路损失=。3.2.3 汽蚀比转速3.3 确定比转速 3.4确定效率3.4.1 水力效率 3.4.2 容积效率 3.4.3 圆盘损失效率 3.4.4 机械效率假定轴承、填料损失为2%，。3.4.5 总效率 3.5确定功率3.5.1 轴功率 3.5.2计算配套功率 ； 其中配套功率系数通过机械设计手册选择电机的型号为：3.6最小轴径的确定及轴结构草图的绘制3.6.1转矩 3.6.2轴径计算泵轴应满足轴的强度或刚度及临界转速条件。因扭矩是泵轴最主要的载荷，开始设计时首先按扭矩确定泵轴的最小轴径，通常是联轴器处的轴径。初算轴的直径并将其圆整为标准直径。最后再对轴的强度、刚度和临界转速进行详细的校核。 泵轴选用45钢，调制处理。其中为泵轴材料的许用切应力。查表=25MPa-45MPa，取=40MPa。考虑到轴上有键槽，将其直径增大5%，则=为了使所选轴的最小直径与联轴器的孔径相适应，故同时选取联轴器的型号，查询机械设计课程设计选择弹性套柱销联轴器，联轴器的型号为HL9,公称转矩16000，许用转速1250。最终取。3.6.3 轴的结构草图绘制根据轴的结构工艺要求，考虑轴上零件的定位于固定，一级装配顺序，最小轴径为联轴器段，轴的结构草图如下：图3.1 轴结构草图3.6.4 轴封选择根据泵的使用要求，输送介质为工业或农业给排水，采用填料密封。3.6.5 轴承的选择查21，选用深沟球轴承，型号61828 GB/T276-19943.6.7 各段轴径的确定 因为和上安装了轴承，轴承内径为140mm，故和的直径为140mm。为了实现个零件的安装与位，取=152mm，=147mm， 是安装叶轮的轴段，取=158。联轴器内径为130mm，故=130mm，=134mm。3.7初定叶轮主要尺寸3.7.1 进口当量直径 系数查参考资料表4-2，取=3.54。3.7.2 叶轮进口直径 轮毂直径=（1.21.4）取 =1.2=1.2158=189.6mm最终取轮毂直径为=190mm。则叶轮进口直径 最终取=332mm。3.7.3 叶轮出口宽度 最终取。3.7.4 叶轮外径 3.7.5 叶轮出口角 离心泵的叶片出口角一般小于90，当取值较大时，H-性能曲线会出现驼峰，从而使泵的出现运行不稳定的情况。为了得到较高的效率，一般取1825，根据经验取。3.7.6 叶片数 其中取=。表3.1 叶片数按比转速选择参照表z因为水泵的比转速=92.2，故最终取z=6。3.7.7 确定叶片包角如果叶片数Z比较大，应该取的小一些。如果叶片数Z比较小，应该取的大一些。一般情况下可取，少数可达。与叶片间距的比值反映了叶栅稠密度，叫做相对稠密度，由表3.2决定。表3.2 离心泵叶轮叶栅相对稠密度35505570801201302202302802.12.31.92.11.71.91.51.81.41.6由前述计算可知，叶轮叶片数Z=6,则=，又因为水泵比转速=92.2，故=1.71.9，故。最终取叶片包角。3.8第一次精算叶轮外径3.8.1理论扬程 3.8.2修正系数 因为在本设计中采用蜗壳是压水室，故取=0.753.8.3静矩因为此泵为中比转速泵，故静矩可按来计算，故 =3.8.4有限叶片数修正系数 3.8.5无穷叶片理论扬程 3.8.6叶片出口排挤系数 是叶片出口端厚度， 是出口端轴面截线和轴面流线间的夹角。3.8.7出口轴面速度 3.8.8出口圆周速度3.8.9出口直径 3.9第二次精确计算叶轮外径3.9.1 叶片出口排挤系数 是叶片出口端厚度， 是出口端轴面截线和轴面流线间的夹角。3.9.2出口轴面速度 3.9.3 出口圆周速度 3.9.4出口直径 经两次计算取叶轮的出口直径。3.10叶轮出口速度3.10.1 叶片出口排挤系数 是叶片出口端厚度， 是出口端轴面截线和轴面流线间的夹角。3.10.2出口轴面速度 3.11 叶片进口安放角3.11.1 叶轮进口圆周速度 3.11.2 叶片进口轴面液流过水断面面积 其中=0.014737m, =m3.11.3 a流线叶片进口角 由轴面投影图假定=90，经计算得到的结果与假定的=0.95相接近。3.11.4 b流线叶片进口角 = 经计算得 =443.11.5 c流线叶片进口角 = 经计算得 3.12轴面流道图的绘制3.12.1 叶轮轴面投影图的绘制 叶轮各部的尺寸（、 ）确定之后，可画出叶轮轴面面积投影图。