旋流泵设计说明书

JIANGSU UNIVERSITY
本科毕业设计毕业设计说明书
学院名称：能源与动力工程学院
专业班级：J动力流体0901
学生姓名：杨锡平
学号：3091104028
指导老师：杨敏官高波李忠
2013年6月
毕业设计题目旋流泵设计
(ns=63)
目录
第一章摘要----—————————————4 第二章叶轮水利设计———————————6 第一节概述—————————————6
第二节参数计算———————————7 第三章压出室水利设计—————————— 26 第四章标准件的选用——————————— 31 第五章强度计算————————————— 32 附毕业小结——————————————39 参考文献——————————————40
第一章摘要
内容摘要
泵可能是世界上除了发动机外运用最广泛的机械了，凡是有水流动的地方就会有泵在工作。

它被广泛应用于工业，农业，军事业等，已经成为人们生活所不可缺少的一部分。

矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖。

旋流泵是离心泵的一种，因其内部流体存在旋转的漩涡运动而得名。

旋流泵多用于抽送复杂介质或含杂质流体，如含垃圾，短纤维物质或含便类的两相流体。

旋流泵亦称无堵塞泵，自由流泵或WEMCO泵。

聞創沟燴鐺險爱氇谴净。

本次设计的内容是旋流泵。

旋流泵设计的结构特点是叶片为开式或半开式叶片为直叶片并呈放射状布置。

叶轮与前泵壳之间有较宽的轴向空间，或者说叶轮后缩至泵壳后腔，这便为固体介质通过泵体提供了良好的条件。

残骛楼諍锩瀨濟溆塹籟。

Abstract
Pump may be the most universal machine in the world except for electric motor. where there is flowing water,there is a pump.It’s applied in many fields,such as industragriculture, military etc.Pump is essencial in people’s daily life.酽锕极額閉镇桧猪訣锥。

The vortex pump is a kind of centrifugal pump, named for its internal fluid rotation in vortex motion. The vortex pump used for pumping complex media the impurities fluid, such as with trash, short fibers material or faeces of two-phase fluid. V ortex pump, also known as non-clog pump, free-flow pump or WEMCO pump.The design of the contents of the vortex pump. The structural characteristics of the vortex pump impeller, said impeller for open or semi-open, straight blade and radial arrangement of leaves, wide axial space between the impeller and the pump casing or shrink to the pump housing cavity this solid media
through the pump a good condition.彈贸摄尔霁毙攬砖卤庑。

第二章水利设计
第一节概述
1.设计依据
流量Q=45 (m3/h)
扬程H=20 (m)
转速n=1450 (r/min)
效率η≥50%
输送介质：常温清水
结构形式：卧式
2.设计内容
叶轮的水力计算部分、叶轮水力图形的绘制等；然后是吸水室的设计、压出室的设计，以及水泵的整体结构图；最后是水泵标准件的选择与部分零件的强度计算。

謀荞抟箧飆鐸怼类蒋薔。

3.设计思路
遵循泵的设计原理，泵的设计参数以及工作条件和性能要求等，并考虑了它的特点和应用上的介质特殊性，综合了各种因素的结果，具体步骤参照泵的设计手册和参考装配图纸而完成。

