双吸泵毕业设计说明书要点

J I A N G S U U N I V E R S I T Y 本科毕业论文
设计说明书
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摘要 (2)
第一章概述 (3)
1。

1 设计内容 (3)
1。

2 设计思路 (3)
1.3 设计意义 (3)
第二章设计方案及原理说明 (4)
第三章水力设计 (4)
3。

1 结构方案和叶轮主要设计参数的确定 (4)
3。

2 蜗壳水力设计 (23)
3.2 吸水室水力设计 (25)
第四章其他零件设计与强度校核 (28)
4.1 法兰选取 (28)
4。

2 键选取及强度校核 (29)
4。

3 轴的强度校核 (29)
4。

4 轴承使用寿命校核 (30)
4.5 联轴器选取 (31)
4.6 电动机选取 (31)
第五章毕业设计小结 (32)
参考文献
摘要
双吸泵作为离心泵的一种重要形式，因其具有扬程高、流量大等特点,在工程中得到广泛应用.这种泵型的叶轮实际上由两个背靠背的叶轮组合而成，从叶轮流出的水流汇入一个蜗壳中。

双吸泵具有如下一些特点：1)结构紧凑：外形美观，稳定性好，便于安装.2) 运行平稳，有优异水力性能的叶型，并经精密铸造，泵壳内表面及叶轮表面极其光滑具有显著的抗汽蚀性能和高效率.3)优化设计的双吸叶轮使轴向力减小到最低限度，它相当于两个相同直径的单吸叶轮同时工作，在同样的叶轮外径下流量可增大一倍；泵壳水平中开，检查和维修方便,同时，双吸泵进出口在同一方向上且垂直于泵轴，利于泵和进出水管的布置与安装。

通过调研了解其生产现状和设计流程，根据调研结论，依据关醒凡老师的《现代泵设计手册》,结合调研结果，完成此次设计。

通过此次毕业设计熟悉泵的设计过程，综合考察大学四年所学的专业课。

如工程材料、机械制图、机械加工工艺、叶片泵原理及设计等。

第一章概述
一、设计内容
⑴设计参数：
流量：Q =3170m3/h
扬程：H = 76 m
转速：n = 990 r/min
输送介质: 常温清水
⑵结构要求
A 基本结构参考参照图
B 采用轴向力平衡采取措施
C 弹性联轴器
D 采用机械密封结构
二．设计思路
1.调研工作：尽管对双吸泵的设计已有一定的了解，可是我们只是局限于课本上的知识，调研工作是十分重要的。

只有结合优秀厂家的产品,我们才能对此类泵有更深入的了解。

2.水利设计：依据关醒凡老师的《现代工业泵手册》里面介绍的叶轮、蜗壳的水利设计方法，结合水力模型和调研结果，进行化工泵的水利设计。

3。

画零件图：根据水利设计结果，参考原有的设计图纸。

画叶轮、蜗壳等零件图，零件设计时要考录材料的工艺性及强度要求。

4。

画总装图：参考双吸泵结构,画总装图。

选择键、联轴器、轴承等型号，并对它们进行强度校核.
5.画其他零件图：画其他非标准零件的图纸,形成整套图纸。

6.整理实际说明书。

三、设计意义
1.熟悉双吸泵的设计流程,明白一些参数的意义，如何选择气质的大小,以及其对叶轮外形、效率的影响.
2.锻炼查阅资料、搜索资料的能力；熟悉材料标准,轴承、键的标准及类型。

