油田用注水泵毕业设计.doc

西京学院本科毕业设计（论文）油田用注水泵毕业设计目录1 概述11.1注水泵的选择11.2 部件的选择11.2.1 叶轮的选择11.2.2 压出室的设计21.2.3 吸入室的选择21.2.4 泵的中段设计21.2.5 机械密封的选择21.2.6 本密封中PV值的计算41.2.7 密封系统的冷却冲洗41.2.8 密封中冲洗的方式及选择51.2.9 平衡装置的选择61.2.10 轴承的选择81.2.11 联轴器的选择82 设计及计算102.1叶轮的设计及计算102.1.1 泵的出口直径及流速102.1.2 确定泵的级数及比转速102.1.3 泵的的效率，功率计算及配备电机的选择112.1.4 几何参数的确定122.1.5 叶轮几何参数的具体计算122.2 叶轮强度校核182.2.1 叶轮盖板强度校核182.1.2 轮毂强度的校核182.3 轴的计算182.3.1 轴承的设计计算192.3.2 动压止推轴承的设计计算222.3.3 轴向力的计算242.4 轴的强度和刚度校核242.4.1 轴的强度和刚度校核242.4.1.1 轴的强度校核252.4.1.2 轴的刚度校核302.4.1.3 轴的临界转速的计算322.5 键与螺栓参数的选择342.5.1 键的校核342.5.2 螺栓的强度校核：342.5.2.1 螺栓的设计342.5.2.2 特殊螺栓的设计35参考文献37经济性分析38小结.39致谢.40附录： 文献综述41I1 概述1.1 注水泵的选择本设计课题是油田用的注水泵，现今普遍采用的高压泵有两种，即离心泵和柱塞泵。从压力来说单级离心泵无法满足本设计的要求，但可通过多级组合实现。柱塞泵能满足这一要求，但从流量上来讲柱塞泵通过多缸组合才能满足设计要求，而离心泵采用单叶轮的流量即可。 从结构上去分析，离心泵即使采用多级组合也有体积小，质量轻等优点。而柱塞泵则（多缸的话）其体积大，重量高，从性能上来说，离心泵可采用现在较为流行的机械密封，故其漏失小，效率较高。而柱塞泵其漏失严重，特别是在高压下，且其传动机构在高压下工作性能 不太稳定。 从介质上分析，本设计输送的介质为清水，对两种泵都较适合，但相对柱塞泵来说其漏失要大些。当然如果输送粘度较大或含杂质较多的介质（如泥浆）油田上还是多用泥浆柱塞泵。综上分析及参阅的相关资料和指导教师的建议，本设计最终选择多级式分段离心泵为设计对象。1.2 部件的选择离心泵的形式虽然多种多样，但其工作原理基本上是相同的。主要部分有泵壳，叶轮，轴，吸入室，压出室，密封装置，平衡装置及连轴器。本设计中的多级离心泵还有平衡管，滑动轴承，温度计等辅助装置。在多级离心泵中，其主要部件的结构和功能基本上相同，本设计中多级离心泵的主要部件的具体选择方式如下：1.2.1 叶轮的选择离心泵是通过叶轮对液体做功的。叶轮的好坏将直接影响到泵的性能。所以在整个设计过程中叶轮的设计是非常重要的。用于离心泵的叶轮形式很多。本设计中选用较常见的单吸式封闭叶轮。其大致结构如下：图1-1 叶轮1.2.2 压出室的设计对多级泵来说，压水室是指叶轮出口到泵法兰的过流部分，液体从叶轮中流出的速度是相当大的，但液体进入下一级叶轮或压水室后的输出管道时又要求液体速度降低到叶轮入口要求的速度。因此在离心泵中要求在水力损失最小的前提条件下完成如下任务。为使叶轮内形成稳定的相对运动。必须保证液体在压水室中的流动是轴对称的。把从叶轮内流出的高速液体收集起来。并把液体的大部分动能转化成液压能输送到压水管道或下级叶轮，而且在能量转化中不能破坏液流的轴对称运动，流出叶轮的液体应具有足够的速度动量，而且液体进入次级叶轮时要求其速度动量基本减少为零即压水室中必须清楚液体的速度动量。