厦礴恳蹒骈時盡继價骚。

4设计意义
更好的掌握泵的结构原理，对泵的结构有一个更加深入的了解。

第二节 参数计算
一．确定泵的整体结构形式和进口直径
1.结构形式：卧式
2.进口直径：Ds
考虑制造的经济性，取Vs=3m/s ,又Ds=Vs
Q π4代入数据得：
Ds=0.0729m 取Ds=80mm
3.出口直径Dd
对于低压小流量泵，取出口直径Dd=Ds=80mm 4.比转速 ns=4
365.3H
Q n =
4
320
360045
145065.3⨯⨯=62.565
5.估算泵的效率 h m v ηηηη=
水力效率 h η=1+0.0835log 31450
360045
⨯=0.859
圆盘损失效率m η=67)100(107.01s n ⨯
-=6
7)
10063(1
07.01⨯-=0.88 取轴承，填料损失为2%，则m η=0.863 容积效率v η=
3
268.011
-+s
n =326368.011-⨯+=0.959
所以：711.0859.0863.0959.0=⨯⨯==h m v ηηηη
6确定泵的轴功率Pd
泵轴功率kw gQH P 446.3711
.0100020
0125.08.91000/=⨯⨯⨯⨯=
=ηρ
原动机为电动机，取k=1.25，传动为直联0.1=t η 配套功率：Pg=
kw p k
t
30.4446.31
25
.1=⨯=
⨯η 则选配套功率为4.5kw 电动机型号?满载转速1450r /min 同步转速1450r/min 茕桢广鳓鯡选块网羈泪。

其中：p 是有效功率
二、 泵的轴径和叶轮轮毂直径的初步计算
1、计算转子力矩M
m N n P M g .367.281450
308
.495509550=⨯
=⨯
= 2、轴的最小直径
材料选用45号钢，调质处理HB=260~302,取[τ]=（58.9～88.3）MP 0133.010
602.0367
.282.03
6
3min =⨯⨯==τ
M d m 取d=20mm 悬臂式单级泵h d =0mm 3、工艺要求：
1）、在满足使用要求的前提下，轴的结构形式应尽量简化； 2）、为了便于装配零件，应去掉毛刺，轴端要倒角；
3）、需磨削加工的轴段，应留有砂轮越程槽；
4）、需切削螺纹的轴段，应留有退刀槽。

三、 叶轮主要尺寸的确定
1.由s n 选取Z , b 2β , s n =63 , 旋流泵叶片通常选取6~12枚叶片，故取叶片数Z=6，出口安放角︒=302b β 见课本P125 ，表5~1
选择b 2β应考虑的因素：
⑴、 低比转速泵，选择大的b 2β角以增大扬程，减小2D ，从而减小圆盘摩擦损失，提高泵是效率；
⑵、 增加b 2β角，在相同流量小叶轮出口速度2v 增加，压水室水力损失增加，并在小流量小冲角损失增加，易使特性曲线出现驼峰，因此
b 2β不宜太大；鹅娅尽損鹌惨歷茏鴛賴。