画图时，最好选择比转数ns相近，性能良好的叶轮图作为参考，并考虑所设计泵的具体情况加以改进。轴面投影图的形状，十分关键，应经过反复修改、力求光滑通畅。同时应考虑到：（1）出口前后盖板保持一段平行或对称变化；（2）流道弯曲不应过急，在轴向结构允许的条件下，宜采用较大的曲率半径。轴面投影图的绘制方法：（1） 作（2） 作（3） 作（4） 以适当的半径R和适当倾角的直线作后盖板流线（5） 以适当半径r和与后盖板相同倾角的直线作前盖板流线图3.2 叶轮轴面投影图3.12.2 轴面投影图过流断面面积检查途中曲线AEB和各轴面流线应相互垂直，是过水截面的母线。其作法为：在轴面投影图内，做流线的内切圆，切点为A和B。将AB与圆心O连成三角形AOB，把高OD分成三等份，等分点为E和C。过E点且与轴面流线垂直的曲线AEB是是过水截面的母线，其长度b可用软尺量出。三角形AOB的重心（C点）与AEB曲线的重心重合，重心的半径为。以过水截面形成图AEC为母线绕转轴一周形成过水截面，其面积F为 图 3.2 轴面液流过流断面面积检查图列表计算检查：表3.3轴面液流过流断面面积检查图 项目序号0130.75 71 58328.38 01 139.15 73.21 64007.8941.632 169.39 71.76 76374.8 95.43 210.62 67.08 88771.29 143.074 248.83 61.68 96433.27 184.125 293.23 55.12 101554.1 227.586 326.6 50.5 103630.46 261.137 360 46 104049.55 295.76一般从叶轮的入口处开始检查，的零点取在叶轮入口出，根据上表中的数据做出图线，图线应接近于光滑的直线。如下图所示：图3.3 流道过水截面变化情况3.13 叶轮叶片绘3.13.1 方格网保角变换法叶片绘型的思路和出发点在前面的设计计算过程中我们已经绘出了叶轮的轴面面积投影图并且分好了轴面流线，而每条轴面流线就是一条叶片的轴面型线。在轴面上画几条轴面流线，就会绘出几条叶片的轴面型线。只要把这些叶片的轴面型线沿过流断面光滑的连接起来，就能得到叶片工作面的形状。为了把叶片的形状表示出来，把一条轴面流线绕叶轮的轴心线旋转一周，则可得到一个旋转流面。旋转流面即是这样一个面，凡在这个面上的流体质点，它只会在这个面上流动，而不会流到这个面的外面。由于在绞线上的流体质点，它既要在流面内流动，又要在叶片表面上流动，因此这一条交线肯定是一条流线。若把每条这样的流线都确定下来，那么叶片的形状就能确定下来。为此，我们要在流面的圆柱展开面上做出方格网。由于在流面上作图很不方便，因此我们要把流面展开成规则的平面。但流面是喇叭形的花篮曲面，所以只有用保角变换法先把这个流面保角的变换成圆柱面，并保持叶片的型线的角度和坐标位置不变。然后把这个圆柱面展开成平面，就得到了平面上的正方形网格的方格网一级其上的工作免得型线。3.13.2 方格网保交变换法叶片绘型的具体过程和步骤（1）在轴面流线上分点 在轴面流线上分点相当于在流面上作方格网。具体分点的方法以流线bb上的分点为例。如图4所示，在叶轮轴面投影图胖作一出之于叶轮轴心线并交于其O点的直线O0；再从O点起做两条对称的直线OA和OB，各与中线0O成交角，这两条线代表两个相邻的轴面，他们之间的夹角（分点角）为=。根据包角的大小可以确定的大小。对于包角比较大的叶轮，则可取；包角比较小的叶轮，可取为或更小，常用叶轮包角通常为=。因为本设计中叶轮包角=，最终取=。这样，将使所做出的轴面截线数能够准确的反映出叶片的形状滨海较精确的绘出木模图。具体步骤： 图4上以O点圆心，以0O（叶片出口半径）为半径，在角的两线之间作一个圆弧，交中线于0点。 在轴面图的bb流线离出口不远处取一点1，仍以O点为圆心，以1点到轴心线的垂直距离为半径，再在分点角内再作一个圆弧，交中线于1点。 将中线上的01线段氛围两等份，以O点为圆心经过这个等分点在做一个圆弧，如果这个圆弧的长度为，而轴面路线上的01线段的长度为，如果，则需要修改点1 的位置，步骤同上，直至使=。如果图中=， 流线上的点1就确定下来。 