熟练掌握绘图软件(autoCAD、CAXA等）.
3。

以工作的心态面对毕业设计，可以使我们在以后的工作道路上更加顺利。

第二章 设计方案及原理说明
1.设计原理根据关醒凡老师的《现代泵设计手册》(北京:宇航出版社 1995）
2.叶轮、蜗壳采用常用机械材料。

考虑制造工艺，叶轮等零件过流部件均采用圆角过渡。

本设计中，叶轮、蜗壳、吸水室均采用砂型铸造。

（蜗壳和进口法兰铸成一体）
3.其他零件参考双吸泵结构。

4.对键、轴等进行强度校核时,要求精确，采用合理的安全系数.
第三章 水力设计及
第1节 结构方案和叶轮主要设计参数的确定
一、提供设计的数据和要求
（1）泵的型号：双吸泵
（2）流量：Q=3170 m 3/h ，由于是双吸泵，故流量取Q=1585 m 3/h (3）扬程:H=76 m （4）转速：n=990 r/min
二、水力设计的基本计算
1。

确定泵的进出口管径 1.1 进口管径s D
确定原则:进口管径由合理的进口流速确定，泵的进口流速一般为3m/s 左右；从制造经济性考虑，大型泵的流速取大些,以减小泵的体积，提高过流能力;从提高抗汽蚀性能考虑，应取较大的进口直径,以减小流速。

确定过程：先选定s v ，后按下式确定s D ,这里考虑提高泵的汽蚀性能，选取
3m/s v s =
mm v Q D s s 611336003170
44=⨯⨯⨯==
π
π
此处选直径s D ＝600mm 1.2 出口管径d D
过程:先参照进口直径选取，再按标准直径系列调整
原则：出口直径d D 按经验公式d D ＝(0。

7～1。

0）s D 确定，此处选标准直径 d D ＝400mm 2。

确定泵的进出口速度 2。

1 泵进口速度
s m D Q V s s /56.16.03600
/1585442
2=⨯==
π
π 2.2 泵出口速度
s m D Q V d d /0.74.03600
/3170442
2=⨯==
π
π 3.计算s n ,确定水力方案及泵的形式（单吸、双吸、单级、多级） 确定原则：
1) 当s n ＝120～210 时，η→ηmax;当s n < 60，η↓↓
2) 当单吸叶轮s n 过大时，可考虑用双吸；反之，当双吸s n 过小时,可考虑用 单吸。

3)当单级叶轮s n 过小时，可考虑用多级;反之，当多级s n 过大时,可考虑 减少级数。

卧式泵一般不多于16 级，立式泵可达数百级。

4) s n 与泵性能曲线形状有关. 采用单级单吸
1.9376
3600
/158599065.365.34
/34
/3=⨯⨯=
=
H Q n n s 该类型泵主要由泵体、泵盖、叶轮、轴、密封环、轴套部件等组成.泵的壳
体构成泵的工作室。

叶轮、轴和滚动轴承等为泵的转动部件，轴承部件支撑着泵的转子部件,滚动轴承承受泵的径向力和轴向力。

轴封为填料密封。

在轴通过填料腔的部位装有轴套，保护轴的磨损，轴套之间装有O 型密封圈.泵通过弹性联轴器与电动机相连。

从电动机方向看,泵为顺时针方向旋转。

4.估算泵的效率
先分别计算或估算水力效率h η ，容积效率v η ，机械效率m η ，最后计算总效率η 。

4。

1 水力效率h η
泵的水力效率可用相似的泵取
915.0)9903600/(3170lg 0835.01/lg 0835.0133=⨯+=+=n Q h η
4。

2 容积效率v η
叶轮前后盖板外侧与腔内侧形成了两个充满液体的空腔,称为泵腔 .叶轮前盖板处的间隙使前泵腔与叶轮进口相通，前泵腔的另一端与叶轮出口相通。

在压力差的作用下，有一部分水流流出叶轮后,又经过前泵腔和叶轮进口间隙返回叶轮入口，这部分水从叶轮中获得的能量在流动过程中全部不可逆的转化为热能,形成一种能量损失。

在后泵腔轮毂处，因为设各种形式的密封装置，这一典型的流动可以忽略不计。

因而叶轮进口密封间隙处的这一泄漏量q 代表了离心泵中典型的主要的容积损失。

容积效率可以采用下面的经验公式计算：
968.01
.9368.011
68.0113
/23/2=⨯+=+=
--s v n η
4。

3 机械效率m η
924.0)1001.93(07
.01)
100
(07.016
/76/7=-=-
=s m n η
考虑填料和轴承的摩擦损失,取91.0=m η 4。