⑶、 b 2β大，叶片间相对流动扩散严重；
⑷、 为获得平坦的功率曲线，使泵在全扬程范围内运行， b 2β可小于10 度。

2、叶轮进口当量直径：
m n Q K D 082.0~072.01450
360045)0.4~5.3(33
00=⨯⨯== mm D 800=
3、叶轮出口直径：
m n
Q n n Q K D s 248.0~242.0)100)(6.9~35.9(321322===- 取m D 245.02=
4. 叶轮进口直径：
mm d D D h j 8008022
20=+=+= 5叶片出口宽度：
m n k s b 476.0~435.0)100)(7.0~64.0(65==
m n Q k k b b b 0122.0~011.01450
360045)476.0~435.0(25.13322=⨯⨯== 取mm b 122=
5. 精算叶轮外径第一次
1）理论扬程
m H
H h t 3.23859
.020===η 2）修正系数
93.0)60301(62.0)601(2
=+⨯=+=︒︒βαϕ 3）静距
0067.0)04.01225.0(2
1)(2122212221=-=-==∆=⎰∑R R rdr R S s R R i i 4）有限叶片数修正系数
260.00067.081225.093.02
2
2=⨯⨯==ZS R p ϕ 5)无穷叶片数理论扬程
36.293.23)260.01()1(=⨯+=+=∞t t H p H
6）叶片出口排挤系数取
2222)1
30cot (11︒+⨯-=D z πσφ取mm 42=σ 代入数据有：92.02=φ
7）出口轴面速度
s m D b Q V v m /94.1959
.092.0245.00095.00125.02222=⨯⨯⨯⨯==πηϕπ 8)出口圆周速度
代入数据得：
∞++=t m m gH V V U 22
2222)tan 2(tan 2ββ 代入数据得 s m U /73.182=
9）出口直径
mm m n U D 249249.01450
14.373.18606022==⨯⨯==π与245mm 不符合 取mm D 2492=
7，精算叶轮外径第二次
1）叶片出口排挤系数取
mm D z 4)1
30cot (1122222=︒+⨯-=σπσφ取 代入数据有：917.02=φ
2） 出口轴面速度
s m D b Q V v m /91.1959
.0917.0249.00095.014.30125.02222=⨯⨯⨯⨯==
ηϕπ
3) 出口圆周速度
∞++=t m m gH V V U 222222)tan 2(tan 2ββ 代入数据得：s m U /7.182=
4)叶轮出口直径 mm m n U D 4.2462464.01450
14.37.18606022==⨯⨯==π与mm D 2492=相似 故取mm D 2492=
5）叶轮出口速度
1）出口轴面速度
s m D b Q V v m /91.1959
.0917.0249.00095.014.30125.02222=⨯⨯⨯⨯==ηϕπ 2)出口圆周速度
∞++=t m m gH V V U 22
2222)tan 2(tan 2ββ 代入数据得：s m U /7.182=
3）出口圆周速度
s m u gH V t u /21.127
.183.238.922=⨯==
四．轴面投影图的绘制
1、找相近比转数叶轮的轴面投影图作为参考，根据前面计算所得到的叶轮基本尺寸，初步作叶轮的轴面投影图。

检查轴面投影图过流断面面积变化，在流道内作内切圆，并将圆心连接起来，得到一条曲线，此为流道中线，求出每个圆的轴面液流过流断面及其面积F，而后作出沿轴面投影图中线的过流断面面积变化曲线，我们希望F~l曲线基本上为一条直线，即要求从叶轮进口到出口沿中线l面积F的变化是均匀的，如果该曲线不理想，则应修改轴面投影图，直到检查F~l 曲线满意为止。

如下图所示：籟丛妈羥为贍偾蛏练淨。

cb R F π2= b=(2/3)(AB+AO) 对各流道的面积计算列表如下：
检查图
3．中间流线的绘制
根据每条相邻轴面液流流线之间的流量相等的原则，在轴面投影图上作流线，轴面液流的流线一般需作3~5条中低比转速的叶轮可作三条，高比转速叶轮可作五条，叶轮前后盖板是两条流线，故还需作1~3中间条流线，本设计中只需要再作一条中间流线即可。

具体分流线时,可先分进出口,再修改.。

画中间流线时确定中间流线进口分点半径預頌圣鉉儐歲龈讶骅籴。

mm R R R R 284.282402212
221===+中 出口分点为出口宽度的中点，由此初步确定中间流线，然后再根据同一过水断面上两条流线间过水断面面积相等检查修正。

图形如下:渗釤呛俨匀谔鱉调硯錦。

4.流线分点
对于水泵来讲，自叶轮的出口边到进口边为止，大致作八点到十二点左右为宜，点数太多或太少既是取得不当。

取见下图：铙誅卧泻噦圣骋贶頂廡。

修改进口边的位置
原则：
1）尽量使叶片进口边和出口边之间的三条流线长度趋于相等；
2）进口边和流线的交角最好为90度，进口边轴面投影的形状就铸造而言，为直线较好；
3）进口边应向吸入口方向适当延伸，以提高叶轮的抗汽蚀性能，并使泵性能曲线出现驼峰的可能性减小。