此后，再在离点1不远处取一点2，此后步骤同上。以此类推，如此继续做下去，在流线上就能够确定3点、4点、，直至叶片进口的n点。 对于叶片泵来说，子叶轮的进口变起到进口边为止，大致作8点到12点左右。点数太多货太少就是取值不当，调整的值、重新分点，直至满足要求为止。 图3.3 叶片绘型图4 600S-75型单级双吸离心泵压水室设计4.1 压水室概述 压水室是指叶轮出口到泵出口法兰（对多级泵是到下一级叶轮进口）的过流部件。压水室的作用是将叶轮流出的液体聚在一起，形成对称的液流，然后送入泵的下一级叶轮或泵的出口；降低流速，将动能转化为压力能，从而降低水力损失；消除流动环量。压水室按其结构可分为螺旋形压水室、环形压水室、叶片式压水室。本设计中将采用螺旋形压水室。设计压水室时应遵循的原则：1）、压水室中的水力损失占到整个泵的水力损失的很大一部分，因此应尽量降低压水室的水力损失。 2）、应尽量使泵中的水流对称，从而提高泵的稳定性。3）、具有足够的强度，良好的经济性，并考虑到泵布置的要求。4.2压水室的水利设计4.2.1基圆直径 基圆直径是压水室的进口圆，它的大小决定隔舌与叶轮外径之间的距离。如果间隙过大，则会使水力损失过大；如果间隙过小，在流量比较大的情况下容易产生空化，引起振动和噪声。通常情况下 取最终取4.2.2进口宽度 一般情况下，压水室进口宽度大于叶轮出口外部宽度(为叶轮出口流道与前后盖板厚度之和 )，并应有一定的间隙，其中叶轮前后盖板厚度=10mm。 4.2.3隔舌安放角 隔舌位于涡室螺旋部分的始端，将螺旋线部分与扩散管隔开。隔舌与第八断面的夹角为隔舌安放角。大小应保证螺旋线部分与扩散管光滑连接，并尽量减少径向尺寸。高比转速的泵，取较大值。原因是大流量泵扩散管尺寸大，为了是流道需较大的角度以利加工。隔舌安放角与比转速的关系如下表。表4.1 隔舌安放角由于，参照表格最终取。4.2.4 隔舌螺旋角隔舌螺旋角为隔舌处内壁与圆周方向的夹角，为了使液流不冲击隔舌，一般取 其中，则 为水流在叶轮出口的绝对水流角，取。4.2.5 压水室面积的计算在螺旋形压水室设计中，在其平面上均匀选则8个截面，彼此间隔，设计时首先确定第断面面积。用速度系数法计算此面积：由图，查出速度系数与之间的关系计算速度： 式中H为单级泵的扬程。此时假设在压水室内速度均匀分布： 第断面面积： 其他各断面面积，按涡室各断面速度相等，根据轴对称流动假设有 4.2.6各断面形状的确定为了确定各断面形状尺寸，首先要确定角。一般情况下，取。则 求各断面高H及半径r（8个断面分别求）： =36.9mm=9.4mm=68.3mm=17.4mm=96.1mm=24.5mm=121.3mm=30.9mm=144.5mm=36.9mm=171.2mm=43.7mm=47.6mm=205.8mm=52.5mm4.2.7扩散管扩散管位于螺旋形压水管的后面，它的作用是降低流速，使液流的部分动。能转换为压力能，从而减少水力损失。扩散管的长度L应尽量小一些，但应具有合适的扩散角，一般取，取，压水室出口断面当量直径： 有前述计算可知，扩散管出口直径，由此可计算扩散管长度： ，取。4.2.8 螺旋形压水室绘型图4.1 螺旋形压水室绘型图5 600S-75型单级双吸离心泵吸水室设计5.1 吸水室概述 泵的吸水室是指泵进口法兰至叶轮进口拍前泵体的过流部分。吸水室中的水力损失要比压水室中的水力损失要小得多。吸水室的设计关系到水泵的空化性能，所以再设计水泵的吸水室时，应尽量保证吸水室的水力损失最小。吸水室按结构分为四类：直锥形吸水室、弯管形吸水室、环形吸水室、半螺旋形吸水室。鉴于此泵为单级双吸离心泵，故考虑采用半螺旋形吸水室。半螺旋形吸水室的特点是吸水室截面随流动的变化而改变，呈螺旋状，使叶轮进口的流速均匀。设计吸水室时应遵循的原则：1） 为了形成在设计工况下叶轮中稳定的流动，沿吸水室所有截面的流速必需均匀分布；2） 将吸入管路内的速度转换为叶轮入口所需的速度。5.2半螺旋形吸水室的水力设计流体在半螺旋形吸水室中流动，会在叶轮进口处形成速度环量，使水均匀进入水泵叶轮进口。半螺旋形吸水室的进口截面是直径为圆，然后光滑的过渡至螺旋形溪水截面。一般会以鼻端隔舌所在截面为吸水室0截面，顺时针转180为截面。假设大约有二分之一的流量流过截面，另外有二分之一流量从前部流入吸水室，从截面到0截面从大逐步变小。