試設計一提升裝置上使用的閉式

① 鐵力WT密閉式絞刀污水提升裝置有哪些特點

產品性能
1、鐵力污水提升裝置，是由鉸刀潛污泵、電控箱、管路、閥門和全密閉不銹鋼容器組成；注重產品的每一個細節，該裝置內置食人魚刀頭切割粉碎裝置，可以把污水中的各種衛生用品（如：衛生巾）、絲襪、塑料袋、抹布等長纖維垃圾及廚房果蔬垃圾在瞬間徹底粉碎成細沫隨污水一同排出並通過任何管路和閥門，這是其它廠家無與倫比的。
2、結構緊湊，構造簡單，體積小，節約空間，容器全密閉，無任何異味發生，不污染空間環境。
3、該裝置全自動控制，主機一用一備、自動切換、互為備用、超高液位時自動報警，備用主機自動投入工作，無需人員看管。
4、該裝置外殼為PE材料或不銹鋼材料，具有堅固、抗老化、耐腐蝕、表面光潔、美觀等特點；
5、與外置型相比，WT污水提升裝置主機潛伏水中默默的工作，雜訊極低。
6、與外置型相比，WT污水提升裝置檢修時不會發生污水流出污染地面，只需把主機從容器內提出即可。
7、與採用反沖洗閥污水提升裝置相比，不需要經常清掏過濾網垃圾，絕對不會發生災難性的反冒污水的困境，具有高可靠性。
技術參數
1、揚程1-40米；
2、水平距離：1-400米；
3、流量：1-50米3/小時；
4、功率：0.75KW-7.5KW；
5、電壓：380V或220V；
6、污水提升裝置的容積：20升-5300升；
7、有單主機和雙主機可供用戶所選
WT污水提升裝置型號說明
例：WTG3025/1-Z（Y）/B
W代表污水提升裝置；TG3025代表鉸刀潛污泵型號，技術參數參照鐵力樣本；1代表單台主機；Z代表耦合裝置；Y代表移動安裝；B代表不銹鋼容器（升）。
外形尺寸（略）
污水提升裝置外形尺寸根據工程現場或用戶設計圖紙尺寸定製
安裝、維修
1、污水提升裝置安裝：方便、快捷，該裝置運到現場，只需要把進水、出水管接上，再接上電源就能投入使用。
2、維修：不需要人員進入容器內拆卸，只需把主機從上口輕輕提出即可，特方便。

② 提升裝置必須設那些保護裝置其中摩擦式絞車設有那幾種保護

提升裝置必須裝設下列保險裝置，並符合下列要求：
（一）防止過卷裝置：當提升容器超過正常終端停止位置（或出車平台）0.5m時，必須能自動斷電，並能使保險閘發生制動作用。
（二）防止過速裝置：當提升速度超過最大速度15％時，必須能自動斷電，並能使保險閘發生作用。
（三）過負荷和欠電壓保護裝置。
（四）限速裝置：提升速度超過3m/s的提升絞車必須裝設限速裝置，以保證提升容器（或平衡錘）到達終端位置時的速度不超過2m/s。如果限速裝置為凸輪板，其在1個提升行程內的旋轉角度應不小於270°。
（五）深度指示器失效保護裝置：當指示器失效時，能自動斷電並使保險閘發生作用。
（六）閘間隙保護裝置：當閘間隙超過規定值時，能自動報警或自動斷電。
（七）松繩保護裝置：纏繞式提升絞車必須設置松繩保護裝置並接入安全迴路和報警迴路，在鋼絲繩鬆弛時能自動斷電並報警。箕斗提升時，松繩保護裝置動作後，嚴禁受煤倉放煤。
（八）滿倉保護裝置：箕斗提升的井口煤倉倉滿時能報警和自動斷電。
（九）減速功能保護裝置：當提升容器（或平衡錘）到達設計減速位置時，能示警並開始減速。
防止過卷裝置、防止過速裝置、限速裝置和減速功能保護裝置應設置為相互獨立的雙線型式。
立井、斜井纏繞式提升絞車應加設定車裝置。