4 总效率η
806.09.0968.0915.0=⨯⨯==m v h ηηηη
5.功率计算及原动机选型 5。

1 轴功率P 的选定
kW 8133600
0.806100076
31709.810001000ηρgQH P =⨯⨯⨯⨯⨯==
5。

2 计算配套功率P '
895kW 4.21
1.1P ηk P t =⨯==
' 选取电机 P=900Kw 6。

最小轴径min d 的确定
轴受多种载荷，轴径的确定方法原则是： 1）按扭矩确定最小轴径
3
n
0.2M d τ
= 其中n M 为扭矩（N ·m ） 式中:扭矩 n
P '
=9550M n （N ·m ）；
P '为计算功率，KP P ='（K 为工况变化系数:K=1.1～1.2）； τ为轴材料许用切应力，单位)m Pa(N 2
•，对于45＃钢，
53.9MPa ~44.1τ=
2）考虑影响刚度和临界转速等因素,适当放大轴径，并圆整，得min d 。

3）转子部件设计好后,对轴的强度、刚度、临界转速进行校核。

此处选用 45#钢,取pa 1.44τM =； 计算扭矩n M
m 8633N 990
8959550n P 9550
M n •=='= 计算轴径
99.3mm 10
3430.286330.2τM d 35
3
n =⨯⨯== 采用标准化轴径，取d=100mm. 泵轴的结构草图：
在画泵轴结构草图时应注意一下几点：
（1） 各段轴径应尽量取用标准轴径；
（2） 轴上的螺纹一般采用标准细牙螺纹，其内径应大于螺纹前轴段的直
径;
（3）轴定位凸肩一般为1～2mm. 7.确定叶轮的主要尺寸
叶轮主要几何参数有叶轮当量直径0D 、叶轮进口直径1D 、叶轮出口直径2D 、叶轮出口宽度2b 、叶片进口安放角1β 、叶片出口角2β和叶片数Z 。

叶轮进口几何参数对汽蚀具有重要影响，叶轮出口几何参数对性能（H 、Q ）具有重要影响,而两者对效率均有影响。

7.1 确定叶轮当量直径0D 和叶轮进口直径1D
叶轮进口直径0D 与进口速度有关，从前限制进口速度0v 一般不超过3～
4m/s ，认为进一步提高叶轮进口流速会降低泵的抗汽蚀性能和水力效率.实践证明：泵在相应增加进口0v 很广的范围内运转时，能保持水力效率不变，所以如果设计的泵对抗汽蚀性能要求不高,可以选较小的0D 以减少叶轮密封环的泄漏量，以提高容积效率。

决定叶轮内水力损失的速度是相对速度的大小和变化,所以应当考虑泵进口 对相对速度的影响，通常在叶轮流道中相对速度是扩散的，即21w w >。

这样从减小进口相对撞击损失的流道中的扩散损失考虑，都希望减小1w ，若假定1w 最 小 ,可推出计算叶轮进口直径的公式。

主要考虑效率0.4~5.30=k 兼顾效率和汽蚀0.5~0.40=k 主要考虑汽蚀5.5~0.50=k
此处兼顾考虑汽蚀和效率 取5.40=k
mm n Q D k 4.343990
3600/2/31705.433
00=⨯== 取叶轮进口直径mm 350D 0=，
mm D D h 5.375D 2
2
01=+= (悬臂式结构136D h =）
最终取D 1=376mm 7.2 确定叶轮出口直径2D
叶轮外径2D 和叶片出口角2β等出口几何参数，是影响泵的扬程的最重要因素.另外，影响泵扬程的有限叶片数修正系数也与2D 和2β及叶片数等参数有关。

