150AY150-2的离心式输油泵毕业设计

毕业设计（论文任务书题目学生姓名 学号

150AY150×2输油泵设计专业班级原始数据流量Q=180m3/h扬程H=300m转速n=2950rpm效率η=0.67介质相对密度ν=0.95NPSHa=3.6m介质温度：60-70℃用途：输送原油（75。设 内容：计 1、确定泵型、比转数，计算功率，选择电动机。（ 2、叶轮设计：确定叶轮进出口直径，宽度，进出口角度，及叶片厚度等参论 数。文 3、泵体设计：吸入室、压出室结构设计。） 4、轴向力、径向力的计算及平衡装置设计等。内 5、轴承设计：轴承选型、结构设计、校核计算、润滑与密封方式确定等。容及 6轴封设计轴封型式的选择设计计算、结构设计冷却措施的确定等。基 7、轴的结构设计，强度、刚度校核、临界转速计算等。本 8、联轴器选择与校核。要 9、键的校核。求 10、其它相关计算。要求：完成毕业设计应交出下列文件：1、开题报告（调研报告）1份。2、设计计算说明书1份。3、设计图纸：装配图1张(0#)20#图()。41份（15000外文字符。设计（论文）起止时间2011年2月21日至2011年6月5日设计（论文）地点年月日系（教研室）主任签名学生签名年年月月日日摘要150AY150280mm300m3NPSHa4.5m，效率是75%。本离心泵的设计主要集中在水利设计，机械密关键词：离心泵；效率；油；密封；轴承。Abstract:The.actionoftheOiltransferpumpistransportcrudeoilfromlongdistance.Itnotonlyusedatoilfield,butalsoinpetrochemicalindustry,oilrefinery,petroleumstoragedepotallhaveextensiveapplication.Thedesignisapumpwhichisacentrifugalandistotransporortoil.It’sakindof150AY150×2.Theentrancediameterofthepumpis80mm.It’sheadofdeliveryisanhour50cubicmetre.Thesystem’sNPSHais4.5metre.Theefficiencyis50%.Thecentigradeexeentis60~60degreecentigrade.Thiscentrifugalpumpdesignpaymoreattentiontohydraulicpowerdesign,mechanicalsealdesignandbearingdesign.These respect design are crucial importance to the performance of the pump:standorfallofthehydraulicdesignaffectedtheperformanceandefficiencyofthecentrifugalpump;Justifiabilityornotofthemechanicalsealdesigndirectinfluencetosecurityofperson,equipmentandpolluteenvirment;Bearingdesigningbecloselyboundupwith normal running o the centrifugal pump.Andcentrifugal pump’s loss,corrosioncontrolalsoarebetterimport.Keywords:centrifugalpump; efficiency; oile; seal; bearing.目录绪 论 1设计背景 1总的技术发展 1关键技术及现状 1泵的密封 1材料技术 1注要研究方向 2研究意义 2确定泵型 3确定泵的总体结构设计 3泵吸入口和排出口的确定 3确定比转数ns 3原动机的选择： 4最小轴颈的初步计算 4泵叶轮的设计 6叶轮主要参数的确定 6确定叶轮各参数 6叶轮进口直径D0的计算 7叶轮出口直径D2的初步计算 7叶轮出口宽度b2的计算和选择 7确定叶轮入口宽度b1 8叶片厚度 8叶片数的计算与选择 9水利分析 9叶轮外径D2的第一次精确计算 9叶轮绘型 11压出室及吸入室的设计 13吸水室的结构设计 13压出室的结构设计 14压水室的作用和要求 14任意断面的螺旋压水室的设计 14离心泵径向力、轴向力的平衡及平衡装置的设计 19离心泵径向力的平衡及平衡装置的设计计算 19径向力的平衡 19径向力的计算 19离心泵中轴向力的平衡及计算 20轴向力的计算 20轴向力的的平衡 22离心泵中主要零部件的设计 23轴的机构设计及校核 23轴的机构设计 23轴的校核 24求轴上的载荷 24按弯扭合成应力来校核轴的强度 24转子临界转速的计算 26联轴器的选择与校核 28联轴器的选择 28联轴器的校核 28键的选择和校核 29键的选择 29键的校核 29轴承的选择及校核 30轴承的选择 30轴承的校核 31轴及叶轮密封结构的选择 33叶轮密封环的选择 33确定叶轮入口宽度b1 33叶片厚度 34轴端密封 34泵的轴封结构 34机械密封的结构、分类、工作原理及优点 34选择机械密封形式的依据 35机械密封的冷却及润滑 36抽空破坏及防抽空的方法 36小结 37参考文献 38致谢 401 绪 论设计背景类环境意识的增强，环境法规的日益严格将成为推动世界泵行业技术发展的强大动力。总的技术发展著加快。关键技术及现状输油泵的关键技术体现在以下几个方面。泵的密封而且会造成危险。所以必须加强泵的密封减少漏油。填料密封是泵的传统密封结构，具有结构简单，费用低廉，使用方便等优点，但由于有一定量的泄露和在高速下效果差等问题，使用领域日益缩小。寿命长的优点（相对填料密封。但其结构复杂，安装难度和成本较高的缺点，有待于进一步提高。今后的发展很可能集中在采用上游式泵送和磁性流体密封或是类似的技术来提高密封系统功能的完整性。材料技术长期以来各种新型材料的开发和应用是推动泵技术发展的一个重要因素，目前泵寿命和可靠性，并扩展了泵的使用寿命范围。泵用材料体现在以下几个方面；铸铁作为一般场合中的首选泵用材料真在被不锈钢取代；塑料近年来在泵用材料中国显示了突出的作用；陶瓷材料在泵零件中使用正在日益增大；方面变得日益重要。注要研究方向研究意义地方，就有泵在工作。泵在国民经济中起着十分重要的作用。2 确定泵型确定泵的总体结构设计最后确定。泵吸入口和排出口的确定3m/s从制造方面考虑，大型泵的流速取大些，以减小泵的体积，提高过流面积，而提高泵vs=3m/s，所以有：4Q3.14Vs412034Q3.14Vs412033.14Ds=212mm（Qm3/s口直径相同所以此处取Ds=Dt=212mm式中：Dt 泵的排出口径；Ds 泵的吸入口径。nsH=1mQ=0.075m3/sns.一种类型的离心泵只有一种比转速而不同的离心泵具有不同的比转速由于本次设计的泵的流量Q=180m3/h、扬程H=300m、转速n=2950r/min所以有：n 4s (H)4i

