节段式多级锅炉给水泵设计说明书（精品）.doc

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1、 毕业设计（论文） 目录 摘要 1 Abstract 2 一、 基本参数和结构方案的确定 1 （一） 泵的基本设计参数 1 （二） 基本方案的确定 1 1. 泵进出口直径的计算 2 2. 泵转速的确定 2 3. 汽蚀比转速的验算24. 泵效率的初步计算3 5. 泵进出口速度的确定 46. 轴功率和原动机的选择 4 7. 泵最小轴径的确定 4 二、 叶轮的水力设计 5 （一） 叶轮主要尺寸的确定 5 1. 叶轮进口直径Dj 6 2. 叶轮出口直径 D2 6 3. 叶轮出口宽度b2 7 4. 叶片出口角2的确定 7 5. 叶片数的选择 8 6. 叶片出口直径的精算 8 （二） 叶轮轴面投影图的绘制

2、 11 1. 轴面投影图的绘制 11 2. 轴面流道的划分 12 （三） 方格网包角变换法叶片绘型 13 1. 叶片进口角的计算 13 2. 沿轴面流线分点 16 3. 在方格网上绘制流线 17 4. 在轴面投影图中画轴面截线 18 5. 叶片加厚 18 6. 画叶片剪裁图 19 7. 叶片绘型质量检查 20 三 、 压水室和吸水室的设计 21 （一） 吸水室的设计 21 （二） 压水室的设计 22 1. 叶片式压水室（导叶）的设计 22 2. 形压水室的设计 25 四 、 轴向力和径向力的计算及平衡 26 （一） 轴向力 26 轴向力产生的原因 26 轴向力的计算 26 轴向力的平衡 28

3、（二） 径向力 29 五、 泵零件选择及强度计算 29 （一） 叶轮盖板强度计算 29 （二） 轴强度校核 30 1. 轴的强度校核 30 2. 轴临界转速的校核计算 31 （三） 键的强度计算 34 1. 工作面的挤压应力 35 2. 断面的剪切应力 35(4) 轴承的选择和校核 35 (五) 穿杠直径和中断密封凸缘宽度计算 37 1. 断壁厚的计算 37 2. 中段强度校核 383. 穿杠直径和中断密封凸缘宽度 38 （六） 密封的选择 40 参考文献 41 外文翻译 42 致谢 63摘要本次毕业设计的题目是节段式多级锅炉给水泵。它在工业领域的应用极为广泛。设计的内容主要有：叶轮的水力设计

4、，环形吸水室的设计，导叶压出室的设计，零部件的选择和设计，并对相关部件进行了强度校核。节段式多级泵的主要部件有吸入室，中段，压出室，轴，叶轮，导叶，密封，平衡鼓，轴承部件，穿杠等。对于这种小流量泵，比转速低，泵的效率太低， 无法达到要求。 在设计中可以采取加大流量法来设计。该类型泵采用径向式导叶，它除具有某些结构上的优点外，还能在各种工况下平衡作用于叶轮上的径向力。在本设计中采用环形吸水室。它的各个断面形状和尺寸均相同，结构简单紧凑。其缺点是存在冲击和漩涡，并且液流速度分布不均匀。每一个零部件都对整台泵的运行起着非常重要的影响。因此，应对这些部件做详细的设计与选取，使整台泵达到良好的性能。 关

5、键字： 节段式多级泵 水力设计 结构设计 强度校核 Abstract The topic of this Graduation is to design a multistagechemical flow pump, which is quite common in industry today. The main content of design is the hydraulic design of the impeller, circle suction chamber and guide vane education chamber, the selection and design

6、of some parts are also concluded, the strength of some parts are verified.The main parts of the multistage pump conclude suction section, middle section, education section, shaft, impeller, guide vane, seal, balance dram, bearing, bolt and so on. For such a small flow pump, lower specific speed and

7、efficiency of the pump too low to meet the requirement. In the design can be taken to increase the flow of design. The use of radialtype pump guide vanes, which in addition to a certain structure on the merits, but also in various condition balancing role in the radial force on the impeller. During

8、the design of a ringabsorbent room. The various sections are the same shape and size, compact structure is simple. Its shortcomings there is shock and whirlpool, flow speed and uneven distribution.Every parts plays a very important in function of pump. So I should do well to increase efficiency of t