5.2.1确定各个截面液体的平均流速该速度按下式计算： 最终取 其中是叶轮进口速度。5.2.2确定各截面断面面积由于本设计中的泵为双吸泵，故认为通过第截面的流量为,故 其他各截面面积成比例的减小： 5.2.3 半螺旋形吸水室绘型图5.1 半螺旋形吸水室绘型图6 600S75型单级双吸离心泵主要零件的强度计算6.1 泵轴的强度计算6.1.1 离心泵轴向力的计算泵在运转的时候，其转子上将会作用一个很大的轴向力，该轴向力的方向与泵的轴心线相重合。对于大型泵和多级泵，这个力将会非常的大，泵的轴承将无法承受如此大的力，因此在设计泵的时候必须设法使之平衡。产生轴向力的原因有三个：（1） 水泵叶轮的前后盖板受压面大小不同，前后泵腔内的液体压强分布不同。从而作用于前后盖板上的液体压力及作用在吸入口的液体压力在中向上不能平衡，这样就造成了一个轴向力。这个轴向力是泵的主要轴向力。（2） 转子的重力是立式泵的轴向力的一部分，但对于卧式泵来说则无此部分轴向力。（3） 液体进入及流出泵的时候，其速度大小及方向都不相同，液体的轴向动量发生了变化，因此，据动量定理可知，在轴向产生了一个力。这个作用在叶轮上的力也是轴向力的组成部分。由于本设计中的离心泵为单级双吸离心泵，叶轮两边对称，两边进水，叶轮两侧的泵腔也是对称的，因此由于叶轮两侧液体压强以及动反力所产生的轴向力相互抵消。从而单级双吸离心泵的轴向力可以认为为零。6.1.2 离心泵径向力的计算本设计中的压水室采用的是螺旋型压水室，在水泵运转过程中，若实际工况离开设计工况，则叶轮将会受到奖项的液体压力。这是因为，当水泵在设计工况下运行时，叶轮出口出液体流出速度和压水室中液体的流速相等，液体流进压水室时不会产生撞击现象。压水室中各处的液体压强是相同的。一次作用于叶轮四周的液体压强相同。在叶轮上不会产生径向力。但当水泵的运转工况与设计工况不同时，液体流入压水室时将会产生撞击现象，把液体的动能转换为液体的压力能。压水室中各处的液体压强不相同，一次作用于叶轮四周的液体压强不相同，从而将在叶轮上产生径向力。叶轮的转动的残余不平衡质量引起的离心力也是产生径向力的一个原因。此外，对于卧式泵，转子的质量也是产生径向力的里一个原因。 （1）、由于叶轮四周压力分布不均而引起的水力径向力径向力的大小可由经验公式计算得到。对于中、低比转数泵，径向力的大小，可用A A斯切潘诺夫的经验公式： 式中： Q实际工况的流量)； 设计工况的流量()； 泵的扬程（m）； 叶轮出口的宽度（包括前后盖板的厚度）(m)； 叶轮外径(m)； 液体密度。在本设计中，则离心泵的径向力为： = 941.5N （2）、对卧式泵来说转子重量产生的径向力 =361.15N 在上式中： 轴的平均直径，=0.151m； 轴的总长度，=1.564 m； 叶轮前后盖板的厚度，=0.001 m； 叶轮出口直径，=0.72 m； 叶轮进口直径，=0.332 m； 轮毂平均厚度，=0.019 m； 轮毂直径，=0.19 m； 安装轮毂处轴段的直径，=0.158 m； 轮毂的长度，=0.234 m；液体密度，=1000kg/m。（3）、 叶轮残余不平衡质量引起的径向力 由叶轮残余不平衡质量引起的径向力的值可以由下式计算得到： =74.4N在上式中： 最大半径处的残余不平衡质量(g)取；叶轮的最大半径()，；泵的转速，=970r/min。由上述计算可知离心泵所受的总的径向力为： 6.1.3 离心泵所受扭矩的计算由第一张的计算可知，离心泵所受的扭矩 6.1.4 离心泵泵轴强度校核通过前述的设计计算，轴的主要结构尺寸，轴上主要零件的位置，以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因此可以按弯扭合成强度条件对周进行强度校核计算。 （1）做出轴的计算简图离心泵在工作过程中受到的主要载荷有轴向力、径向力和扭矩。轴计算简图如下图所示。其中A、B处为轴承的安装中心，C为轮毂中心。取向上或顺时针为正方向，列平衡方程： F=N经计算可得， =688.525N 图6.1 轴计算简图(2)做出弯矩图 根据上述简图，计算各力产生的弯矩，并根据计算结果做出弯矩图。 