5.叶片的绘制
1).确定叶轮进口圆周速度
c b a D D D 111在轴面投影图上量的是 mm D a 32.891= mm D b 82.721= mm D c 66.551=
从而得 s m n
D u a a /78.660
11==π s m n D u b b /53.560
11==π s m n D u c c /22.46011==π 2)叶片进口轴面液流过水断面面积
2197.66162mm b R F a ca a ==π mm R ca 71.28= mm b a 7.36=
2175.73122mm b R F b cb b ==π mm R cb 27.33= mm b b 35=
215.81362mm b R F c cc c ==π mm R cc 05.40= mm b c 35.32=
3）叶片进口角的计算
叶片进口角一般为18~25度，通常等于进口液流角1β加一个不大的冲
角α∆；冲角可取3~10度。

2111)sin cot (11λβπσφ+⨯-
=D z 量得︒=36.601a λ， ︒=77.561b λ，︒=19.1011c λ
1、a~a 流线
先取mm a ba 2,36.60,2011=︒=︒=σλβ取
2111)sin cot (11λ
βπσφ+⨯-=D z =0.859 s m F Q V a a v ma /29.2859
.000661697.0959.00125.0111=⨯⨯==ϕη
又1
1'1arctan u v m =β 代入符合条件︒=7.18'1a β数据得 2、b~b 流线
先取mm b bb 2,77.56,2311=︒=︒=σλβ取
2111)sin cot (11λ
βπσφ+⨯-=D z =0.843 s m F Q V b b v mb /1.2843
.000731275.0959.00125.0111=⨯⨯==ϕη 又11'1arctan
u v m =β 代入数据得符合条件︒=8.20'1b β 3.c~c 流线
先取mm c bc 2,8.105,2611=︒=︒=σλβ取
2111)sin cot (11λ
βπσφ+⨯-=D z =0.82 s m F Q V c c v mc /95.182
.00081365.0959.00125.0111=⨯⨯==ϕη 11'1arctan
u v m =β 代入数据得符合条件︒=8.24'1c β由以上计算得：叶片三条流线的进口安放角分别为：︒=︒=︒=26,23,20111c b a βββ
4)作方格网叶片型线图
作法：
经过轴心线作很多轴面，每相邻轴面之间的夹角均相等，为，一般可取左右，每一轴面与流面有一交线，交线用罗马数字Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ…编
擁締凤袜备訊顎轮烂蔷。

号。

再用与轴心线垂直的平面去切流面，在流面上就可以得到一个圆心在轴心线上的圆周线。

用很多这样的平面去切流面，切的方法是使流面上形成的方格网每个方格都是正方形。

而后也给平面用阿拉伯数字1、2、3编号。

这样，在流面上形成了方格网，在方格网上有一条叶片型线，它的坐标是固定的。

贓熱俣阃歲匱阊邺镓騷。

现在要设法把流面展开，但流面是喇叭形的曲面，于是我们先用保角变换的方法保持叶片型线的坐标位置，保持角度不变，把流面变化成圆柱面，得到在平面上的方格坛摶乡囂忏蒌鍥铃氈淚。

5)、轴面截线
在方格网上进行叶片绘型后，根据方格网中点的位置,就可开始作轴面截线图如下图所示：
6）、叶片加厚
叶片是有厚度，因此它与轴面相交，不应只得到一条轴面截线，而应当是叶片的工作面和叶片的背面有轴面各有一条交流线，两轴面截线之间是叶片与轴面的截线。