9、he pump. Key words: multistage pump， hydraulic design ，structure design ，strength verify 一、基本参数和结构方案的确定 （一） 、泵的基本设计参数 扬程H=480m 流量Q=80m3/h 转速 n=2950r/min NPSHr=4.4m 均质清洁液体 介质密度=1000kg/m3 介质温度小于105 （二）、基本方案的确定 1. 泵进出口直径的计算考虑到此泵的流量，以及保证其具有高抗汽蚀性能，参考进口直径小于250时，取=3m/s，按下式确定取整 Ds=100mm出口直径： 对于高扬程，为减小泵的体积和排

10、出管的直径 =（10.7） =（0.71）96.7 =(67.6996.7) 取=802.泵转速的确定： 考虑到首级叶轮的抗汽蚀性能，取C=1100 取：n=2950r/min合适3.比转速的初步确定，单级扬程80米4.泵的效率的初步计算：水力效率： 容积效率： 设平衡盘泄漏量与理论流量之比为0.05,所以机械效率： 总效率： 因为圆盘损失会比估计值还要小,所以总效率会相应的提高。5. 泵进出口速度的确定： 出口速度; 6.轴功率和原动机功率： （取） 泵的轴功率： 原动机的功率： 余量系数k：电动机 k=1.11.2 6. 泵最小轴径的确定： 扭矩： 最小轴径： 轴材料选用40Cr，=（63

11、7735），HB=241302，取许用应力取=735，确定出泵的最小轴径后，参考类似结构泵的轴结构，画出轴的结构草图： 各段轴径采用标准轴径，上图中联轴器的轴径为25mm，安装叶轮的轴径为35mm，在考虑到键槽的厚度和轮毂强度的前提下，取尽量小的轮毂直径=（1.21.4）=（1.21.4）35mm =(4249)mm 取=44mm二叶轮的水力设计：（一）叶轮尺寸的初步确定;叶轮尺寸的确定主要有速度系数法和相似换算法，在泵此设计中才用速度系数法，他和相似换算法在实质上是相同的，其差别在于模型换算是建立在一台相似泵基础上的设计，而速度系数法是建立在一系列相似泵基础上的设计，是按相似的原理，利用统计

12、系数计算过流部件的各部分尺寸。1.叶轮进口直径： 先引入当量直径的概念： 上式中：主要考虑效率：3.54.0 效率和汽蚀兼顾：4.04.5 主要考虑抗汽蚀：4.55.5对于首级叶轮，考虑到其抗汽蚀性能，取=4.55.5 ，即当量直径： 以为直径的圆的面积等于叶轮进口去掉轮毂的有效面积，即叶轮进口直径： 取=100mm而对于次级叶轮由于首级叶轮给液体提供了一定的压力，使之不易发生汽蚀，汽蚀性能好，为提高泵的效率，取=3.54.0，即当量直径：次级叶轮进口直径：取=88mm2.叶轮出口直径修正系数;则叶轮出口直径： 选取：=240mm3.叶轮出口宽度： 修正系数则出口宽度： 由于比转速，所以采用加

13、大流量设计法。在低比转速和小流量范围内，泵效率随比转速和流量的增加而迅速提高，变化十分明显，因此采用加大流量设计法来提高此泵的效率，其实质是综合考虑设计工况和最佳工况的一种特殊的低比转速泵水力设计优化方法，其主要措施是增加叶片出口安放角2，叶片出口宽度b2和泵体喉部面积F8等。根据低比转速泵加大流量设计法要求，按加大流量设计叶轮出口宽度 出口宽度:取叶轮出口宽度=12mm4. 叶片出口角的确定比转速低，应选择大的叶片出口角，可以增加扬程，增大叶轮出口圆周速度，有利于扬程的提高，同时减小叶轮外径，减小圆盘摩擦损失。根据出口角与比转速的关系=6070 = =5160 = =7180 =结合相似泵的

14、设计综合考虑取=5.叶片数的选择一般来说，泵的叶片数与其比转速、叶片负荷和扬程由关。选择叶片数时，不但要考虑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作用，还要考虑尽量减少叶片的排挤和表面的摩擦。参考资料知，国内优秀低比转速泵模型的统计表明，其叶片数均在Z=47 范围内，且似有比转速越低，叶片数越少的趋势。选用较少叶片数的直观理解是，在相同扬程下增加了流量，或在相同流量下提高扬程，因此单位叶片的负荷减小，故可减少叶片数。其次，叶片数少，有利于低比转速泵消除扬程曲线的驼峰，可以减少扬程水力摩擦损失，有利于提高泵的效率，可减小叶轮进口的堵塞和冲击损失。综合考虑，取Z=6。6.叶轮出口