可见影响泵的扬程的几个参数之间互为影响。

因此，必须在假定某些参数为定值的条件下,求解叶轮外径2D 。

因为压水室的水力损失和叶轮出口的绝对速度的平方成正比。

为了减少压水室
的水力损失，应当减小叶轮出口的绝对速度,因此，我们把在满足设计参数下 使叶轮出口绝对速度最小作为确定2D 的出发点。

由叶轮出口速度三角形
2
22
22u m v v v +=
叶轮出口轴面速度和圆周分速度2u v 均与叶轮外径有关,现将2v 表示为)(D 22u 的函数,由基本方程式
η/h
u gH
v u 22=
推出2D 的计算公式并计算出具体的数值为:
mm n Q D k D 748990
3600/2/31708.933
2=⨯== （取8.9k 2=D ,由9.955~70.96.9~35.9100k 5
.0==⎪⎭
⎫
⎝⎛-n s D ）（）
增加叶轮外圆直径，取mm 790D 2=
7。

3 确定叶轮出口宽度2b
mm n Q k b 66~58990
3600/317066.0~60.0b 33
2=⨯==）（ （由66.0~60.07.0~64.0100k 6
5
b ==⎪⎭
⎫
⎝⎛n s ）（）
取mm 74b 2=
7。

4 确定叶片出口安放角2β
对于离心泵,直接选择2β。

2β：18~40°。

考虑如下因素：
1）低ns 泵，应适应↑β2 ，以↓D 2
2）↑β2 ,在相同Q 下,v 2 ↑，压水室水力损失↑，性能可能有驼峰 3）↑β2 ，w 2 ↓，流道扩散（ w1/w2 ）↑，损失↑
4）对于中低n s 泵,叶轮出口边与轴线平行，各流线可选相同β2
对于高n s 泵，或空间导叶泵,出口边倾斜，为使各流线H 一致，D 2 小的一侧，
β2 取大值，且按vur=const 计算
此处暂取2β=30°，后可随展开图考虑上述因素调整. 7.5 确定叶片数z
叶片数Z 对性能的影响：
Z ↑,排挤和表面摩擦↑
Z ↓，液流稳定性↓，叶片不能充分对液体作用 确定原则：叶片长度与叶道宽度之比应满足一定要求。

可通过计算得到：
4.6230
25sin 1883951883955.62sin 5
.6211212=+-+=+-+=ββr r r r Z
取Z=6
7。

6 精算叶轮外径2D
叶轮外径2D 是叶轮最重要的尺寸，故需要精确计算。

以基本方程式精确计 算，从理论上讲是比较严格的，但其中的水力效率,有限叶片修正系数,也只能 用经验公式计算.实践证明，精确计算的数值是基本可靠的。

对2D 的精算过程如下： 由()11221
u u t v u v u g H -=
∞∞，
22
22tg βm u v u v -=∞
得112
222222tg 2tg u t m m v u gH v v
u ++⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+=∞ββ，()n u D π/6022= 精算时，一般先选择2β，然后确定2D 。

此处 取β2＝30°，D 2=790mm 进行迭代精算如下：
有限叶片数理论扬程修正系数：ZS
R
ψP 2
2=；
式中：静矩2
2
1
22R R S -=；经验系数 ψ；无穷叶片数理论扬程：t t P)H (H +=∞1
叶片出口排挤系数：2
22290sin 3011⎪⎭
⎫ ⎝⎛︒︒+-=ctg D Z k πδ 1) 理论扬程t H
83915076===./H/ηH h t m 2) 修正系数ψ 20.1)601(2
=︒
+=βαψ
3) 静矩S
060.02
2
1
2
2=-=R R S m
4) 有限叶片数修正系数P
520.0060
.06395.020.12
2
2=⨯⨯==ZS R ψP 5) 无穷叶片数理论扬程∞t H
16.12683)520.01(1=⨯+=+=∞t t P)H (H m 6) 叶片出口排挤系数ψ2
961.03139514.34
6190sin 30112
222=+⨯⨯⨯-
=⎪⎭
⎫ ⎝⎛︒︒+-=ctg D Z πδψ
7) 出口轴面速度2m ν
16.5968
.0961.0074.0790.014.33600
/31702
2
2
2=⨯⨯⨯⨯=
=
η
ψπ
V
m b D v Q
m/s
8) 出口圆周速度2u
s
m tg tg gH v v
u t m m /8.4016.1268.930216.530216
.52tg 2tg 2
2
22222=⨯+⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛︒+︒=+⎪⎪⎭
⎫ ⎝
⎛+=∞ββ 9) 叶轮外径2D
789990
14.38
.28606022=⨯⨯=
=
πn
u D mm （与假定值相对误差小于2%)
不需要进行第二次精算。