蜡變黲癟報伥铉锚鈰赘。

本设计中的厚度如下表：
轴面0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
a 流线
)
(mm
S
2 2.
3 2.5 3.0 3.2 3.
4 3.6 3.7 4 4 4
)(︒
β
20 20 20 20 23 23 23 23 23 30 30
β
cos
0.9
4
0.9
4
0.9
4
0.9
4
0.9
2
0.9
2
0.9
2
0.9
2
0.9
2
0.8
7
0.8
7 β
cos
S
S
m
= 2.1
3
2.4
5
3.6
6
3.2 3.4
8
3.7
3.9
1
4.0
2
4.3
5
4.6 4.6
b 流线
)
(mm
S
2 2.
3 2.5 3.0 3.2 3.
4 3.6 3.7 4 4 4
)(︒
β
23 23 23 23 23 25 25 25 25 30 30
β
cos
0.9
2
0.9
2
0.9
2
0.9
2
0.9
2
0.9
1
0.9
1
0.9
1
0.9
1
0.8
7
0.8
7 β
cos
S
S
m
= 2.1
7
2.5 2.7
2
3.2
6
3.4
8
3.7
4
3.9
6
4.0
7
4.4 4.6 4.6
C 流
)
(mm
S
2 2.
3 2.5 3.0 3.2 3.
4 3.6 3.7 4 4 4
)(︒
β
26 26 26 26 26 26 26 26 26 30 30
线 βcos 0.90 0.90 0.90 0.90 0.90 0.90 0.90 0.90 0.90 0.87 0.8
7
βcos S
S m = 2.22 2.56 2.78 3.33 3.56 3.78 4.0 4.11 4.44
4.6 4.6
加厚后的轴面投影图
7)、作木模图
从叶轮吸入口方向去看叶轮的转动方向，叶轮为逆时针转动，则我们作木模截线时，叶片背面的木模截线画在左面，而叶片工作面的木模截线画在右面。

流线a的叶片工作面和背面，流线c的叶片背面在平面上的投影画在左面，作图方法是用O点为圆心，用a流线处叶片工作面和背面与各轴面交点到轴心线的垂直距离，用c流线处叶片背面与各轴面交点到轴心线的垂直距离，即以这许多距离为半径，在左部木模图上做圆弧与相对应的轴面相交，得到个各交点后，用光滑的
曲线连接之，即得到这三条线在平面图上的投影图。

買鲷鴯譖昙膚遙闫撷凄。

而后又以A、B、C等木模平板线与叶片背面各轴面截线的焦点到轴心线的垂直距离为半径，仍以O点为圆心作圆弧再与相应的轴面相交，并以光滑曲线连接之，得到A、B、C等平面与叶片背面的交线在平面图上的投影线，我们称此投影线为木模截线。

用同样的方法，作出叶片工作面上a流线和c流线以及叶片背面上的c流线在平面图上的投影线，以及叶片工作面的木模截线。

这样我们就完成了木模图的绘制。

如下所示：綾镝鯛駕櫬鹕踪韦辚糴。

第三章压水室水力设计
压出室的作用和要求：
1. 压出室地作用是将叶轮中流出的液体收集起来，并送往压力管路或下一级叶轮的吸入口。

2. 将液体送往压力管路或下一级叶轮的吸入口前，要消除叶轮的旋转运动，把叶轮的这部分动能尽量转化成压能。

驅踬髏彦浃绥譎饴憂锦。

3. 将液体送往压力管路或下一级叶轮前，要降低液流的速度，以减小压力管路中的水利损失或适合下一级的叶轮吸入口要求。

猫虿驢绘燈鮒诛髅貺庑。

4. 液流自叶轮中流出时，速度是很大的，所以压出室中的水力损失很大，它约将占整个水泵水力损失的一半左右，所以压出室的设计应特别注意，要求尽量减小压出室本身的水力损失在设计工况下，液流自叶轮流入压出室时要求不产生撞击损失。

锹籁饗迳琐筆襖鸥娅薔。

一，确定涡室的主要参数：
1，基圆直径3D mm D mm D 26092.268~47.256249)08.1~03.1(33==⨯=取 2，涡室的进口宽度3b mm b mm D b b 25,95.2405.03223==+=取 3，涡室的隔舌安放角0φ 查表9-1，用插值法得︒=150φ
二、确定涡室断面形状和断面面积
断面形状为任意端面
用速度系数法计算第八断面的面积
s m /91.8208.9245.0gH 2k v 33=⨯⨯⨯==
式中 3v ——涡室断面的平均速度；
H ——泵的单级扬程；
3k ——速度系数，查图9-7得45.0k 3=
通过第八断面的流量
）（s /m 0120.04536015-360Q 360Q 3
8
8=⨯==φ
第八断面的面积
）（2388m 00135.091.8
0120
.0v Q F ===
228m 00135.0r =π 020735.0r 8=m=20mm
三、 环形压出室出口断面后的扩散管
由于设计水泵为旋流泵，故还应设计无液腔宽度以L 及壳体间隙e
(1)无液腔宽度
无液腔宽度L 增大，泵的扬程和效率下降，泵的最高效率想大流量方向移
动。