本设计中的压水室采用径向导叶室，但将反导叶叶片去掉。1.2.3 吸入室的选择吸入室是指泵进口法兰到叶轮入口前泵体的过流部分。吸入室中的水利损失要比压水室中的水力损失小得多，尽管如此，吸入室的好坏也将影响到泵的气蚀性能，而气蚀现象在离心泵中一般情况下是不允许出现的，因此对吸入室的设计也有一定的要求，具体的要求为：1.在创造的设计工况下，叶轮内有稳定的相对运动，因此，沿吸入室整个断流面液流的流速应尽可能地均一分布。2.将吸入室的液流流速转化为叶轮入口出所需的速度。本设计中采用环形吸水室，此吸水室各轴面内的断面形状和尺寸均相同。其优点是存在冲击和旋涡。并且液体速度分布不均，但可在吸水室中加入隔板。这样可以降低液流的斡旋改善其吸入性能1.2.4 泵的中段设计中段的在泵中起到紧固导叶的作用，其受力不大，可选用铸造的方式进行生产，材料选用Q235即可。1.2.5 机械密封的选择为了保证泵的正常工作，应防止泵中液体外漏和外界空气侵入泵内，此在泵壳与轴间的间隙要采取一定的密封措施。石油机械中常见的密封有填料密封和机械密封两种。填料密封具有结构简单成本低等优点，但填料密封是靠将填料紧压在密封室 内，使其包紧泵轴来达到密封的。因此其摩擦及磨损都非常严重，功耗也较大,密封性能较差，寿命教短且需要经常拧紧压盖更换填料，因此对于密封要求较高或密封介质压力较高时，填料密封一般情况下不易采用。图1-2 填料密封机械密封是靠一组研配的端面而形成密封的。所以机械密封又称为端面密封。机械密封的种类很多，但其工作原理基本相同。图1-3 机械密封简图 机械密封的特点是：将容易漏泄的轴向密封改成较能漏泄的静密封和端面径向接触的动密封，与填料密封相比其主要优点是泄漏量少，一般为10ml/h。泄漏量仅为填料密封的10%，寿命长，一般可连续使用12年，对轴的精度及表面粗度要求相对较低，对轴的振动敏感性相对较小，而且轴不受磨损，机械密封的功耗少，约为填料密封的1050%，但机械密封可靠性虽高但其造价也高，对密封元件的制造要求及安装要求也高，因此多用于要求较为严格的场合。根据本设计泵的参数及上面的分析比较，本人认为将轴封设计为机械密封，其靠性及经济性都较为合理。 该泵的机械密封选择为英国FLEXIBOX公司的产品，其型号为REP1250A6BSUOOL。该产品的具体结构形式见装配图中泵轴两端。1.2.6 本密封中PV值的计算：PV值是指密封液体压力P与密封端面平均滑动速度V的乘积，它表示机械密封的工作性能，其具体计算过程如下：平衡室内流体的压力Pe=5.4MPa. 则有P=5.4MPa(Pe的计算过程见第二章有关平衡鼓计算部分) 密封端面的平均滑动速度，根据密封端面的平均值D=140mm，由参考文献9第39页图130可查得Q=33.0m/s 所以pv=33.05.4=178.2MPa m/s1.2.7 密封系统的冷却冲洗:密封系统冷却冲洗的目的在于使机械密封散热，降温，润滑和洗涤，以改善其工作环境,提高密封技术的应用水平和扩大其应用领域，减少故障降低能耗，延长其使用寿命和泵的维修周期，为工厂的安全生产提供安全保证。机械密封在运转过程中是个热源，如下图所示：图1-4 机械密封与热源关系其热源来源于动静环的摩擦热旋转元件在密封介质中的搅拌热，辅助元件的震动及摩擦热这些热量会使密封腔中热量升高，尤其是摩擦幅端面的摩擦热会直接影响到密封件的使用性能，采用冲洗法可使密封腔中的热量随这冲洗液带走。