對摩擦式絞車沒有特殊規定，但必須進行必要的摩擦條件驗算。
針對副井還有必要的容器位置、信號及操車設備的閉鎖關系。

③ 什麼叫開式系統和閉式系統

開式系統是指液壓泵1從油箱5吸油，通過換向閥2給液壓缸3(或液壓馬達)供油以驅動工作機構，液壓缸3(或液壓馬達)的回油再經換向閥回油箱。在泵出口處裝溢流閥4。

這種系統結構較為簡單。由於系統工作完的油液回油箱，因此可以發揮油箱的散熱、沉澱雜質的作用。但因油液常與空氣接觸，使空氣易於滲入系統，導致路上需設置背壓閥，這將引起附加的能量損失，使油溫升高。

採暖系統中的閉式系統，是指假如採暖系統中的循環水既不與外界空氣接觸又不向外釋放，這樣的系統稱為閉式系統。系統運行安全可靠，設備壽命長，節水又節能，常見的歐式壁掛式採暖爐屬於此類產品。設計和管理符合規范的集中式供暖系統（帶熱交換器的市政熱網，有壓鍋爐）也屬於此類系統。

(3)試設計一提升裝置上使用的閉式擴展閱讀：

閉式體系具有以下優點：   

（1）目前閉式系統變數泵均為集成式構造，補油泵及補油、溢流、把持等功效閥組集成於液壓泵上，使管路銜接變得簡略，不僅縮小了安裝空間，而且減少了由管路銜接造成的泄露和管道振動，進步了體系的可靠性，簡化了操作進程。   

（2）補油系統不僅能在主泵的排量產生變更時保證容積式傳動的響應，進步系統的動作頻率，還能增添主泵進油口處壓力，防止大流量時產賭氣蝕，可有效提高泵的轉速和防止泵吸空，提高工作壽命。