L 减小，泵的扬程、效率均提高。

但L 减小后泵的通过能力下降，在保
证要求的通过能力下，应尽量取小L 值。

通常选用L 的范围 2D 35.0~25.0L ）（= 故取L=65mm
(2)叶轮外壳与壳体的间隙
该间隙对泵的性能有很大的影响，间隙小时，液体和壳壁相撞击，损失增加，
泵的扬程和效率下降；适当增加该间隙，液体可以通顺流入泵腔，减小撞击
水力损失，泵的扬程和效率提高。

间隙使用范围 2D 2.0~1.0e ）（= 故e=30mm
（3）叶轮与无液腔的相对位置
四，出口断面和扩散管
根据第八断面面积以及无液腔宽度L得出出口断面以及扩散管如图
第四章 标准件的选用
一、连接与紧固
1、叶轮联结键：
根据国标（GB/T1096 -2003）采用圆头普通平键（A 型）
根据d=20mm 查的mm 66h b ⨯=⨯， l=32mm (其中叶轮处工作长度为28mm)
2、联轴器联结键：
根据国标（GB/T1096 -2003）采用圆头普通平键（A 型） 根据d=24mm 查得mm 78h b ⨯=⨯， l=40mm
二、法兰的选用及其尺寸
1、进口处法兰 公称直径Ds=80mm ，
具体尺寸： M16T 18mm d 160mm D 200mm D h 01====
2、出口处法兰 公称直径Dd = 80mm ，
具体尺寸： M16T 18mm d 160mm D 200mm D h 01====
三、轴承的选用
由国标GB/T292-1994选择
深沟球轴承
代号：6305 d
D B d a D a C 0r r/min 25
62 17 32 55 11.5KN 14000（油）
第四章 强度计算、部分零件的校核
一、轴的强度校核
1、叶轮旋转的角速度 rad/s 95.15560
1450260n 2=⨯⨯==
ππω
2、单级叶轮的势扬程 m m 69.15)7.18228.238.91(28.23)u 2gH 1(H H 28.23859.020H H )u 2gH 1(H H 222t t p h t 22t t p =⨯⨯-⨯=-====-=η
3、轴向力的计算
一般由下列各力组成：
a) 叶轮前、后盖板不对称产生的轴向力，此力指向吸入口方向，用1A 表示；
b) 动反力，此力指想向叶轮后面，用2A 表示；
c) 轴台、轴端等结构因素引起的轴向力，其方向视具体情况而定，用3A 表示；
d) 转子重量引起的轴向力，与转子的布置方式有关，用4A 表示； e) 影响轴向力的其他因素。

其中：
1）轴向力1A
}]2/R R R [g
8g{H R R A 2h 2m 222
p 2h 2m 1）（）（+---=ωπρ N 35.492)]2
0325.00705.0(8.989.31166.20[0325.08.9100014.3A 2
2221=-⨯⨯-⨯⨯⨯⨯=
2）动反力2A ：
液体通常由轴向进入叶轮，沿径向或者斜向流出，液流通过叶轮其方向之所以变化，是因为液体受到叶轮作用力的结果，反之，液体给叶轮一个大小相等方向相反的作用力，该力即为动反力：構氽頑黉碩饨荠龈话骛。