1.2.8 密封中冲洗的方式及选择：机械密封的冲洗方式有很多种，常见的有以下三种：(1) 自冲洗和它冲洗。利用密封介质本身做冲洗液，由泵出口经孔到密封腔，如果介质本身不宜于做冲洗液，如粘度高的介质，可选用与介质想溶的介质做冲洗液，进行它冲洗。(2) 外冲洗和内冲洗。外冲洗是在摩擦幅外压下进行冲洗，其作用是对密封的泄露进行稀释，内冲洗实在摩擦幅内侧进行冲洗，其作用是带走摩擦幅产生的热及工作过程中产生的析出物，防止介质结晶，沉积，这种方式的大体结构如下图：图1-5 外冲洗和内冲洗示意图(3) 循环冲洗。在密封腔的附近轴上设一个小叶轮，借助小叶轮可将腔内的介质进行循环，带走其热量，此种方式虽然结构较为复杂，但与其他方式相比较，因为循环冲洗带走的热量与机械密封在运动中产生的热量相平衡，可以有利于节省能量的损耗。这种方式的大体结构如下图：图1-6 循环冲洗本设计中采用的是自冲式密封，即选用介质本身做冲洗液，这种冲洗方式的特点是：1.密封为静止式平衡型，旋转环可用硬质材料，补偿环可用软质材料并采用满足高PV值的材料组对。2.选择合理的密封环几何形状和支撑点其具有足够的截面厚度。3.对冷却冲洗作了周密的考虑，摩擦幅被均一的冷却，抑制了密封件的热变形。1.2.9 平衡装置的选择单吸式离心泵在运转时会产生一个轴向的作用力，此力称为轴向力，其方向指向叶轮的吸入口，对于多级离心泵来说，此轴向力很大有时可高达数万牛顿，这样大的轴向力将使泵的转子与静止的部件接触，造成损害，所以在设计中必须想办法平衡掉此轴向力。常见的用于平衡此轴向力的方式有以下几种：(1) 叶轮的对称布置，如下图所示：图1-7 对称布置叶轮这种对称布置平衡轴向力的方法简单，但增加了外回流管，使得泵壳笨重而且级间的泄露量增加，同时这种方法不能完全抵消轴向力，还必须装设推力轴承来平衡掉残余的轴向力。(2) 采用平衡孔的方式，其结构如下图所示：图1-8 平衡孔此种平衡装置方法简单，可靠，并且减少了轴封压力，但由于增加了泄露量，降低了泵的容积效率，同时从平衡孔中流入的流体与吸入口处的流体流向相反，彼此撞击而产生旋涡，破坏了流体速度的均一性，降低了泵的流动性能，其这种方式亦不能完全平衡此轴向力。(3) 背叶片，其结构如下：图1-9 背叶片这种方式是根据作用在叶轮后盖板的流体压力值随着背叶片间流体的旋转角度的增加而下降的原理提出的。常用于杂质泵，它除了能平衡轴向力外，还能阻止杂质进入轴端密封，提高轴端的使用寿命，这种方式要消耗一定的功率，降低泵的整体效率。(4) 平衡鼓，平衡鼓是装在末级叶轮后的一圆柱体，其大致结构如下图：图1-10 平衡鼓平衡前面的压力接近于末级叶轮的排出压力，而平衡鼓后面的压力等于吸入室中压力和平衡管中阻力损失之和，这个压力差值就是作用在平衡鼓上的平衡力，这种平衡方式在泵起停或其他运行条件发生变化时，不会发生平衡装置动静部分的磨损及咬合现象，所以其运行时是安全可靠的，但由于轴向力的计算不可能完全符合实际，且泵运行时可能会发生工况变化，而平衡鼓不能调整平衡力以适应轴向力的变化，所以平衡鼓只能平衡掉轴向力的9095%，其余的轴向力需由推力轴承来承受，这种方式被广泛应用于多级离心泵，所以本设计也采用了这中方式，当然常用的平衡方式还有平衡盘及平衡鼓和平衡盘的混合使用，其原理和平衡鼓的差不多，这里就不在分别叙述了，需要的话可以参见离心泵结构与部件一书。1.2.10 轴承的选择本设计中采用的轴承分两种：1.滑动轴承。2.滚动轴承。滚动轴承其优点是轴承磨损小，转子不会因轴承的磨损而下降很多，轴承间隙小，能保证轴的对中性，互换性好，维修方便，摩擦系数小，泵的启动力矩小，但其承受冲击载荷的能力差，在高速时易产生噪音，需求安装的准确度高。