3.652950180/36003.65n Q4 (3003.65n Q4 2原动机的选择：Q=180H=300mn=2950r/min5:60-70v=0.9、用途：输送原油（75﹪轴功率

0.9510 1501031201N10001000

10000.75

95(KW)计算配套功N、=KN=1.2X95=114(kw)扭矩N',

114M 9550 9550 369(Nm)n n 29502.5 最小轴颈的初步计算30.2Mn30.2Mnd式中：Mn-(N/M) Mn9550N'nN'KN K-工况系数（1.1-1.2）-泵煮材料的许用应力（N/㎡）对于普通优质碳钢可取105对与合金钢105

0.9510 1501031201轴功率 N

10000.75

95(KW)计算配套功率 计算配套功N、=KN=1.2X95=114(kw)扭矩M 9550nMn3Mn3

N'n336933690.2390105

95501142950

369(Nm)43.5mm d=44mmd≤100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%-7%10%-15%d=43(110%115%)48.4-49.85d=503 泵叶轮的设计叶轮主要参数的确定2 0 1 DDDβ1、叶轮出口直径Db2 0 1 确定叶轮各参数D0D1Dhβ1、叶轮出口直径D2b2。叶轮尺寸的确定主要有速度系数法和相似换算法，在本泵设计中采用速度系数利用统计系数计算过流部件的各部分尺寸。0D的计算031202950直径有关，进口速度一般不超过3-4米/能保证水利效率不变，所以如果所设计的泵对抗汽蚀性能要求不高，可选小的31202950Q3nD0Q3n

4

104(mm)式中：Q—泵的流量，对于双吸泵取Q2K0K0会改善大流量下的工作条K0兼顾效率和汽蚀：K0=4.0~5.0）此处取 K0=4.0取装叶轮处的直径为 Db=33mmDh=1.25x33=41.25mm圆整为 Dh=42mm22