15、直径（精算）Pfleiderer法：精算。第一次精算： 取=240mm = =3mm 排挤系数： 理论扬程：叶片修正系数：静矩：有限叶片数修正系数无穷叶片数理论扬程出口轴面速度： 本次设计采用环形吸水室可以吧进口流面速度看做0，即，出口圆周速度：出口直径：第二次精算： 取叶片出口排挤系数:出口轴面速度： 出口圆周速度：精算第二次出口直径由于第一次精算和第二次精算相差不大，在误差范围以内，故精算后确定叶轮出口直径=244mm。7.计算出口速度：出口圆周速度：出口轴面速度： 出口圆周分速度:（二）叶轮轴面投影图的绘制 1.轴面投影图的绘制叶轮各部分尺寸确定后，就可画出叶轮轴面投影图。画图时，选用

16、ns相近的，性能良好的叶轮图做为参考，考虑具体情况加以修改,做到前后盖板出口保持一段平行或对称变化，流道弯曲不应过急，在轴向结构允许的条件下，采用较大半径。所绘轴面投影图如下图检查过水断面面积变化情况沿流道求出一系列过水断面的面积后，便可做出过水断面面积沿流道中线（内切圆圆心的连线）的变化曲线。该曲线应是平直或光滑的线，考虑汽蚀时进口部分有凸起。曲线形状不良时，应修改轴面投影图的形状，直到满足要求为止。流道面积沿流道中线的面积变化见下表，其中（）。编号（）s（）（）Rc（）101517.552.5115452103517.753.811876.331833.81757.812299.29425

17、.53216.362.312604.4553429.61569.312946.6364426.513.978.213233.5676720.910.910113453.56887189.2120.613740.579107168140140762.轴面流道的划分一元理论假设流动是轴对称的，即每个轴面上的流动均相同。在同一个过水断面上轴面速度均匀分布，因而轴面速度只随轴面流线一个坐标变化。轴面流线是流面和轴面的交线，一条轴面流线旋转一周形成的回转面就是一个流面。因而，要分流面，只要把流道分成几个小流道就行。本设计中，为方便起见，只将流道分为两个小流道。根据经验先自己大概确定其中间流线的位置（可以

18、是一段一段的来分），沿流道求出一系列过水断面的面积，两边相应的过水断面的面积的差量应控制在 3%之内，根据这一要求局部或全局调整中间流线的位置，直到满足要求。最后确定的中间流线应是平直或光滑的线。同一过水断面（=const）见下表断面号流道（mm）（mm）误差%10-145.1720.345772.6601-262.6714.665772.6020-148.919.55987.880.41-26514.65962.7430-155.6186276.901.021-268.214.56213.4440-16416.26514.410.7581-273.5146465.4050-173.914.5

19、6732.750.091-281.113.26726.2860-192.111.76770.570.451-294.111.46740.2270-1107.210.16802.930.1591-2108.1106792.1280-1123.28.96889.390.721-2123.78.86839.6290-114087037.1701-214087037.17（三） 方格网包角变换法叶片绘型 1.叶片进口角的计算在计算叶片进口角之前，应先画出叶片进口边，画进口边的原则是：（1）进口边和前后盖板流线大概成 90（叶片进口边不放在同一轴面上除外）。（2）前后盖板流线长度相差不多。（3）进口边适

20、当向吸入口延伸。叶片向进口延伸，使液体提早受到叶片的作用，可以减小叶轮外径，从而减少圆盘摩擦损失，减小叶片进口的相对速度，这对提高抗汽蚀性能和减小特性曲线的驼峰是十分有利的。但是，延伸应适当，圆柱形叶片少延伸为宜。依照以上叶片进口边确定的原则画出叶片的进口边后，计算叶片进口角：叶片进口圆周速度： 叶片进口轴面液流过水断面面积： A流线叶片进口角：取 叶片进口角，通常取之大于液流角，即其正冲角为=1，通常冲角的范围为=315采用正冲角，能增大叶片进口角，减小叶片的弯曲，从而增加叶片进口过流面积，减小叶片的排挤；在进口形成的漩涡不易扩散，漩涡是稳定的；能改善在大流量下的工作条件。所以：验证排挤系数