而滑动轴承在高的冲击载荷下工作可靠，平稳无噪音，因有润滑作用的油层而使其具有吸震的能力，其缺点是结构复杂，零件多，体积大，综合上述分析及设计参数，比较下知选择滑动轴承更符合要求些，其具体结构见装配图轴端部分。1.2.11 联轴器的选择 常见泵使用的联轴器多为挠性联轴器，其优点是：能补偿电机轴与泵轴的相对位移，缓和冲击，降低对联轴器安装的对中性要求,可改变轴泵的自振频率和避免发生危害性振动等。离心泵轴常用到的挠性联轴器有：弹性柱销联轴器，爪型弹性联轴器和膜片联轴器三种。现今分别叙述如下：(1) 弹性柱销联轴器弹性柱销联轴器以注销与两半联轴器凸缘相连，注销的一端以圆柱面和螺母于半联轴器图元上的锥形销孔形成固定配合，另一端带有弹性套，装在另一半联轴器凸缘的柱销孔中，弹性套用橡胶制成。弹性注销联轴器的特点是：结构简单，安装方便，更换容易，尺寸小重量轻，传动的扭矩大，其在水泵行业的标准是B1101，其最大许用扭矩为8316NM,最大轴径为200mm。(2) 膜片联轴器这种联轴器采用一组厚度很薄的金属弹簧片制成各种形状，用螺栓分别于主从轴上的两半联轴器连接而成，其特点是不需要润滑和维护抗高温抗不对中性性能好，可靠性高，传动的扭矩大，但其机构复杂造价高。(3) 抓型弹性联轴器这种联轴器其特点是体积小，重量轻，结构简单，安装方便，价格低，常用于小功率及不太重要的场合。从以上的分析并结合设计的要求可看出，抓型弹性联轴器传递的功率太小，不能满足要求，弹性柱销联轴器传递的扭矩太小也不能满足要求，且从可靠性和使用寿命上可看出在本设计中使用膜片时联轴器较为合理。而且这种联轴器在水泵业中的使用率也称上升趋势。2 设计及计算设计数据及要求为：流量Q=1042/h 扬程H=1600m 转速n=4500rph2.1 叶轮的设计及计算2.1.1 泵的出口直径及流速根据泵的结构设计可知泵的入口流速一般为=3m/s左右，所以有： (2-1) 取=350mm 泵进口直径 泵出口直径泵的实际进口流速 (2-2) 泵的实际出口流速 (2-3) 比较2.1.2 确定泵的级数及比转速： (2-4)H=1600/i i为泵的级数 H为单级扬程。取i=5 则=117 采取5级泵作为设计对象。2.1.3 泵的的效率，功率计算及配备电机的选择(1) 容积效率： (2-4)(2) 机械效率： 假定轴承机械密封损失为2%. (2-5) (3) 水力效率： (2-6) 此泵的总效率为 与设计要求0.75比可知满足效率要求(4) 功率的计算：有效功率： (2-7) 轴功率 (2-8) 配套功率 根据以上的计算结果和设计要求中的转速，本泵采用定做电机，泵定转速为1500r/min，然后用三级开速至4500r/min，功率为7000 kw。2.1.4 几何参数的确定 轴径和轮毂直径的确定： 扭矩 (2-9) 最小轴径d (2-10) 这里选择轴的材料为35 .d=100mm 初步确定安装叶轮处轴径为mm 轮毂的直径 (2-11) mm 这里取=190mm2.1.5 叶轮几何参数的具体计算当量直径 (2-12)mm叶轮出口直径 (2-14) mm叶轮出口宽度 (2-15) (2-16)mm叶片进口角，根据参考资料 =，叶片出口角。叶片数Z=6叶轮出口排利系数 (2-17)取mm，则 理论扬程 (2-18)叶片修正系数 (2-19) (2-20) (2-21)理论扬程 (2-22)m出口轴面速度 (2-23) m/s出口圆周速度 (2-24) m/s出口直径 (2-25) mm 叶片出口排挤系数 (2-26) 出口轴面速度 (2-27) m/s出口圆周速度 (2-28) m/s出口直径 (2-29) mm 相对误差 可以确定以395作为叶轮的出口直径。