的初步计算叶轮出口直径D2和叶片出口角β2等出口几何参数是影响泵扬程的最大因素。D K2 D2

253Q3nn Q3n式中： KD2

9.35( s)100

29.86b2的计算和选择b K2 b2

153Dnn 3Dn式中： Kb2

0.6100

60.5861b1v0（m/s）2ghv 2gh0 式中：Kv0

——叶轮入口速度系数，一般取Kv0

=0.1H——单级扬程v 0.1210804m/s0D1在叶轮流道入口边上取圆心，做流道的内切圆，内切圆圆心到轴心线距离的两倍即为叶片边直径D 叶片入口边直径一般可按ns确定。1。1≥ns=40~100D1≥

D0D

=104mm1 0.87b vQ 20 33.6mm1 DV 3.140.103410取整为 b1

=34叶片厚度由经验公式有： SKD2

Hi 1ZK（834.03.4；D2——叶轮外径（米）H1——单级扬程（米）807S40.259 158076mm0.5口环直径Dw

DH0

Hh10320201144式中：H1

——前盖板入口厚度，H——口环厚度，h——间隙厚度。叶片数的计算与选择叶片数对泵的扬程、效率、汽蚀性能都有一定的影响。选择叶片数，一方面考虑减少叶片的推挤和表面摩擦，另一方面又要使叶道有足够的长度，以保证液流的稳定性和叶片对液流的充分利用。要满足上述要求，叶片的长度L和叶道的宽度am应当符合比例CL/am。叶片数也可以由比转数选择如表2-13-1nsnsZ30~4580~1045~607~860~1208~7120~3004~6由于本次设计的离心泵的比转数为83所以选叶片数Z=7水利分析在分析保证最高水利效率值的叶轮尺寸的基础上，可推荐叶片的进口角为20~25度，又考虑到叶片对液流的推挤和正常的冲角3~5度，所以选1

20度，叶轮出口角取2

25度。2D的第一次精确计算22t2t1(ctgsin2)22 2732531(ctg25o)2sin90oK 12

1

0.9其中（t叶片节距）选 ，假定 90o2 2理论扬程 H t nk

800.85

94.118m选h

0.85（3） 叶片修正系数(0.650.85)(120.85(125)1.21 1

80 802 2 S (R2

2R1

( 2) 1) 2 2 2

(126.550)26.75mm2(D1

100mm)D2 1.20.12652P 2 0.4064ZS 70.00675R——叶轮叶片的出口半径；2Z——叶轮轴向投影中间流线的长度对轴心的静力矩。无穷叶片数的理论扬程HTHT(1P)70.588(10.4064)99.27m出口轴面速度Q 1V 6.7m2 DbK 200.870.2533.140.900.15v 22 2（ 0.87 （容积率）v 10.68n2 vs 3入口圆周速度((V2tgm2)HTg2

6.726.72tg25o99.2710U m2 2 2

2tg25o

38.5m/s出口直径38.560D 2 249.83250mm2 29503.14第二次精确计算：叶片出口排挤系数（D2

268mm）2t1(2t1(ctgsin2)22 22

1

0.8127732501(ctg25o)2sin90oQ 1V /sm2 DbK 200.870.2533.140.8120.15v 22 2出口圆周速度((V2tg2m2)HTgU m2 2 2