補油系統中裝有過濾器，提高傳動裝置的可靠性和應用壽命；另外，補油泵還能便利的為一些低壓幫助機構供給動力。  

④ 誰來幫幫我這個畢業設計啊!!!如何基於 CPLD設計並實現單相晶閘管交流全周波調功器

主要研究內容：
高壓靜止無功補償成套裝置是應用在電力系統中，可以根據負載變化隨時調節補償無功的自動化裝置。根據補償方法可分為調容式、調感式與靜止無功發生器（SVG）方式，其中調容與調感方式屬無源方式，SVG屬有源方式。目前市場上出現的多為無源方式，其中調容方式正逐步成為主要的補償方式。其主要原因在於調容方式佔地面積小、成本低，且更換電力電子器件後對系統無突變過程。調感方式是採用電抗器與晶閘管作為支路，通過調節晶閘管的導通角度來達到調節無功補償的目的，而一般場合系統需要補償容性無功電流，因此調感方式需要匹配足夠容量的大電容，通過改變電感電流達到調節電容的目的。此外，調節電感的導通角勢必產生電流諧波，需要有濾波裝置相配合；通常調感方式多用於補償超高壓系統的對地雜散電容，以避免末端電壓升高問題。調容與調感屬於應用不同場合兩類產品，調容方式更適用於面向於負荷側，而調感方式主要面向與大系統的電能傳輸。SVG是未來新一代的無功補償裝置，它既可以補償感性電流，也可補償容性電流，是當前無功補償方式的替代產品，它的市場在未來。市場是一個企業的生命，若沒有市場為依託，再先進的產品同樣等於零，因此開發新產品必須要有市場認可為保障。市場的概念又非常廣泛，同時存在針對性問題，即針對哪部分市場。企業涉足一個新領域需要一個被認可的過程，而這個過程最好從有市場需求且已經被市場認可的產品出發。根據目前國內無功補償市場的發展情況，高壓靜止無功補償系統產品開發。次序應該如下：採用真空開關投切電容器組（MSC）採用晶閘管串開關投切電容器組（TSC）採用晶閘管串開關投切電抗器（TCR）靜止無功發生器（SVG）成套裝置以上產品均用於35kV及以下高壓電力系統之中。上述次序不僅根據市場狀況分序，同時也從開發周期與工廠的實際情況出發，工廠不會出現投資開發過大或因為開發而暫時無法涉足市場問題。
上述幾個產品不存在原理實現問題，但存在實際產品化問題。產品的目的是要用戶接受，這就需要用戶的信息，避免閉門造車。而用戶對現有產品的評價是開發過程中主要解決的問題，這可能會造成開發控制系統功能強大、系統龐大。因此，建立一個大系統，並避免系統的瓶頸受限於將來對功能的需求是產品化要考慮的首要問題，這也是產品化的目標
市場可行性分析：
近年來，隨著我國電力裝機容量速度遞增，供電緊張的局面大為緩解。但是伴隨著供電量增加的同時，電網建設的速度明顯滯後，網路損耗問題日益突出。近幾年來，國家電力公司和各省市電力部門都開始重視這一問題。大家已普遍重視到降低網損是供電部門減小供電成本的重要突破口，也是今後增加供電量的重要手段。據估計，通過降損來提高供電量，成本僅為興建電廠成本的1/4～1/5，是非常可行的。在工程實踐中，以下幾種降損措施得到了重視：①改造電網結構，提高電壓等級和增加變電站所，合理分配有功與無功；②更換高能耗變壓器，採用新型節能變壓器；③加大導線截面積，縮短供電半徑；④採用無功功率補償裝置。第一種改造措施是基於對配電網長遠發展考慮的好辦法，它合理地改造不盡完善的供電網，可以提供10年以上電網高效、穩定的運行環境。但是由於工程投資巨大，投資回收期長，大多數地區在目前都難以開展此項工作。同樣，第二、三種措施投資亦甚是可觀，只有那些資金比較充足的地區可以考慮，而第四種措施投資最少。我國供電網長期以來由無功補償匱乏而造成的網損甚為可觀，這樣不但造成線損大、電壓波動大，而且直接影響輸電容量，有電也送不過去。通過無功補償來降低網損和提高電壓是一種投資少、回報高的方案，同其它幾種措施相比更適用於在全國范圍內推廣。電力系統中無功補償裝置具有重要地位，是變電站的必須裝置，其對於降低網損、提高供電容量、提高電壓質量具有決定性作用。電力系統每年大量興建和改建各種變電站，所以無功補償的市場容量是巨大的，據統計，近些年全國每年無功補償裝置安裝容量平均在6000萬千乏左右，而且每年仍以10%的容量遞增。2000年全國電力系統無功補償裝置總容量在20000萬千乏左右，其中電容器投切無功補償裝置的容量占總容量的85%（用電企業佔40%，電力企業佔45%）。可見，目前市場上絕大多數無功補償裝置仍是電容器投切方式。無功補償裝置的市場雖然很大，但是受到用戶購買力、觀念和重視程度等影響，在現階段多數用戶還是會首選價格低廉、維護簡單的電容器投切方式。但是隨著新型無功補償裝置技術的逐漸成熟、高功率電力電子器件可靠性的提高和成本的降低，不會用很長時間，TSC、TCR甚至SVG很快會占據無功補償市場。從目前的市場來看，真空開關投切電容器組（MSC）成套裝置屬於成熟技術產品，而晶閘管投切電容器組（TSC）和晶閘管投切電抗器（TCR）兩種產品已經開始進入市場，正在逐步被用戶採納和接受，但是靜止無功發生器（SVG）成套裝置屬於世界各國正在著重研究與開發的新一代無功補償產品，是所有無功補償產品中的「貴族化商品」，目前在世界各國成功並網運行的只有很少幾套。同時必須看到，作為高壓無功自動補償領域而言，靜止無功發生器（SVG）成套裝置是這一技術的最先進、最完善形式，也是企業能夠主導無功補償市場的核心產品。從技術角度上講，低電壓的SVC裝置目前已經在國內實用化；從高電壓領域上講，開發該裝置主要是解決好高壓開關串（晶閘管串）均壓、過電壓保護、運行監控以及其控制模塊防電暈與局部放電等幾個問題。上述問題在高電壓領域均屬常規問題，解決的手段較多。可見，目前開發高電壓靜止無功補償（SVC）裝置是可行的，也是必要的。該產品可應用於35kV及以下電網的靜止無功補償，通過對電網中采樣的電壓、電流進行實時數字信號處理，得出所需補償的無功量大小，確定投切支路。產品與技術的主要特點：①採用美國德州儀器（TI）公司TMS320C3x系列DSP晶元，運算速度快；②可以實現開關零電流投切，無開關涌流；③無功補償響應速度快，TSC與TCR裝置小於20ms；④優良的電磁兼容性能，抗強電磁干擾；⑤提供方便靈活遠程通訊介面。