下面以来确定叶轮的各参数。出口圆周速度 (2-30) 出口轴面速度 (2-31) m/s出口圆周速度 (2-32) m/s无穷叶片出口处圆周分速度 (2-33) =70.22m/s叶片进口直径，这里取，mm叶片进口轴面速度 (2-34) m/s 叶片进口处绝对速度，一般情况下可取对抗气蚀升性能要求高的泵可取 (2-35)m/s叶片进口边宽度 (2-36)mm叶片出口处圆周角速度 (2-37)m/s叶片入口轴面速度 ， 叶片入口排挤系数，取 ， =11.56m/s叶片入口安放角度 (2-38) - 液体进入叶轮相对速度液流角叶片厚度 (2-39) 经验系数，取为5 为单级扬程（m） 为叶片数 为叶轮外径 (mm)这里取=8mm叶轮出口绝对速度和圆周速度的夹角 (2-40) 液流流出口叶轮的绝对速度 (2-41) 校核 (2-42)相对误差 。2.2.1 叶轮盖板强度校核叶轮材料选铸钢，这里把叶轮盖简化为一个旋转的圆盘： (2-43) 叶轮材料重度（=7.8N/） 为叶轮重度 m/s 根据kg/，即故叶轮盖板强度满足。2.1.2 轮毂强度的校核 为了使轮毂和轴配合不松动，在运转时离心力引起的应力可近似按下式计算： (2-44) E 铸钢弹性模量 kg/cm 叶轮轮毂平均直径。=180mm 由离心力引起的叶轮轮毂直径的变化 cm 由手册（10）查得轴径为150mm，配合的最小过盈合为0.030，故轮毂满足要求。2.3 轴的计算 2.3.1 轴承的设计计算(1) 滑动轴承，其大体结构如下图：图2-1 滑动轴承 滑动轴承的基本参数轴承的公称直径D，宽度B，径向间隙，对止推轴承还必须确定轴向间隙。表2-1 其选材及计算过程如下图宽度比 选取宽度B=88mmB=88mm 取为90mm压强F 轴承承受的径向力，大致估算为F=3000NMPa=MPa轴承的转速 m/sm/sPv值轴承材料由表17-1选ZChSnSbNb表2-2 润滑剂及润滑方式的选择牌号由表17.3机械油AN32平均温度自设Tm=Tm下油的运动粘度查图4-26mm/sTm下的动力粘度kg/m润滑方式的选择由k值选取润滑方式压力循环润滑表2-3 承载能力的计算相对间隙这里取为轴的转速索氏系数= 偏心率查图17.18表2-4 层流校核半径间隙mm临界雷诺数轴承雷诺数表2-5 流量计算流量系数查表17.19可得轴承润滑油体积流量表2-6 功耗计算摩擦特性系数查表17.20摩擦系数摩擦功耗Pu 表2-7 热平衡计算油的温升进油温升出油温升表2-8 安全度的计算最小油膜厚度轴颈表面粗糙度精磨，由表17.6轴承表面粗糙度精车，由表17.6安全度故此轴承安全2.3.2 动压止推轴承的设计计算图2-2 动压止推轴承表2-9 其计算过程如下表：计算过程 计算项目计算结果轴瓦内径根据结构确定取轴承外径取平均直径轴承宽度=mm轴瓦包角取轴瓦平均周长mm宽长比为瓦数填充系数平均压强 轴的轴向力，取其为叶轮中的轴向力AMPa平均圆周速度滑油牌号自定机械油AN32平均温升自定油在下的粘度见滑动轴承计算部分无量纲最小油膜厚度最小油膜厚度 无量纲功耗总功率无量纲平均量平均量2.3.3 轴向力的计算 叶轮前后两侧因液体分布情况不同引起的轴向力 (2-45) 试验系数 取k=0.6，i为叶轮级数 液体作用于叶轮入口处动反力 (2-46) 液体量的质量流量 kg/sG 液体重量的流量 n/s 叶轮进口处液体速度 m/s 总轴向力 方向指向吸入口2.4 轴的强度和刚度校核2.4.1 轴的强度和刚度校核 轴的具体结构参见零件图：其校核和方法见文献9，第十六章的计算公式轴的材料选用,，单个叶轮的重量为，轴的重量,轮毂的重量分别为叶轮的轴的轮毂的重量。