38.35出口直径38.3560D 2 248mm2 29503.142t2t1(ctgsin2)22 2732481(ctg25o)2sin90oK2

1

1

0.94出口轴面速度Q 1V 5.23m/sm2 v

DbK22

200.870.2483.140.940.15出口圆周速度((V2tgm2 )HTg2U m2 2

37.32出口直径37.360D 2 244mm2 29503.14叶轮绘型如下：DD2 0

（如图；Di

（Di

DD 2 D2

D的i i

()(D 1 2

D)1 ；i 1 DD2 1OAAAB；2OC2

Di 1

圆交与C点；A、CDi

交于另一点D;ODOEi

，并与AB线交于E点；EEAD点；OFi

D1

圆交于点F；D,F圆交于另一点G;OGGH

，并与DE线交于H;1HHDG点；EH点为圆心，分别以AE+SDE+S叶片变，即得叶片形状；相关数据： 20o 1

25oD244mm D2 DD

102mmD2i 2

1173mm(

)(D

D) (2025)(173102)i 1

2 i DD2 1

20 22.5o23o2441024 压出室及吸入室的设计吸水室的结构设计按机构分，吸水室可分为：直锥形吸水室、变管形吸水室、环形吸水室、半螺旋吸水室。根据本次设计需要选用直锥形吸水室。（如图4-1）这种形式的吸水泵水利性能好，结构简单，制造方便。液体在直锥形吸水室中流足要求。直锥式吸水室出口直径与叶轮出口直径相同，进口流速则按经济流速决定（3m/s左右7%~10直径，根据允许锥度（7~10度范围内）可确定直锥形吸水室的轴向长度。吸水室的进口直径应按标准管路直径选择，并应其实比此叶轮进口面积大（15%~20更均匀的引入叶轮。图4-1压出室的结构设计压水室的作用和要求（平中开泵则是到过流道之前（或进入压水管道中或输送到下一级叶轮入口，而且能量转换过程中不能破坏液体在压水室的轴对称流动；消除速度环流。况更为突出。因此，压水室设计的优劣将在很大程度上决定泵的完善程度。区较宽。80%~85%的动能转化为压能。扩散8度~12度。扩散角过大，会导致边界2.5~3，否须增大时，可利用具有突然扩大的台阶的扩散管，其工作性能优于加长扩散管。任意断面的螺旋压水室的设计参考已有的高性能泵的螺旋压水室的断面状况，画出所设计螺旋压水室的形状。bb3 2

0.05D2为此，需要确定螺旋压水室入口宽度b，3 F

0F360 8

与叶轮出口b2

及叶轮出口直径有关，加大入口宽度b3

对叶轮装配有力，因为加大b3

，可避免叶轮安装时对压水室轴线的过高精度要求。从水利性能看，加大b3可以部分回收圆盘摩擦损失的功率，提高水泵效率。基于上述考b=b+0.05D对于低比转数n

1303 2 2 s似，中间断面有时采用近似计算即： F

0F360 8紊流摩擦速度的分布趋向于平坦，因而近似计算对于低比转速泵无显著影响。法，螺旋式压水室断面的面积大小，由所选取的压水室内液体的流动速度决定。压水室内液体的速度按下式计算：2ghV2gh3 v3式中：V3

---螺旋式压水室中的速度系数。根据设计取V3

=0.42；H---泵的一级扬程。压水室中的液流速度决定后，可按下式计算第八断面：FQ8 V3在某安装角F为：F 2FF 1

F131 F b R r1 23 3F r R rcos12 2 3 90oF 3 360o

2上式中：rF1F2F3R

----断面过度圆弧半径；----断面中矩形部分面积；----断面中三角形部分面积；----断面中扇形部分面积；----断面外壁圆弧半径；r 压水室的基圆半径；3 断面侧壁倾斜角；有三角关系可知：sin

r R r 3 r r

sin

1sin将以上关系带入1式并整理且令sinA 1sin90oB 360

A2

cosB

r2bR3 3

rF 03 解一元二次方程，舍去所得根前的负号（因为R

r）得到欲求断3面外壁的所在半径R，R

r2bb3b24BF31~8F

R

B、A

根据方程（2）计算各断面对应的R。对于各断面侧壁倾角

相同时，则B、A

仅计算一次，只要在方程中带入F

，就可R

R

则可根据公式：r

rsin31sin2210802gh由 V2gh3 V3

0.42

/s所以有： F8

QV3

120120

2976.2mm2圆整为： 2976mm2

D

244基圆半径：r1.031.05 21.031.05 125.66128.13 2 2b3

b0.05D2

150.0524427.2mmb3

27取各断面侧壁倾角rsin则有： A 1sin

5osin 08sn590oB 360

A2

cos

90o5o 23.140.0823600.0810.08cos5o0.08b3b24BF3 827 27b3b24BF3 827 27240.0829768 2B 3

