4.2法兰的选用及其尺寸
4.2.1进口处法兰 公称直径DS=125mm 具体尺寸：D=270mm，D1=225mm，d0=26mm 4.2.2出口处法兰 公称直径Dd?100mm， 具体尺寸：D=220mm，D1=180mm，d0=18mm
4.3电动机的选用
4.3.1根据功率大小，采用的是三相异步电动机，型号为Y280M—2。其具体尺寸见CAD图纸。
4.4联轴器的选用
4.4.1根据电动机轴径大小，选取的联轴器为泵用三抓卡盘联轴器B1104-66-40。
第五章 强度计算
5.1轴的强度校核
5.1.1叶轮旋转的角速度
??2?n2?3.14?2950??308.9rads 60605.1.2单级叶轮的势扬程
Ht?H?h?95?105.56m 0.9
gHtHp?Ht(1?)22u2Hp?105.56?(1?
9.81?105.56)?74.3m 2?41.8325.1.3轴向力的计算 1.一般由下列各力组成：
（1）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A1 表示； （2）动反力，此力指想向叶轮后面，用A2表示；
（3）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A3 表示； （4）转子重量引起的轴向力，与转子的布置方式有关，用A4表示； （5）影响轴向力的其他因素。 其中： （1）轴向力A1
A1?(R?R)??g{Hp?2m2h?28g222[R2?(Rm?Rh)/2]}
308.92A1?3.14?1000?9.8?(0.07?0.025){74.3?[0.1372?(0.072?0.0252)/2]}?7210N8?9.822（2）动反力A2：
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：
A2??Qt(vm0?vm3cos?)=Qt，??90 223.14（R1-Rh）? Qt为理论扬程
?Q??200/3600?Qt???????0.0033 ?0.97??v??22 A2=Qt?493N 223.14（R1-Rh）? （3）轴向力A3=0N 总轴向力为A=A1-A2=6717N 2.轴向力的平衡方法
（1）推力轴承。对于轴向力不大的小型泵，采用推力轴承承受轴向力，是简单经济的方法。即使采用了其他平衡装置，考虑到总有一定的残余轴向力，有时也装设推力轴承。 （2）平衡孔或平衡管。
在叶轮后盖板服设口环，口环所在直径一般与前盖板口环所在直径相等，同时在后盖板下部开设平衡孔。由于流体流经口环间隙的阻力损失，使口环下部液体压力下降，从而减小作用在后盖板上的轴向力。口环和平衡孔是相辅相成的，缺一不可。采用这种方式的缺点是会使容积损失增加，经平衡孔的泄露流与进入叶轮的主液流相冲击，破坏正常流动状态，会使泵的抗汽蚀性能下降，如果在泵体上开孔，通过管线与吸入管联通，可以改善这种状况，但会使结构复杂。
除此之外，平衡轴向力还有采用双吸叶轮，对称布置叶轮，背叶片，平衡鼓，平衡盘等措施。
5.1.4径向力的计算
叶轮，联轴器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），可用下式计算 ：
故最大径向力为2252N 5.1.5轴的强度校核 总轴向力 F=6717N
危险截面在叶轮连接处有键槽的轴截面。 （1）弯曲应力
弯矩M=Fr?l?1561?0.06?93.7N?m
?W?MM93.7??(0.048?0.0055)2W?d3bt?d?t?23.14?0.04830.014?0.0055 ??322?0.048322d?9.96MPa（2）拉应力
A6717 ??A???3.8MPa b223.14?0.048F?d?bt?0.014?0.005544（3）切应力 ??MnMn285???13.1MPa Wn?d3?d31616按第四强度理论，折算应力
?d?(?w??b)2?3?2?(9.96?3.8)2?3?13.12?26.5MPa
查表得45号钢的屈服极限为834MPa,碳钢间隙许用安全系数为n=8
n??s637??25?8 则轴满足强度要求。 ?d26.9