单位载荷 作出轴的具体受力图：图2-3 其具体计算过程如下：集中载荷受力计算NN图2-4 集中载荷受力图均布载荷受力计算：图2-5 均布载荷受力图集中载荷弯矩的计算：叶轮和轮毂在简图中的位置分别为a,b,c,d,e,f. 图2-6 集中载荷弯矩图均布载荷弯矩的计算：图2-7 均布载荷弯矩图这是规定轴的弯矩顺时钟如上，逆时针如负集中截荷与均布截荷的合成计算从集中截荷与均布截荷的弯矩图中不难看出，此轴可能出现的最大弯矩处为b,c,d,三点，现计算比较如下由此可知此轴的最大弯矩为轴所受扭矩的计算根据第前面的计算可知：本轴所受的最大扭矩即为 弯扭矩的合成 轴所用材料的许用力.用插入法可得 最小轴径 由于本轴的最小轴径处处大于本轴的强度满足要求2.4.1.2 轴的刚度校核轴受载荷后发生弯曲变形扭转变形，如果变形易过大会影响到离心泵的正常工作，如发生咬死卡环等，所以轴的强校核后还必需进行刚度校核。本设计中采用能易质进行轴的弯曲变形，校核轴的开静刚度时可忽略轴的自重引起的变形，外力的影响可简化为傅中载荷和集中力矩来进行处理下面分别作出本轴的弯矩图、单位载荷受力图以供以后的计算进行参考 图2-8 单位载荷受力图（IN）图2-9 单位载荷弯矩图图2-10 集中载荷弯矩图表2-10 具体计算过程如下表分段012345678轴经110114120150150150144130114弯矩03393558615179547346137443377452832332908228758单位载荷弯矩24.892.4216.5514.2773.4955.61063.1634.2231.224.892.4216.5514.2773.4955.61063.1634.2231.249.6110.4304.6635.7789.61097.4883565.5165.6分度长度554019627027981318125301惯性矩7.198.2910.1821.7027.7021.2021.1114.028.297.654.8219.2512.4912.863.7315.068.9236.31015.1224.31148.53442.71573.87250.31883.32743.812.931.21052.82737.34502.31853.64427.01150.9012.946.31297.13866.87944.93427.411677.333034.22743.8第11行值求和=30990.7 一般转轴的许可找度取为L为两点间的跨距第6点即轴直截面允许的挠度由此可知，该点 轴的刚度满足。2.4.1.3 轴的临界转速的计算泵在运行过程中当轴的转速一定值时，运转便不稳定而发生反复的变形。这种现象称为轴的振动，如果继续提高转速，振动会衰减，运转恢复平稳，但当转速达到某一值时，振动又复出现，发生明显的变形转动，此转速称为轴的临界转速，同种类型的临界转可能会有好几个最好的一个称为第一阶临转速轴的工作转速不能与其临界转速重合或接近，否则会出现共振现象而使轴遭到破坏，计算临界转速的目的就是使轴的工作转速避开其临界转速保护轴延长其使用寿命。