20.08圆整为：R8

225mmr

r

sin

1250.055mm所以取：r

5mm

3 1sin因为八个断面夹角分别相差45o，所以有：第七断面：7F

26047 8 8b3b24BF3 727 b3b24BF3 727 27240.0826047 2B 3第六断面：

20.086F

22326 8 8b3b24BF3 627 27b3b24BF3 627 27240.0822327 2B 3第五断面：

20.08F5Fb3b3b24BF3 5R 5 2B

27 2740.081860 r 125 3 20.08第四断面：F4Fbb3b24BF34R4 2B

27 27 40.081488 r 125 3 20.08第三断面：3F

11162727 27240.081116bb3b24BF333 2B

r 20.08 1251623第二断面：3F2F2727 27240.08744

744bb3b24BF322 2B

r 20.08 1251503第一断面：31F

3721 8 8

b3b24BF3127 27b3b24BF31R r 1251381 2B 3

20.085 离心泵径向力、轴向力的平衡及平衡装置的设计离心泵径向力的平衡及平衡装置的设计计算由于作用在叶轮两侧的压力不等，故有轴向力存在。泵转子上作用的轴向力主要有两部分组成：1叶轮前后盖板不对称产生的轴向力，此力指向叶轮吸入口方向，用F表示；12F表示2径向力的平衡2 D叶轮出口宽度B2 180度，可使径向力对称。单级蜗壳泵的平衡，可以采用双蜗壳结构或加导叶。此对于小尺寸的泵不宜使用。本次设计由于扬程较小、结构简单，所以产生的径向力可以由轴承抵消。径向力的计算当叶轮和蜗室协调工作的条件—了作用在叶轮上的径向力。所以作用在叶轮上的径向力可以用经验公式计算：p0.361

Q2HBDQ2 2 2dP--作用在叶轮上的径向力（公斤；Q---设计流量；dQ---实际流量；H--泵泵扬程（米；B叶轮出口宽度（包括前后盖板（米；2液体重度（公斤/米3（1000公斤/米3。径向力：

(120)20.52p0.36

800.030.2440.95103(120)2 800.030.2440.95103150.1997即： p1502（N）（当Qd

=Q时，径向力等于零；当Q=0时，径向力pmax

=2003（N）离心泵中轴向力的平衡及计算轴向力的计算的力不平衡而引起的。下图为一般单吸叶轮两侧的压力分布情况。叶轮出口压力为p2一般认为在叶轮和泵体间的液体受叶轮旋转效应的影响，以n/2的速度旋转，所以在叶轮和泵体间的压力按抛物线形状分布。rwrwp1abcd乘相应的面积就是作用在叶轮上的轴向力，轴向力大小可按下式计算：FKH(r2r2)1 i w hF作用在叶轮上的轴向力（公斤；1H单级扬程泵（米.；i液体重度（公斤/米3；r叶轮密封环半径（米；wr叶轮轮毂半径（米；hK--实验系数，与比转数有关，当ns

40~200K0.6~0.8。FKH(r2r2)1 i w h0.7809503.140.0028400.9157F=4009（公斤）1F2F1相反，是从言论后盖板指向前盖板的，其大小可根据动量定律由下式计算：F2式中：---液体的密度

QV1Q离心泵理论体积流量1V总的轴向力是两种轴向力的合力即F FFhe 1 2FF，所以叶轮上轴向力方向总是指向吸入口，只有在启动1 2时，由于泵内正常压力还没建立，所以F2

的作用较明显。离心泵启动时转子向后串，就是这个原因。

Q Q4 ( )2kkFQVQ n 4 nkk2 1 nk

(D2D(120(120)2

2) (Dw

2D2)h40.951000（D）w

3.14

864所以总的轴向力Fhe

FF1

40098643145(N)轴向力的的平衡衡措施。2级泵的平衡措施：合考虑增大流量。10%~15%的轴向力未能平衡，为了平4~5倍。利用平衡叶片：在叶轮后盖板的背面安装几条径向筋片，当叶轮旋转时，从而叶轮两侧的压力达到平衡。可用滚动球轴承来承受轴向力。6 离心泵中主要零部件的设计轴的机构设计及校核轴的机构设计（1）初步决定最小直径及轴材料选择选轴材料为40GNr i