7.7 确定叶轮出口速度 1）出口轴面速度2m ν
8523.090sin 30cot 1790π4
61sin λβcot 1πD δ-1ψ2
o o 2
22222=⎪⎪⎭⎫
⎝⎛+⨯⨯⨯-=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⨯=Z
16.5968
.08523.0074.0790.014.33600
/31702
2
2
2=⨯⨯⨯⨯=
=
η
ψπ
V
m b D v Q
m/s
2）出口圆周速度2u
s
m tg tg gH v v
u t m m /8.4016.1268.930216.530216
.52tg 2tg 2
2
22222=⨯+⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛︒+︒=+⎪⎪⎭
⎫ ⎝
⎛+=∞ββ 3）出口圆周分速度2u v
s /m 94.918
.4083
8.9u gH v 2t 2u =⨯==
4）无穷叶片数出口圆周分速度2u v ∞
s /m 3.308
.4016
.1268.9u gH v 2∞t ∞2u =⨯==
8.叶轮的绘型
叶轮是影响离心泵性能的主要零件。

因此,准确的绘型是保证叶片形状的必要前提。

叶轮全部几何参数确定后,应当根据这些确定的尺寸完成叶片绘型，为此应首先绘制叶轮轴面投影图.
画图时，最好选择s n 相近，性能良好的叶轮图作为参考。

考虑泵的设计的具 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，力求光滑顺 畅。

同时，应考虑到：(1）前后盖板出口保持一段平行或对称变化；(2)流道弯曲不应过急,在轴向结构允许的情况下,以采取较大的曲率半径为宜.设计时参考 性能较好的相同比转速叶轮轴面投影图形状来绘制。

8。

1绘制叶轮轴面投影图
叶轮各部的尺寸0D 、2D 、2b 确定之后,画叶轮轴面投影图。

画图时，参考相近比转速、性能良好的叶轮图作为参考。

(关醒凡编《现代泵技术手册》第二十三章 泵性能(几何)和水力模型）轴面投影图形状力求光滑通畅.轴面投影图所示。

绘制好轴面投影图后，检查流道的过水断面变化情况。

过流断面面积F
2c F R b π=
其中：c R —-—轴面液流过流断面形成线重心的半径 b ——-轴面液流过流断面形成线的长度
各流道面积计算如下
序号Rc b F L
1 13
2 104 86211。

84 0
2 152 95 90683。

2 39
3 168 90 94953。

6 64
4 187 83 97471。

88 91
5 19
6 80 98470.4 103
6 214 76 102137.9 125
7 253 67 106452.3 167
8 281 60 105880。

8 196
9 318 52 103846。

1 235
10 349 45 98627。

4 267
11 395 37 91782.2 314 叶轮流道面积检查图如下：
8。

2绘制中间流线
一元理论假设流动是对称的，即每个轴面上的流动是相同的。

在同一过流断面上轴面速度相等，做流线就是将每一个过流断面分成几个面积相等的单元面积。

反映在轴面投影图上就是这些流线将过流断面形成线分成若干小段，而每段长度和其形心道叶轮轴心线距离与2π的乘积相等
轴面流线是轴面和流面的交线，也就是叶片和流面交线的面投影;一条轴面流线绕轴旋转一周形成的回转面是一个流面.因而,要分流面就是将每一过流断面分成几个面积相等的单元面积,反映在轴面投影图上就是将过流断面分成若干小段。