21、：取 取时验证排挤系数： 其值与假设值相差不大，故以上的计算结果可信。 取B流线叶片进口角： 取C流线叶片进口角： 取B流线叶片进口排挤系数：取 C流线叶片进口排挤系数：取 B流线进口轴面速度：C流线进口轴面速度：B流线进口液流角： 取C流线进口液流角： 取B流线叶片进口冲角： C流线叶片进口冲角： 2沿轴面流线分点一般采用作图分点法。在轴面投影图旁，画两条夹角等于的射线（本设计中，这两条射线表示夹角为的两个轴面。从出口开始，先取s，若s中点半径对应的量射线间的弧长u，与试取的s相等，则分点是正确的，如果不等就逐次逼近，直到s=u 为止。第一点确定后用同样的方法分第 2、3点。各流线用相同的分

22、点。具体见水力图。3.在方格网上绘制流线方格网的大小任意选取，横线表示轴面流线的相应分点，竖线表示夹角为对应分点所用的轴面。其步骤如下：（1）在轴面图上分一条中间流线（也可以不分中间流线）;（2）对中间流线分点或对后盖板流线分点；（3）根据确定的进出口角在方格网上画出一条流线，型线应光滑平顺，单向弯曲，但不要出现S型。参考同类型的泵取叶片包角，具体见水力图。4.在轴面投影图中画轴面截线用轴面（方格网中的竖线）截三条流线，相当于用轴面去截叶片，所得线为叶片的轴面截线。轴面截线应光滑并有规律变化，并尽量使周面截线与流线的交角成90一般不应小于 60，角太小，盖板和叶片的实际夹角过小，会带来排挤严重

23、，铸造困难，过水断面形状不良等缺点。5.叶片加厚轴面截线表示无厚度的叶片，实际叶片是有厚度的，所以叶片必须进行加厚。为了减小误差，可以按给定的流面厚度 s，沿方格网展开图流线直接加厚。S 为垂直流线方向的流面厚度，在竖直方向量得 sm就是轴面厚度，可将其直接加在轴面投影图相应点上（沿轴面流线方向加），具体见数据见下表：。A流线：IIIIIIIVVVIVIIS(mm)455.75.75.55.15()1515.517.2202730304.145.25.976.16.175.895.77B流线：IIIIIIIVVVIVIIS(mm)455.75.75.55.15()2121.521.623.82

24、7.130304.295.376.136.236.185.895.77C流线：IIIIIIIVVVIVIIS(mm)455.75.75.55.15()2525.126.22829.530304.415.526.356.466.35.895.776.画叶片剪裁图用一组等距的轴垂面取截叶片，每一个截面和叶片有两条交线（工作面和背面，圆柱形叶片两条交线重叠在一起，只能看到一条，把各截面和叶片的交线分别画在平面图中，即为木模截线，具体作图如下：（1）在平面图中，画出相应轴面投影图中轴面截线角度的轴面（一组射线）并相应编号 0， ，（2）做叶片的平面投影轮廓线：叶片工作面与前盖板的交线（同样是叶片工作面

25、与后盖板的交线），它是把轴面投影图中各工作面截线和前盖板流线的焦点，以相等的半径画到平面图相应轴面的射线上所得点的连线。同样可以做出叶片背面和前盖板的交线（同样是叶片背面和后盖板的交线）。做出的交线应该是光滑的曲线。7. 叶片绘型质量检查本设计中以速度的变化情况来检查叶片绘型质量的好坏，可以检查相对速度 w 和速度距 vuR 沿流线的变化规律。本设计中只对 a流线进行检查。a流线速度变化规律：IIIIIIIVVVIVII（cm）00.70.80.81.31.952.5()1515.517.2202730300.260.270.30.340.450.50.50.270.280.310.360.5

26、10.580.5802.622.712.342.863.9502.625.337.6710.514.419.4S0.40.50.570.570.550.510.51.551.871.931.671.211.021r(cm)7.057.257.78.39.5511.5140.790.750.760.810.880.920.934.644.674.434.063.683.473.321.7822.423.7925.6429.535.5343.34.455.549.4714.522.329.537.5F()119.5123128.5132.3134136.514117.9415.2512.6510.