，调质处理。由前知d 35mmd（轴的结构如图6-1）min图6-1（2）根据轴向定位的要求确定轴向各段的长度和直径d 50mm l1

170mm d2

52mm l2

23mm d3

55mm l3

40mmd 64mm l 250mm d 55mm l 20mm d l 380mm4 4 5 5 6 6d 48mm l 40mm7 5其中d1

d2

d3

d4

处装甩d5

d6

d7

装叶轮端盖螺母。轴向零件的周向定位叶轮、联轴器的轴向定位均采用键连接。l1

处用铣刀铣87的装联轴器的键槽，l处用铣刀铣108的装叶轮的键槽。6确定轴上圆角和倒角的尺寸取轴端倒角尺寸为145o，各轴肩倒角详见零件图。轴的校核求轴上的载荷出首值，由于是向心轴承所以=0.由前有：转矩 T196.8M( Fa

760(N) R 2

Fr2963204.8(N)185RFr(296185)5207.8(N)1 185径向力 F 200)rmax按弯扭合成应力来校核轴的强度（即危险截面处的强度可知取0.6。M2(T)2M2(T)2

289.22(0.6196.82)2

48.8MPca W 0.1522 a由于40GNr i

，调质处理后

75MP所以安全。a按疲劳强度精确校核由于危险截面的材料为40GNr i

调质处理，所以有B

900MPa

430MP1 a 260MP1 a1 截面左侧抗弯截面系数W30.152314060.8mm3抗扭截面系数WT

0.2d30.252328121.6mm3截面左侧弯矩为M=289.2（NM）截面上的扭矩为T=196.82（NM）截面上的弯曲应力为

M289200

21MPb W 14060.8 a截面上的扭矩切应力为 T1 WT

19682028121.6

7MPaNr i

调质处理B

900MPa

430MP1 a

260MP1

截面上由于有一个过渡轴肩因而形成应力集中。因为

r1.5

0.029

d6

420.81

1.6 1.2qE

0.8 q

d 520.82

d 52 b应力集中系数按式：k

1q

b

0.1)k 1q

1)10.82(1.21)1.16所以查表的尺寸系数0.83扭转系数 0.9表面质量系数

0.48则有综合系数值： K k

11

1.0.83

3.9 10.48

2.9k 1 1.16 1K 1 3.912.4

0.9 0.48由于碳钢的特性系数为：0.10.2 0.10.050.1 0.03

值有：ca

430S 1 3.3 K a

2.945.20.10 260S 1 62.41.166.921.166.920.056.92 a

mS2S2SS2S2Sca

62.43.3

205.9 205.93.3s3893.763893.7610.8962.4262.423.32转子临界转速的计算nc。泵发生震动的临界转速有好几个，这些nc1,nc2n(0.750.8)ncr/s)

p

(0.751 p

n,np

旋转轴的工作频率在这取余量可以避免发生明显的振幅，同时也考虑到计算简图的不精确性。（长度或直径变为可以利用下面关系：1d1d1dd--相应于初始和改变后的直径。1确定这两个频率上。2T

CmfCm式中： —刚度系数，即引起单位饶度的力m—零件质量（k；—振动频率（Hz；--固有振动频率； 轴旋转角速度（临界旋转频率；p因为 T

CmfCm

n2950/80p

3r

/所以 p

np

3

2r.7I Iz

D4J643ET1 mcl惯性矩I I因为 z

D4J64

3ETmcl即3ETmcl 3ET 2 1 mcl式中： —弹性模量（碳钢一般为D=d=30mm；3ETmcl32101090.03464100.19820.375C—3ETmcl32101090.03464100.19820.375所以 1

412.7r/s对于刚性轴p

(0.750.8)1

取中间值p

0.7751所以有 0.71

0.775 12.r 319.8 /即 0.71 p

0/所以有轴的临界转速为： 412.760n n 60160 3942r/sc p 23.14联轴器的选择与校核联轴器的选择接的。移、可以减震等。故选HL2型：公称扭矩TA

325Nm 许用转速n5600r/min 适用周径 d340孔长l100mm D120mm 径向Y0.05mm 轴向X联轴器的校核由于泵的转速n2950r/min，装联轴器处直径d35mm传递转矩T196.82Nm轴上的最大转矩作为计算转矩Tca