按每个圆环面积相等确定分点.中间流线图如下图所示：
注：下表中下标1表示上图中上流道，下标2表示上图中的下面的流道
序号b1 r1 б1 b2 r2 б2 误差
1 47 164。

5 48553.8
2 7
3 105 48136。

2 0。

860118
2 42.2 175。

34 46467.91 68.8 110.14 47587.5
3 —2。

40946
3 36.26 220.11 50121.86 50。

12 160 50360。

58 -0。

47626
4 31.88 240。

82 48213。

71 40.06 195.14 49092.7 -1.82312
5 27。

34 263。

4
6 45234。

82 31。

22 230。

73 45237.29 -0.00547
6 26。

4 282。

24 46793。

13 29.15 260.15 47623。

58 -1.77472
7 24.45 300。

41 46126.75 24。

53 298。

72 46017.34 0.237207
8 22。

14 326.36 45376。

83 22.44 324.02 45661.94 —0。

6283
9 20.53 350。

75 45221.64 20。

18 356.96 45237。

68 —0。

03549
10 19。

15 382.92 46050。

73 19.03 381.31 45569.75 1.044451
11 18.5 395 45891。

1 18。

5 395 45891.1 0 8.3 流线分点（作图分点法）
在轴面投影图旁，画两条夹角等于△θ的射线（△θ=3°～5°）。

本设计中△θ=5°.
从出口开始，沿轴面流线试取△S ，若△S 中点半径对应的两条射线间的弧长△u,与试取的△S 相等，则分点正确。

如果不等，另取△S ，直到△S=△u 。

根据上述方法将前后盖板流线及中间流线分点。

分点情况如下（详见附图）：
8.4确定进口角1β 叶片进口处的速度
60
1i
1n
D u
i π=
ψ
ηi
i
v
i m F v Q
11=
其中：⎪⎭
⎫
⎝⎛+-=90sin 1112
111βδψπi Z ctg D
I
I
i
F
i
1为过i 点的过水断面面积
叶片进口液流角 ⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛=u v a a m a rc 111tan a ’
β 进而得到叶片进口安放角βββ∆+='11
采用编程迭代的方法计算。

先假定一个ψ
i1，带入上式计算出β
1
，再用反算ψ
i1
，
观察计算值与假定值是否相等，相等则计算正确.数据如下图；
叶轮进口i D1i（mm）
ψ1i
（假定）
u1i(m/s）Fi(mm2) vm1i（m/s）β1i’(°）Δββ1i（°)
a 273.54 0。

72 14.18 99299.2 6。

21 21。

34 1.66 23
b 290.88 0.72 15.08 100479.1 6。

34 22。

80 3.20 26
c 308.52 0.72 16。

00 100767.7 6.37 25.02 5.98 31
8。

5 作方格网
叶片绘型时，要求叶片在出口出能有一段叶片安放角保持不变，而其他部分角度变化应尽量均匀型线的形状极为重要，不理想时坚决修改,必要时可以适当改变进口安放角、叶片进口位置、叶片包角、叶片出口边不布置在同一轴面上等，重新绘制。

叶片加厚
厚度计算公式:
δmax=K1D2（H/z)^0.5
其中，H——-扬程
D2—叶轮外径
z---叶片数
K1—比转速为93的时候，K1=4.5
代入公式,得：
δmax=12。

65mm
考虑腐蚀和大流量时候的冲刷，取3mm余量计算，则：
叶片厚度δ=16mm
变化规律：进口修圆R4,打磨至120mm，之后均匀变化至16mm，如上图所示8。

6 绘制木模图
在叶轮的轴面截线图上,作垂直于叶轮轴心线的直线,这些直线实质上就是一
些垂直于叶轮轴心线的平面,通常称为割面或等高面，它们与叶片的交线就是叶
片的模型截线。

