图6.3 叶轮后盖板简化断面图
由图形计算：
G后＝?（0.0452?0.032?0.032?0.022?0.0212?0.005?2）?7.8?103 得到G后＝0.994kg
计算叶轮总质量：G叶轮=G前+G前+G后=0.888+3+0.994=4.882kg
??6.2计算叶轮径向力
最大径向力公式 见[2]最大径向力公式
F=0.98KHD2B2
式中：F—作用于叶轮的径向力,牛顿；
K—径向力系数； H—扬程，米；
D2—叶轮出口直径，厘米;
B2—包括前后盖板在内的叶轮出口宽度,厘米； ｋ＝0.361?0.512?0.266
F＝0.98?0.266?50?20.6?3.8?1020.3N
??
6.3计算轴套的质量
如装配图，可以将其折合为一个套筒计算：
222?0.117?（0.032?0.0225）?0.019?0.0205?0.087?7.8?103?2 G套=?0.0225?? 38
＝1.48kg
6.4计算在各种载荷下轴所受到的力
依据材料力学的相关知识，将轴化为一简支梁。再计算校核轴。考虑到受载对轴的影响，主要考虑计算轴的径向力，看选择材料是否合适。
依据所选的联轴器，F联＝3.787kg(见[1])
图6.4 泵轴的受力分析
叶轮径向力要取决于外表面力的合并指向ｙ方向，沿ｘ方向的力很小，但是它使径向力向着隔舌方向偏移，在计算中，取Ｆ与ｙ的夹角为30°。
由上图，列方程： 由 ?MBx?0，?Fx?0
得到：RAx?61.08kg ，RBx?66.099kg 如下图RAy＝RBy＝0.5×F×cos30°=53.43kg
图3-5 方向受力情况图6.5 Y方向的受力情况
6.5计算叶轮不平衡质量所产生的离心力Fc
Fc＝1.12?10?9Gcn2R=1.12?10?9?5?29502?103?5.02kg
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图6.6 叶轮不平衡质量所产生的离心力
由于轴承两端距叶轮是对称结构，则
1 RCA?RCB?FC?2.51kg
2
6.6强度校核
根据计算，做出弯矩，扭矩如下图所示
图6.7 泵轴的弯矩、扭矩图
（1）确定危险断面
G断面，即叶轮中心处最为危险。 （2）弯矩M?很小,可以忽略不计 （3）当量扭矩M
Md??9552(Pn)?9552(372950)?119.8(N.m) （4）计算危险断面的直径 d?3Md??26mm 0.2???为考虑轴的强度，选用普通优质钢???为343?105。而叶轮处d叶?42mm?26mm同时靠考虑装键，叶轮处也足以满足强度要求，所以经过校核，设计的轴合格。
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7 结论
此次设计完成了双吸泵的设计，包括叶轮、压水室和吸水室的水力设计和绘制泵的装配图、零件图以及部分零件校核。其中水力设计和零件校核部分，很多数据都采用Excel编制公式进行计算。装配图和零件图的绘制参考了实物。在泵的装配图绘制中，由于对结构不太清楚，很多零件也并不认识，在绘制中出现了不少的错误，今后会多接触实物，加强动手能力，来充实机械零件等方面的知识。
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