/s m 0125.03600
45Qt cos v v Q A 3ma mo t 2==
-=）（ερ m/s 88.3v mo =
m/s 91.1v ma =
︒=90ε
N 88.2391.10125.01000A 2=⨯⨯=
3）叶轮及其内部液体的重量：
N 00.10125.00705.002.0020.00325.08.97800gV G 222=⨯+⨯-⨯
⨯==）（轮ρ
N 05.20125.00705.0015.00175.014.38.91000gV G 22=⨯+⨯⨯
⨯⨯==））（液ρ
由上所得，轴向力F 为：
N 52.47105.200.188.2335.492F =++-=
4、径向力的计算
叶轮等传动部件残余不平衡质量引起的离心力（力的方向是变化的），其值可用下式计算R n G 108.912.1F 2c 9-c ⨯⨯=
对于叶轮：N 6.128805.7014501098.1029-=⨯⨯⨯⨯
5、 强度校核
总轴向力F=471.52N
危险截面在叶轮连接处有键槽的轴截面
弯曲应力
MPa 96.2102
.02014.010363202.014.3187.17d 2t d bt 32d M W M 3
6-33w =⨯⨯⨯-⨯=--==）（πσ 拉应力
MPa 69.110364
02.014.352.471bt 4d A F A 6
22b =⨯-⨯=-==-πσ 切应力
MPa 95.1016
02.014.3187.1716187.17Wn
Mn 23=⨯===d πτ
按第四强度理论，折算应力d σ为
MPa 27.3095.10369.196.213b w 2222d =⨯++=++=）（）（τσσσ 按屈服极限取安全系数808.927
.30275n d s >===
σσ则轴满足强度要求。

二、键的强度计算
1、叶轮与轴之间的键
采用圆头普通平键（A 型）根据d=20mm 查得
26mm l 32mm L mm 66h b ==⨯=⨯
（1）工作面的挤压应力 MPa 03.22026
.0006.002.0187.174dhl M 4n j =⨯⨯⨯==σ 196.1MPa ~147.1][j j =<σσ
（2）剪切应力 MPa 01.11026
.0006.002.0187.172dbl M 2n =⨯⨯⨯==τ MPa 3.88~9.58][=<ττ 此键符合强度要求
2、联轴器与轴之间的键
采用圆头普通平键（A 型）根据d=24mm 查得mm 78h b ⨯=⨯，L=40mm L=40-8=32mm
（1）工作面的挤压应力 MPa 79.12032
.0007.0024.0187.174dhl M 4n j =⨯⨯⨯==σ 196.1MPa ~147.1][j j =<σσ
（2）剪切应力 MPa 59.5032
.0008.0024.0187.172dbl M 2n =⨯⨯⨯==τ MPa 3.88~9.58][=<ττ
此键符合强度要求
三、叶轮的强度计算
1、盖板强度校核 叶轮外径
0.010m 0.056m 56m m D 1000kg/m m m 249D 2x 32=====σρ
盖板的压力主要由离心力造成的，半径越小的地方，应力越大， 校核要求 ][u 25.022σρσ≤=
钢[]4~3a s =
σ， 铸铁[]6
~5a b =σ m/s 89.186********.014.360n D u 22=⨯⨯==π 98066KPa ~130755][KPa 54.31143114540227800825.02=<==⨯⨯=σσ 取m 01.02=δ ，即10mm 按等强度设计盖板 则 m 0104.0e 01.0e 007.0]4056.00.24998066002311.9[1000]4D D ][2[x 2
222
x 222=⨯==-⨯⨯⨯-⨯σωρδ
符合要求
2、 叶片厚度计算
根据叶片工作面和背面的压力差，可近似得出下面的计算叶片厚度的公式： Z
H AD s 2= 查表得：A=4.5（钢） 6 Z 20m H 249m .02D ===
代入上式： mm 29.26
20249.05.4s =⨯
⨯= 实际s=10mm 故符合要求。