由于轴在C点出有集中载荷F作用，显然，在集中载荷两侧的轴段，其剪力和弯矩方程均不相同，故需将该轴分为AC和CB两段，分别写出其剪力和弯矩方程。 对于AC轴段，其剪力和弯矩方程分别为 0x594 0x594 对于CB轴段，其剪力和弯矩方程为 594x1188 594x1188经上式计算后可得到轴的如下图所示：图6.2 弯矩图(3) 做出扭矩图因为作用在轴上的外力偶，因此，各轴段上的扭矩相同。且各截面上的扭矩T=因此，该轴的扭矩图如下所示：图6.3 扭矩图（4）校核轴的强度 由上面的弯矩和扭矩图可以确定轴的危险截面在力F的作用点。力F作用点处为安装叶轮的部位，其轴径为158mm,并且在该轴段上有键槽。按第三强度理论，计算应力 通常情况下，由弯矩产生的弯曲应力是对称循环应力，而扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环应力。为了考虑两者循环特性不同所产生的影响，因此引入折合系数，则计算应力为在上式中弯曲应力为对称循环应变力。当扭转切应力为静应力时，取=0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时，取=0.6；当扭转切应力为对称循环切应力时，则取=1。 对于直径为d的圆轴，弯曲应力=,扭转切应力=,轴的弯扭合成强度条件为在上式中：轴的计算应力，MPa M 轴所受的弯矩，Nmm； T 轴所受的扭矩，Nmm；W 轴的抗弯截面系数，mm；对称循环变应力时轴的取用弯曲应力。本设计中的扭转切应力可看做对称循环变应力，故取=1。由于危险截面轴段上有键槽，故W= 在上式中：d校核轴段的直径，d=158mm；b键槽的宽度，b=32mm；t键的厚度，t=18mm；W= = =386874.66 mm因此=23.36MPa由于轴的材料为经过调制的45钢，因此=60MPa。所以,故该轴是安全的。6.1.5 精确校核离心泵轴疲劳强度的校核（1） 判断危险截面由于轮毂右侧的截面A即受到扭矩作用，又受到弯矩的作用，且有键槽。 所以，该截面即为危险截面。很显然其他截面不许校核，故只需校核A截面的左右两侧即可。（2） A截面的左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面A左侧的弯矩M为M=截面A上的扭矩为=9028200截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调制处理。查5表15-1得，。轴截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按5附表3-2查取。因= =0.0197，= =1.04，经插值后可查得 ， 。又由5附表3-1可得轴材料的敏性系数为： 。故有效应力集中系数为： 由5附图3-2查得弯曲尺寸系数，由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为： 轴未经表面强化处理，即，按下式计算的综合系数为： 又因为碳钢的特性系数： ，取 ，取于是计算安全系数的值： 故可轴截面A左侧是安全的。（3） A截面的右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面A左侧的弯矩M为M=截面A上的扭矩为=9028200截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力 过盈配合处的，由5附表3-8用插值法求出，并取，于是可得=2.8 =0.82.8=2.243轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为： 故得综合系数为 于是计算安全系数的值： 故可截面A右侧也是安全的。经上述计算可知该轴是安全的。6.2 键的强度计算平键连接传递力矩时，其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载，一般不会发生键的剪断。因此通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。