本设计中运用瑞利法即常说的能量法来计算轴的临界转速，该泵轴的简化模型如下图：图2-11 泵轴的简化模型 图中：1、2、3、4、5、6为叶轮平衡鼓（b）单个叶轮重量177N，平衡鼓质量为22（216N）两支点轴自重为192根据瑞利法中的计算公式 (2-47)此公式中为各点静挠度，可由材料力学课的挠度公式求出：本设计中轴的转速为 现根据离心泵设计基础的第8章 8-21 式可知根据本计算可看出 所以以该轴为挠性轴。注：本计算中用经验公式计算二阶临界转速是因为利用瑞利法计算高阶临界转速有很大的难度，但计算出的值与实际值往往有很大的偏差，所以这里采用经验公式计算准确性还会高些。通常情况下多级泵的轴都设计成常性轴，即泵的工作转速大于第一阶临界转速因为如果把多级泵的轴设计成刚性轴的直经增大、轮环直径及叶轮入口直径都会相应增大，这样会降低泵的效率和汽蚀性能。2.5 键与螺栓参数的选择键与螺栓的校核因为键和螺栓的校核较简单，其大体过程也相同，而且设计过程中都是根据相关资料及有关经验来选择设计的，所以这里只选择一个具有代表性的校核即可。2.5.1 键的校核:这里以叶轮联接键为例键型为 其截面尺寸为：宽b=66mm 高h=10mm键长l=68mm.根据文献9第7章键的强度计算部分由表7.1取叶轮轮环键槽的许用挤应力联接键所能传递的转矩 键的接触长 度实际中要传递的转矩为 可见键的强度不够，但叶轮与轴之间是过盈配合，键只起到辅助联接的作用，其承受的扭矩远小于计算中的扭矩其强度应是足够的。2.5.2 螺栓的强度校核2.5.2.1 螺栓的设计预紧情况下螺栓载荷的计算- 螺栓的最小载荷NB - 垫片的有效宽度 - 垫片的平均直径：mm - 垫片的预紧比压 取y=24MPa 操作工况下螺栓载荷的计算操作工况下螺栓载荷NM 垫片等数无固次0形圈m=0P 为设计压力MPa因为所以选计算;螺栓的面积螺栓的面积 设计温度下螺栓的许用力选用螺栓材料为其=200MPa(60-70) 螺栓的有效面积AmAp.这里取为Am=0.035m2螺栓光杆部分的直径do 根据标准可取螺栓.别的螺栓设计过程与此相同,这里不在分别设计,且因为设计过程中考虑到了强度要求故后面的校核在本说明书中就省去了。2.5.2.2 特殊螺栓的设计 本设计中会用到一些较为特殊的螺栓当遇到此类螺栓时可作如下特殊考虑：a 采用中部较细的双头细牙螺栓,这种结构的螺栓温差应力较小,耐冲击 抗疲劳 细牙螺栓有利于自锁,工作时螺纹受力均匀。b 提高螺栓的加工精度：一般情况下,高压螺栓的螺纹出差精度应达到精密的要求,螺栓与螺母有较好的配合。c 螺栓与螺母采用球面接触：当螺栓孔与端盖的垂直度有偏差时,为防止产生附加的弯矩而用螺母的垫圈球面接触,这样有利于进行自动调节。d 螺栓螺母的校核材料选用 一般情况下都选用强较高的材料且应具有足够的塑性及韧性,常用的材料是35GRMOA或是40MNB与之匹配的螺母为35GMOA或是35号钢。 参考文献1 泵国外基本情况编写小组编.泵M 第一机械工业部科学技术情报研究所北京：机械工业出版社，1981：80-1.2 刘维震 廖成锐.胜利油田注水泵的应用现状及发展J.石油机械，1999:41-43.3 周开勤.机械零件手册第五版M.天津：高等教育出版社，2000：90102.4 濮良贵，纪名刚.机械设计第七版M.西安：高等教育出版社，2000：335361.5 黄靖远，龚剑霞，贾延林.机械设计学M.第二版北京：机械工业出版社,1991：1320. 6 离心泵设计基础编写组.离心泵设计基础修订第一版M.北京：机械工业出版社,1974：1350.7 汪恺,杨树华,王炳扬,李安民.机械设计手册第2卷M.北京：机械工业出版社,1996：12220.8 刘鸿文.材料力学第4版M.