。计算转矩应按下式：T K Tca A式中： —公称转矩（Nm；K --工作情况系数；A所以有 T ca

T1.3196.2 N5A由于 T ca

且n5600r/min,所以所选联轴器适合的。A键的选择和校核键的选择点可选用普通平键，其相关参数为：1、d1

30mm 22d30 bh87 b8mm 轴t4mm 毂t40502、d1

35mm 3d 38 bh18 b10mm 轴t5mm 毂t5663键的校核普通平键传递扭矩时，对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的平键连接，其主要的失效形式是工作表面被压溃，除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。因此，通常是按工作面的挤压应力进行强度校核计算。假定载荷在键的工作面上是均匀分布的。普通平键的强度条件为： p Kld

p式中：T—传递的转矩，单位(Nm)；K—键与轮毂键槽接触的高度，K=0.5h，此处h为键的高度，单位(mm)；l—键的工作长度，单位(mm)l=L-bl=LL的公称长度，单位(mm)，b为键的宽度，单位同上；d—轴的直径，单位(mm)；p —键轴轮毂三者中最弱材料的需用挤压应力，单位（MP。p当轴径 d=35mm 高 h=8mm 键的长度l=L-b=45-10=35mm T=196.82Nm所以有

2T1032196.82103

80.33（MP）p Kld 0.583537 又上表可知 p p当轴径 d=42mm 高 h=8mm 键的长度l=L-b=52-10=42mm T=196.82Nm所以有

1032196.82103

45.06（MP）p Kld 0.585242 又上表可知 p p轴承的选择及校核轴承的选择滚动轴承是现代机器中应用的最广泛的部件之一，它是依靠主要原件之间的滚动接来支撑转动零件的，与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小、功率消耗小、启动容易等许多优点。6210型轴承，其一些参数如下：轴承代号6410：d=50mm，D=130mm，B=31mm，ramin

，

a

62mm，Damax

，rasmax

，Cr92.2KN，Cor55.2KMNn=5300r/min,n=6700r/min1轴承润滑散热、减少接触应力、吸收震动、防止锈蚀等作用。轴承常用的润滑方式有油润滑和脂润滑两类。选用哪类润滑方式，这和轴承的速度有dn值（dmm，nr/min）承的速度大小。由于d1

n529

5m./min 滑是一种闭式齿轮传动中常用的润滑方式，它是利用齿轮的传动把润滑油甩到四壁上，然后通过适当的沟槽把油引到轴承中。2轴承的密封密封装置分为接触式和非接触式两种。非接触式可以避免在接触产生滑动摩擦。轴承的校核由前知：Fr2003NFa760N（10%~15%未平衡。由上图知： F292

185所以有： R2

Fr2963204.8N185RFr(296185)1 185

5207.8N只要核算承受径向力最大的轴承即可，即R=3204.8N1由于 FaFr

760 0.146e5207.8有 X=0.56 Y=1.99所以有P=XFr+YFa=0.56X5207.8+1.99X760=4429N24小时连续工作机械，如矿ftLh

'4000060000，此处360n360nLh106CP

36029501064429 79.2KN3602950106由于 CCr

92.N 所以合适。7 轴及叶轮密封结构的选择叶轮密封环的选择主要缺点是漏失较多，对于常用泵密封形式采用平环密封。100mm0.6~0.7mm1.20mm。5%，叶轮口环的缝隙一般不超过口环缝隙处0.3%L依口环密封DmDm＞100mm时，L=0.12~0.18Dm;Dm＜100mmL=0.2~0.25Dm。.1b1先确定叶轮入口速度v(m/s)02gHv 2gH0 式中： Kv0

--叶轮入口速度系数，一般取Kv0

=0.1H—单级扬程v 0.1210804m/s0D1在叶轮流道入口边上取圆心，做流道的内切圆，内切圆圆心到轴心线距离的两倍D1

。叶片入口边直径一般可按ns

确定。对n=40~100Ds 1

D,D0

D 102mm00.8710.87120v

1 DV 3.140.10210

33.95mm圆整为 b40mm1叶片厚度由经验公式有： SKD2

Hiz1式中：K—经验系数，其与材料和比转速有关，对铸铁和铸钢叶轮，系数K推荐（834.03.4；D叶轮外径（米；2H--单级扬程（米。i807S40.