2、晶閘管投切電容器（TSC）成套裝置

主要研究內容：
晶閘管投切電容器（TSC）型無功補償裝置利用大功率晶閘管通流容量大、開關頻率高的特點，可以廣泛用於頻繁連續動作，實時跟蹤調整無功功率的場合。TSC補償裝置開關無觸點，因而壽命遠高於真空開關投切方案，由於作為高壓無功補償，晶閘管需多級串聯，所以高壓晶閘管的串聯與保護均壓技術、電容器的過零投切技術等使得該方案技術含量及復雜性要遠高於電容器真空開關投切（MSC）型無功補償裝置。晶閘管投切電容器（TSC）型無功補償裝置是靈活輸電(FACTS)的一個重要發展方向。TSC設備具有可以根據系統情況調整功率因數，補償快速變化的感性功率，其響應時間可以小於20ms，電容在投切時不產生涌流與過電壓問題，補償調整可以在1/4個周波內完成，可以實現每相獨立補償，故不存在三相系統不平衡問題。電容器的容量以二進制形式設置，因而調整的范圍大，可提供遙控功能以實現系統的自動化，此外，裝置具有自身器件診斷功能，設備採用光纖隔離信號傳輸，故使用安全。高壓TSC裝置的工作原理如下圖所示。圖中采樣系統通過電壓、電流互感器將系統的電壓、電流信號數字化後送至控制系統；控制系統根據采樣信號計算出所需補償的無功，並依據二進制編碼規則確定投切電容器的支路，然後發出相應的觸發有效信號，此外，控制系統還可以監測整個TSC裝置的運行狀況；觸發信號產生在系統相電壓負峰值時刻，在控制系統發出有效信號時，觸發信號才送至光纖傳輸系統；在TSC裝置中採用光纖傳輸觸發信號可以有效地將裝置的高壓部分與低壓控制部分分隔開，避免高壓側對低壓控制部分的干擾，有效地保護低壓迴路；開關側觸發迴路可以將光纖傳輸過來的觸發脈沖信號經光電轉換後轉換為電信號，經過變換，發出晶閘管開關所需的觸發脈沖，使補償電容器投入運行。開關串為一系列晶閘管/整流管相串聯，整流管在系統電壓/dt<0時給電容器充電，這樣晶閘管可以實現零電壓觸發，使得整個投切過程無過電壓與涌流產生。
主要技術指標：
額定電壓：35kV,10kV,6kV；
額定容量：300kvar～30000kvar；
額定頻率：50Hz/60Hz；
控制方式：過零觸發；
工作方式：具有手動補償和自動補償兩種工作方式。
響應速度：≤0.02s
電容器組：100～900kvar/每支路
保護：過流，過電壓，開關故障保護，越限報警和保護閉鎖功能。
測量系統：數字信號測量系統（DSP），一個周波（20ms）內能對電網的各項參數進行測量。
通信介面：RS-232/RS-485通訊介面，電網數據可儲存三個月以上。
顯示：中文界面，漢字提示，實時顯示電網的主要參數，有背光顯示功能。
應用領域：
用於高壓和低壓配電系統電容器補償裝置的自動調節，提高電網功率因數。