27、458.116.946.631.3740.1972.92120.4212.8339.5525.6注; L流线真是长度s沿轴面流线量从方格网流向上量R从轴面流线上量三压水室和吸水室的设计（一）吸水室的设计在本设计中采用环形吸水室，其结构简单，形状和断面相同。在环形吸水室中不能保证叶轮进口具有轴对称均匀的速度场，液体以突然扩大的形式进入环形空间，之后又以突然收缩的形式转为轴向进入叶轮，液体在此过程中的损失很大，且流动不均匀，在上半部进入叶轮的流速较下半部大。另外，下半部液体从两侧向中间合拢，出现旋转运动，因而速度是很不均匀的。环形吸水室的设计要点：环形吸水室的进口，既是泵的进口，吸水室进口直径应采

28、用标准直径环形吸水室的断面认为有一半的流量流过，其它断面均相同。具体结构形状根据泵的总体结构确定。吸水室断面面积的计算： =1237014140（二）压水室的设计1.叶片式压水室（导叶）的设计在本设计中采用径向导叶，径向导叶的流道有由正导叶、环形空间、反导叶组成，正导叶起着压水室的作用，反导叶除起压水室的作用（降低速度，消除液体旋转分量）外，还起着把液体引入下级叶轮的吸水室作用，即兼有双重作用的固定导流部件。基圆直径：导叶进口宽度b：导叶进口安放角： =2.7m/s 所以， 取 导叶叶片数和喉部面积参照同类型产品，取导叶叶片入口厚度3=3mm。喉部轴面宽度b3=a3=21mm。 =5.265

29、取z=5由现代泵设计手册图8-10螺旋压水室速度系数（对导叶可近似取0.8）查得 导叶喉部高度 =20mm扩散段： 取 =10m/s流道用双向扩散，出口断面，则 取=28mm扩散角: 扩散段L=（34）=80mm 导叶出口直径 =（1.31.5） =（1.31.5）285=370.5427.5mm 取 =380mm反导叶进口直径=318mm 反导叶宽度 取 出口直径 =130mm反导叶进口安放角，设 =1.93m/s 由图量得 导叶设计图所以，反导叶叶片进口液流角反导叶进口安放角为了改善导叶形状，取较大的冲角），反导叶出口安放角取。2.环形压水室的设计环形压水室是的各个面积都相等，流速向出口方

30、向逐渐增大，与叶轮中流出的液体发生相互碰撞，损失很大。但环形压水室结构对称，简单。环形压水室的具体结构根据总装图的结构而定。其断面面积的确定按准螺旋形压水室第VIII断面面积计算设计。第VIII断面流量： 四轴向力和径向力的计算及平衡（一）轴向力1.轴向力产生的原因泵在运转中，转子上作用这轴向力，该力将拉动转子轴向移动。因此，必须设法消除或平衡此轴向力，方能使泵正常工作。泵转子上作用的轴向力，由下列各分力组成：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 A1 表示；动反力，此力指向叶轮后面，用 A2表示；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。2.轴向力的计算由

31、前后盖板不对称引起的轴向力，首级叶轮的密封环直径=122mm，次级叶轮的密封环直径=122mm，首级叶轮的进口直径=100mm，次级叶轮进口=130mm。叶轮旋转的角速度： 单级叶轮的势扬程 轴向力首级叶轮： 动反力：取作用在首级叶轮上总的轴向力为 次级叶轮： 所以，作用在次级叶轮上的轴向力：所有作用叶轮上的轴向力:3.轴向力的平衡本设计中采用平衡盘来平衡轴向力。平衡盘装在末级叶轮之后，随转子一起旋转。下面讨论平衡盘的水力设计：i.平衡机构前后压力降的计算末级叶轮出口处液体压力，设，则 末级叶轮后泵腔中径向间隙进口处的压力 又因平衡盘后轮毂处压力 平衡机构前后压力降ii平衡盘的选定 ，取F=A