假定载荷早平键的工作面上均匀分布，普通平键的强度条件为上式中：T传递的转矩，Nm；k键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h,h为键的高度；l键的工作长度，mm,圆头平键l=L-b,平头平键l=L,L为键的工程长度，b为键的宽度；d轴的直径，mm；键、轴、轮毂三者中最弱材料的需用挤压应力，；p键、轴、轮毂三者中最弱材料的需用压力, 。在此泵中共有两处用到键，键的材料均为45钢联轴器处的键选择GB/T1096-2003 b h L=32 18 220,此处轴径d=130mm,则 = =76.4MPa =120150 故联轴器处的键是安全的。轮毂处的键选择GB/T1096-2003 b h L=32 18 220，此处轴径d=158mm，则 = =62.86 =7080 故轮毂处的键是安全的。6.3 联轴器的强度计算弹性柱销联轴器的销轴的切应力为 Pa 上式中：z联轴器的柱销数,z=8；k工作情况系数，一般情况下取k=1.52.0；D联轴器的外径，D=410mm；d轴孔直径,d=130mm； 本设计中的联轴器为HL9弹性柱销联轴器所受的切应力为=0.747联轴器的材料为45钢，故=0.74795。故联轴器是安全的。6.4 盖板强度的计算离心泵叶轮盖板中的应力主要是由于离心力造成的，半径越小的地方应力越大，在和处的应力可由下式进行近似计算 （Pa）按等强度设计盖板，盖板任意直径处的厚度可按下式进行计算在上式中 材料密度（）；e=2.71828； 许用应力，对钢，对铸铁；，材料的屈服极限，拉伸强度。在本设计当中，叶轮所用材料为HT200，经查，其密度，由前述计算可知=36.44m/s,因此有 =7.67经查，HT200的=210，则 =7.67=42由的计算公式可知，只要在最小处的盖板厚度满足要求即可。有叶轮图可知此时的=215mm，在此处的盖板厚度为 = =0.0111m=11.1mm970r/min故离心泵转子不会产生共振。结论从拿到毕业设计任务书到现在已经四个多月了，而毕业设计也基本完成了。毕业设计对于大学生来说是一个很有价值的实践环节，他是我们进入社会之前的最接近实际的一次活动，是对我们大学四年来所学知识和技能的一次总结和提高。我的毕业设计课题是600S-75型单级离心泵的设计。虽然没有能到生产厂家去实地考察一下该型离心泵。但通过老师给的资料和自己在图书馆和在网络上查到的资料对该型离心泵有了初步的了解。然后通过两周的时间来学习了流体力学的基础知识和泵设计的一般方法。接着对所搜集到的资料和所学的知识进行整理规划自己的设计思路。在反复修改设计思路后，开始着手设计工作，进行设计说明书的撰写，主要包括单级双吸离心泵的整体结构设计、离心泵的水利设计计算、离心泵的压水室的设计计算、离心泵的吸水室的设计计算及离心泵主要零部件的校核。完成了设计说明书之后则是对之前的计算结果进行整理，着手绘制工程图纸。主要包括单级双吸离心泵的装配图，及泵盖、泵体、叶轮、泵轴、转子等零件的零件图。通过本次的毕业设计，我对单级双吸离心泵有了比较全面的了解，熟悉和掌握了单级双吸离心泵的设计理论和方法，在优化设计上也有了比较深的心得体会。但与国外同类产品相比较，目前我国泵行业依然存在很多的问题。与国外相比较，我国泵行业存在的主要问题主要有设备和工艺技术水平落后、共性研究技术不够、产业结构不合理、科研投入不足等。因此希望以后在这些方面我国的相关泵生产企业可以做的更好。参 考 文 献1 吴玉林,刘娟，陈铁军，陈乃祥.叶片泵设计与实例.北京：机械设计工业出版社，2011.42 丁成伟.离心泵与轴流泵原理及水力设计.北京：机械工业出版社，1981.73 濮良贵.机械设计第八版.北京：高等教育出版社，2006.54 关醒凡.现代泵设计手册.北京：宇航出版社，19955 瞿伦富.水利机械原理。北京：清华大学出版社，19916 吴玉林。流体机械和工程.北京：中国环境科学出版社，20037 查森.叶片泵原理及水力设计.北京：机械工业出版社，19888 关醒凡.泵的原理与设计.北京：机械工业出版社，19879 曹鹍.水轮机原理及水力设计.北京：清华大学出版社，199110 闫国军.叶片式泵风机原理及设计.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2009.1111