直线是等距离的，但亦可不等,视设计需要而定，叶片扭曲较大处,距离可取小一些。

根据D、d画叶轮平面图，并作出与轴面投影图上轴面截线相对应轴向截面。

在平面图上先画出叶片与后盖板交线的投影，然后再作模型截面与叶片相的投影。

第2节 蜗壳水力设计
1。

蜗壳基本计算 1.1基圆直径3D
通常取23)08.1~03.1(D D =
取mm D 8103= 高s n 和尺寸较小的泵取大值 1。

2蜗室进口宽度3b
根据理论值23)2~6.1(b b = 但是，增加3b 可以使叶轮前后盖板旋转的液体通畅的流入压水室，回收一部分圆盘摩擦功率，提高泵的效率。

另外可以适应不同宽度的叶轮，提高产品通透性。

还要兼顾第八断面的形状. 取mm b 2303= 1.3蜗室隔舌安放角0ϕ
1.93=s n 取︒=300ϕ 1.4第Ⅷ断面面积(速度系数法) 当1.93=s n 时， 取4.03=k
s m gH k v /4.15768.924.0233=⨯⨯⨯== 23067.04
.153600
/3170m v Q F ===
ⅧⅧ 根据双吸泵的特点，需要取较大的涡室面积，取
2
075.0m
F =Ⅷ
1。

5其他断面面积F ϕ
ⅧⅧ
F F ϕϕϕ=
包角ϕ15°60°105°150°195°240°285°330°面积/m20.00835 0。

0166 0。

02622 0。

03482 0.04334 0。

05208 0.0608 0。

075 1。

6隔舌螺旋角
取
α
=8
︒
2。

画第Ⅷ断面
所画的断面面积等于按速度系数法计算的第Ⅷ断面面积。

3画其他断面
其他断面画在同一平面上，相当于各断面的轴面投影。

各断面的面积应等于计
算的面积，圆弧半径等各尺寸有规律变化。

蜗室断面如图示。

第3节 吸水室水力设计
选用半螺旋形吸水室：鉴于液体流过吸水室断面的同时,有一部分液体进入叶轮，断面是从大到小逐渐变化，外壁是螺旋形的。

半螺旋形吸水室有利于改善流动条件，能保证在叶轮进口得到均匀的速度场。

1。

吸水室基本计算 （1)入口直径
mm Ds 600=
（2）平均流速
s m v v j /05.17.0==
（3）确定0-8断面面积
28m 1048.022
/==
v
Q F
断面 1 2 3 4 5 6 7 8
包角 15°60°105°150°195°240°285°330°面积/m20.0271 0。

0341 0.0431 0。

0543 0.0687 0。

0828 0。

0963 0.1048
泵体水力图
第四章其他零件设计与强度校核
1。

法兰选取
法兰采用凸面对焊钢制管法兰
PN2。

5Mpa GB/T9115。

1—2000
法兰DN A D K L d f C H N S H1 螺栓数量出口400 406。

620 550 36 503 4 40 110 452 8.8 20 16 4
进口600 610 845 770 39 720 5 46 125 660 12 20 20
2.键选取及强度校核
所有键都采用普通平键（GB/T1096—2003）。

1．叶轮与轴处 轴径110mm
采用圆头平键（A 型） b ×h ×L =28mm ×16mm ×300mm ，l=272mm
][1.72272
.0016.011.0863344j n j MPa dhl M σσ<=⨯⨯⨯==
对于45号钢Mpa j 196][=σ 满足强度要求
2。

联轴器与轴处 轴径100mm
采用圆头平键（A 型) b ×h ×L =28mm ×16mm ×160mm l=132mm
][5.163132
.0016.01.08633
44j n j MPa dhl M σσ<=⨯⨯⨯==
满足强度要求
3.轴的强度校核
根据前面用扭矩计算得最小轴径,对其进行校核如下：
轴材料为45钢 直径d =100mm 扭矩Mn=8633N ·m 轴向力A=0(双吸叶轮结构对称,能平衡轴向力）
危险断面在叶轮与轴联结处。