32、iii选择 =（1.11.15）0.082=0.09020.0943m 取 当时 校核压降系数：进口阻力系数 根据 和 k值要求在0.30.5。iv计算泄露 相对泄露量:v计算径向间隙长度L ， 取 =40mm（二）径向力当叶轮外液流的轴对称流动被破坏时，会产生作用在叶轮上的径向力，在本设计中，采用了导叶式压水室，使径向力得到了平衡。五泵零件选择及强度计算（一）叶轮强度计算 盖板中的应力主要由离心力造成，半径越小的地方，应力越大。盖板任意直径 Dx处的厚度，材料取ZG1Cr13,=7800/， =(13075598066)kpa 叶轮强度校核： 叶片盖板任意直径处的厚度： 出口处厚度： 进口处

33、厚度： 当时 轮毂强度： 离心泵叶轮和轴是间隙配合，但锅炉给水泵有时采取过盈配合，为了使轮毂和轴的配合不松动运转时离心力产生的变形应小于轴与轮毂配合的最小公盈。 铸钢 对铸钢 安全系数满足。（二）轴强度校核1.轴的强度计算和临界转速的校核计算 泵轴除进行强度计算外，还要进行刚度计算，刚度计算包括两个部分，第一是计算轴的挠度，使轴在运转中的挠度小于转子和壳体间的半径间隙；第二是计算轴的临界转速，以保证转子的平稳运转。任何轴系都具有其固有的振动频率，当轴的转速等于转子本身的固有振动频率时，轴的运转变为不平稳，产生前列的振动，而当轴的转速离开转子本身的固有振动频率时，转子的运转又变为平稳。通常称这种

34、振动情况为共振现象，产生共振时的转速称为轴的临界转速，转速由低到高，依次产生的第一次共振时的转速为轴的第一临界转速；第二次共振时的转速为轴的第一临界转速。用能量法求轴的第一临界转速能量法计算轴的临界转速是泵行业目前广泛采用的一种方法。能量法适用于刚性轴，即轴在支承点处没有发生形变。第一临界转速的计算公式为 式中：为轴的临界转速（rpm）；为作用轴各断上的集中载荷，等于该段轴自重及其上转子零件的重量；对应作用点处轴的静挠度。由上述公式可见，求临界转速，转化为求在全部载荷作用在轴各段的静挠度（、）。其可以用作图法和计算法求得。下面用作图法求之。（1）对轴分段，计算各段荷重，确定各段荷重的作用点（作

35、用点为该段转子的重心），简图如下图所示（详见临界转速分析图）（2）选取适当的长度比例尺3，严格按照画出转子部件图（只要求长度符合比例）。详见临界转速分析图（3）按照符合第一临界转速下轴的挠度曲线（产生最大挠度）确定荷重方向，如支点间的方向向下，两支点以外的荷重方向向上。详见临界转速分析(4)选取适当的力比例尺 （），严格按照力比例尺作力多边形，顺次连接，相应处注上、详见临界转速分析图。因为力多边形的极距的大小和极点0的位置只影响弯矩图的形状，不影响计算结果。所以任取极距30cm，连接各点，得，0，0，0（5）画弯矩图。从左支点开始，在 A 和之间，画0的平行线，在之间画 0 的平行线，依此类推

36、，最后连接 A、B，得到弯矩图。详见临界转速分析图。（6）计算虚荷重 Q Q=A/EJ(无因次量)式中A对应各段弯矩图得面积（Ncm）J相应各段轴得断面惯性矩E轴材料得弹性模量。求出虚荷重，用作图法求出虚荷重重心，详见临界转速分析图。（7）任取适当虚荷重比例尺，取极距30cm，用上述作力多边形的方法作出虚力多边形。详见临界转速分析图。（8）画挠度图。此挠度图实际为一虚矩图，参考弯矩图画法画出挠度图。详见临界转速分析图，计算出实际挠度（cm），其计算公式为 式中：-直接从图上量取得挠度（9）算出对应实际荷重作用点得挠度（cm），则临界转速为因为 n=2950r/min1.3,所以该轴为柔性轴（三）键的强度计算键的强度计算，通常校核工作面的挤压和断面的剪切。（四）轴承的选择和校核根据泵结构以及参考其它类型的结构，由于泵的转速高选择轴承为滑动轴承，具体结构参看总装图。(五) 穿杠直径和中断密封凸缘宽度计1.中段壁厚的计算:壁厚按下式计算 取 s=30mm式中 ：p作用在内筒的压力，对最后一个中段（暂时不考虑泵进口压力）许用应力，中断材料为 3Cr13，屈服极限=637MPa,对塑性材料2.中段强度校核