北京：高等教育出版社,2004：242248.9 大连理工大学工程画教研室机械制图第五版M.北京：高等教育出版社,2002：2250.10 张广泰,韩成才.水力学与水力机械M.西安：陕西科学技术出版社,1995：212230.11 万邦烈.石油矿场水力机械M.北京：石油工业出版社,1992：1254.12 李文治.泵的构造与维修M.重庆：科学技术出版社重庆分社,1993：1240.13 黎克英,陆祥生.叶片式液压泵和马达M.北京：机械工业出版社,1994：1195.14 丁成伟.离心泵与轴流泵M.北京：机械工业出版社,1993：3220.经济性分析 我过油田上传用的注水泵多为离心式注水泵且都是成组地传用的，从离心泵的制造过程中可以看出这种泵的设计及制造成本是相当高的。如果制造过程中能够提高这种泵的传用寿命、减少其易损件的破坏、延长其维修周期，那么就能从整体上提高其效益。同时从设计的计算数据中可以看出这种泵消耗的功是相当大的，本设计中泵消耗的轴功率是6.7X103KW、而现阶段泵的效率是很低的为65%-75%,就按本设计泵的82.3%计算,一台这种泵浪费掉的功率.假定一个注水站由5台这样的泵组成,则一个注水站消耗的功率W=1186X5=5930KW,如果一个泵组一次工作的时间按50K计算,滑耗功为W=5930X50=2.965X105KJ.这样多的功相当于2000家用户一年的用电量,想想每个油田有多少个注水站,我国有多少个油田,累积起来这种浪费掉的功将是个天文数字(每年),由此可几,提高泵的效率是相当重要的,当然不仅仅是泵,提高所有机械的效率是我国也是全世界一个重要课题。从设计过程中可以看出,本泵的制造成本是相当高的,但结合其效益来看,本泵经济性就目前来说是可观的,因此泵的易损件少,采用的密封分式,平衡易引起泵破坏的轴的平衡力方式都是目前较新的分式,从效率高和使用寿命,即维修性能周期都较长,滑动轴承和推力轴承的可靠性高,工作性能好这些都有力保证了这种泵的可靠运行。再从其效率上来看,本泵的效率是82.3%,而且大多数泵的效率约为65%-75%,本泵的效率明显高于别种泵,即使此种泵的成本稍比别洋高些,但综合其效率来看,这种泵的经济应是目前较好的,这也是此种泵能在油田上得到广泛应用的原因之一吧。虽然本泵只是从理论上分析和计算而设计出的,其中的一些数据并未经过实践证实,但从其设计的思路及过程可知,这种泵的可行性是极高的,如果在实践中再加以改进,其经济性应是泵类中较好的一种。小结经过近一个学期的努力,大学四年的最后一课毕业设计也接近尾声,通过这次的毕业设计使我认识到许多东西。我们是机制业就只学机械方面的知识,翻开我们设计要求中的英文翻译部分,就可见一二，当初拿到英文资料时,打开一看满目的生词,借助于各种英文工具,逐词地查,译到最后还是有许地方无法译通,意思存在着牵强之意,再看我们 画图和打字,对于计算机学习不好的同学,刚开始时真有点老虎吃天无法下手的感觉,可以说英语和计算机不是我们专业的主课程,但到真的运用的时候,其价值就显示出来了,因此,经过这次的设计认识,在以后的工作岁月里,我们应该注意相关知识的积累和学习。社会的进步就是因为知识的发展的体现,在设计过程中的许多计算及其校核都是用经验公式进行的,如果要用理论上解决,我们所学的这点知识是远远不够的,泵的发展及其主要部件的改进速度也是相当快的,如果不参看和学习相关资料,我们现在还不知泵的种类及型式是那样多,再加上现在泵的效率还很低,还有待于提高,这需要知识和积累,和经验的丰富。知识只有运用实践才有价值,在学校里,因为缺泛实践,同学们常有种我们所学知识能干些啥的感觉,因