1． 拉应力
0F A σb ==
bt d F -=42
π
2． 弯曲应力 w M
W σ= 32
3
m 0.000082322d t)bt(d 32πd W =--=
叶轮的重力在叶轮处产生的弯矩M =953 N ·m 所以Mpa 6.11W M
σw ==
3． 切应力 n
n
M W τ=
3
2
30.0001904m 2d t)bt(d 16πd =--=n W
MPa 3.450.0001904
8633W M τn n
===
按第四强度理论折算应力
MPa b w d 2.623)(22=++=τσσσ
安全系数
s
d
n σσ=≥[n]
45钢 的637s Mpa σ= ［n]=8
所以824.102.62637
>==d
s
σσ 轴满足强度要求。

4轴承使用寿命校核
选用轴承6321（GB/T276—94）
基本额定动载荷C=184000 N
当量动载荷
a
r YF XF P +=
查表X=1，Y=0
N
B HD gK F YF xF P r r a r 1175322===+=ρ 其中27.0136.02=⎥⎥⎦
⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-=N
r Q Q K 2N Q Q = 轴承6321：h 161600117531840009906010n 60103/1066h
10=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=εP C L 符合要求
5。

联轴器选取 采用弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002）
根据传递扭矩的大小和轴径的大小选取型号
型号：LT11 参数:公称转矩4000N ·m ，许用转速1800r/min,轴孔径d100，轴孔长度212mm 。

6。

电动机选取
根据功率和转速选取。

电动机型号 Y500—6
第五章毕业设计小结
将近一学期的毕业设计已完成,回首做毕业设计的每个过程，都让我感慨万千，受益匪浅.
通过这次毕业设计，把大学四年学的知识都融会贯通了,收获很大,包括水
泵专业的包括机械方面的都学到了很多东西，熟悉了水泵的设计步骤，锻炼了工程设计实践能力，培养了自己独立设计能力。

此次毕业设计是对我的专业知识和专业基础知识一次实际检验和巩固，同时也是走向工作岗位前的一次热身。

泵的设计需要设计很多的东西，需要投入大量的精力，也需要有足够的耐心.我深刻的体会到从理论到实践的艰难。

毕业设计就像是人生，需要不断的发现错误，改正错误。

毕业设计需要创新，尽管不是很有影响力的创新，或者只是画图中一个小小的方法的改革，这对于我们而言都是一个很大的收获。

在这次的毕业设计中,我的指导老师给了我很大的帮助，使得我可以保质保量的完成我的毕业设计。

我在他们身上学到的不仅仅是知识，而是发现和解决问题方法与对待事物严谨科学的态度，这也使得我在以后的工作过程中少走弯路。

同样感谢学校给予我们这次宝贵的实践机会，在今后的学习工作中,我会将这些知识充分的运用到实际中，并不断的将其加以积累。

参考文献
［1] 关醒凡编《现代泵设计手册》北京：宇航出版社1995
［2] 查森编《叶片泵原理与水力设计》镇江：江苏大学复印
[3］王之栎王大康主编《机械设计综合课程设计》北京：机械工业出版社2004
[4］濮良贵纪名刚主编《机械设计》(第七版）北京：高等教育出版社2001
［5] 张克危主编《流体机械原理》（上册）北京：机械工业出版社2001 ［6] 中国有色工程设计研究总院编成大先主编《〈机械设计手册〉轴及其联接》（单行本)北京:化学工业出版社
［7］中国有色工程设计研究总院编成大先主编《〈机械设计手册〉轴承》（单行本）北京：化学工业出版社
［8] 中国有色工程设计研究总院编成大先主编《〈机械设计手册>润滑与密封》（单行本）北京：化学工业出版社
［9] 甘永立主编《几何量公差与检测》上海：上海科学技术出版社[10］吴宗泽主编《机械设计实用手册》（第二版）北京：化工工业出版社2003。