四、泵体强度计算
1、壳体壁厚 因蜗壳几何形状复杂，且手里不均，故难以精确计
算 用下式来计算：[]()mm 981.0H H Q s s d
σ⨯⨯= 其中：当量壁厚 2.7n 0084.0n 1545s s s
d ++= mm 6.212.71150084.0115
1545s d =+⨯+= 故[]mm 8.28.9981.02525
014.06.21981.0H H Q s s d =⨯⨯⨯=⨯⨯=σ 取s=10mm 铸铁()MPa 7.14~8.9
五、轴承的强度
1、在两处轴径D=25mm 处，使用深沟球轴承，代号6305 查手册知，Cr=22.2KN ， Cor=11.5KN 。

如上图所示 轴承支反力r21r F F ，对两点， 0M =∑，则有： 544N F 400F 128F c c 1r =⨯=⨯ 得N 1700F 1r =
因与Fc 方向相反，故为负
所以N 2244)1700(544F F F 1r c 2r =--=-=
轴向力：N 2272
5.453F a ==
由手册查得： 37.0e = e <==1.02244227F F r a h 1245517002220029806010P C n 6010L 3
6i r r 6h =⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛= 其中：i=3 查得泵用轴承寿命为：8000~12000h ，故符合强度要求。

毕业设计小结
本次的毕业设计是对这四年来所学知识的一个总结，也是为以后的工作打基础，起了承上启下的作用。

在这一设计的过程中，我由心底里感觉到了此次毕业设计的重要性。

所谓不积跬步无以致千里，不积小溪无一成江河，设计中的每一步，每一部分都不可或缺，环环相扣，紧密相接，几乎用到了全部所学知识。

也让我感悟到前面所学课程的重要性，我很仔细认真的完成了这次毕业设计，让我感慨颇多，同时也培养了自己吃苦耐劳的精神。

輒峄陽檉簖疖網儂號泶。

我所设计的产品是旋流泵。

属于离心泵中的一种，所输送的介质为大颗粒流体。

在设计过程中首先是两周的水力设计，由于以前学的不是很扎实，所以刚开始时碰到了很多困难，第一次设计出来的叶片过渡不平滑，导致失败。

后来在老师和同学的帮助下，第二次设计出来的就比较好了。

然后是装配图的设计，由于对这种泵的认识不够，刚开始都不知道如何下手，想不出来它的结构，画出来的也错了很多，后来在请教老师以后，我对整体装配有更新的认识，虽然花了太多工夫在装配上，但却提高了我的认识，牢牢的记在了脑海里加深了印象，接下来就是拆零件图了，零件图的设计虽然要比装配图简单一些，但是小问题却很多，特别是标注，还有线条的设置，修改了很多次才得到一个比较好的结果，虽然有点繁琐，但让我感觉到了扎实工作的重要性。

尧侧閆繭絳闕绚勵蜆贅。

通过过本次毕业设计，我感到自己应用基础知识及专业知识解决问题的能力有了很大的提高。

因此，在我即将工作之前，它是一次重要演练。

我想，通过这次毕业设计，到了工作单位后，我将能够更快的适应工作岗位和工作要求。

我对自己充满信心。

识饒鎂錕缢灩筧嚌俨淒。

学生：杨锡平
指导教师：杨敏官高波李忠
日期：2013—6—4
第六部分参考文献：
[1] 关醒凡著，《现代泵技术手册》，北京：宇航出版社，1995.9
[2] 查森著，《叶片泵原理及水力设计》，江苏理工大学，2002.9
[3] 查森著，《叶片泵及水轮机结构》，江苏理工大学，2002.9
[4]张克危著，《流体机械原理》，北京：机械工业出版社，2000.5
[5] 机械设计手册（新版）（一、二、三、四、五卷），北京：机械工业出版社
[6] 纪名刚、濮良贵著，《机械设计》（第七版），北京：高等教育出版社，200.9
[7] 王之栋、王大康著，《机械设计综合课程设计》，北京：机械工业出版社，2003.6
[8] 关醒凡著，《水泵的理论与设计》，北京：机械工业出版社1995.9
[9] 国家质量技术监督局《极限与配合》国家标准GB/T800-1988。