3、靜止無功發生器（SVG）成套裝置

主要研究內容：
靜止無功發生器（StaticVarGenerator）裝置作為無功補償系統的最先進形式，在歐洲被稱為ASVC（AdvanceStaticVarCompensator）。SVG實際上是一個由電力電子高功率器件組成的閥陣列，作為逆變器，將直流側電壓轉換為交流側電壓，與系統並列運行，其結構原理如下圖所示。在實際SVG裝置時會遇到以下問題：1）如何減小輸出無功電流中的諧波成分；2）如何擴大SVG裝置的容量以符合系統的要求；3）如何增加輸出電壓，以便SVG裝置接入更高電壓等級的系統。如果解決上述問題，可以考慮以下措施：1）採用串聯或並聯GTO（或IGBT），以提高容量和電壓；2）採用多組逆變器串聯的多重化結構，提高容量和電壓，減少輸出電壓和電流中的諧波；3）採用適當的PWM技術，以減少諧波成分。在實際大容量的SVG製造上，這幾項措施可同時採用；較小容量的SVG可能採用簡單一些的結構。除了小容量的模型化SVG裝置以外，多重化技術是必須採用的。在多重化技術中，利用幾個單相或三相逆變器產生相位相差若干角度的方波電壓，然後用變壓器將此不同相位的方波電壓串聯在一起，所形成的結果電壓呈階梯狀，更接近於正弦，所以輸出電壓含更少的諧波成分。實用的多重化方案如下圖所示，其中變壓器的一次側是串聯的，其電壓是各二次側電壓之和，但是各變壓器二次側電壓的相位、變壓比不盡相同，各方波電壓的寬度也可能不同，因此一次側串聯後形成的階梯波可能是不等階的。
SVG裝置採用多重化的目的是使輸出電壓和電流接近正弦波，在SVG的結構化設計時，應以總諧波畸變率最小作為控制目標函數，求適當的脈寬、相位和幅值組合。此外，GTO和其他開關器件串聯使用時，要求同一橋臂上各器件動作一致。這就要求各元件開關特性充分一致，但是考慮到GTO的頻率不能過高，各GTO元件在開通和關斷時參數不可能完全相同，則可以採用較低的脈寬調制頻率實現多重化設計，以減少總諧波畸變率，同時提高SVG容量。
該補償裝置可以實現：在穩定狀態下，維持系統電壓不變，或按要求調壓；在穩定狀態下，維持系統某處的無功功率最小，或按經濟性等要求調節無功量；在動態或暫態時，按系統穩定性要求調節無功量以提高穩定極限或抑制振盪。
產品關鍵技術：
高壓靜止無功補償成套系統裝置可以根據系統情況調整功率因數，補償快速變化的感性功率；電容在投切時不產生涌流與過電壓問題；可以實現每相獨立補償，故不存在三相系統不平衡問題；電容器的容量以二進制形式設置，因而調整的范圍大。此外，裝置具有自身器件診斷功能，設備採用光纖隔離信號傳輸，故使用安全。產品的關鍵技術有：①控制系統能夠對系統電壓、電流檢測，經計算確定投切支路；能夠准確發出觸發控制信號；可以提供一個遠程式控制制標准通訊介面；可以實現裝置開關串的故障自診斷功能；控制系統必須運行可靠。②晶閘管開關串過電壓與過電流保護採取措施進行靜態均壓保護；消除雷電過電壓與開關串的局部放電；晶閘管開關串的動態均壓技術，抑制晶閘管開關時過高的電壓與電流上升率；合理設計晶閘管/整流管模塊與開關側觸發電路實際安裝結構；開關串高壓部分的防電暈設計，需要對高壓部分作具體的數值分析，計算出合理的可加工結構參數；高壓部分絕緣材料應具有良好的沿面放電特性。③自診斷監測方法：裝置由串級變壓器鐵芯可以采樣電壓，並監測這一電壓的變化情況，因而可以對晶閘管開關串故障及時報警，以避免故障的進一步擴大；裝置可以監測開關串支路退出運行時的泄露電流。此外，為了降低製造成本也可以採用經降壓變壓器在低壓側補償方式或利用變壓器作為開關的方式（即在低壓側利用晶閘管使變壓器開路與短路），但這些方法都會使得系統的穩定性降低且過渡過程精確分析困難。可見，高壓靜止無功補償成套系統裝置是將高電壓、電力電子與計算機控制技術相結合的產物，因而屬高技術產品，是今後我國無功補償設備發展的一個重要方向。由於使用晶閘管的靜止無功補償裝置具有優良的性能，可以預測，在一定時期內其市場必將一直迅速而穩定地增長，占據靜止無功補償裝置的主導地位。尤其是應用在電壓等級較高的電力系統中，對提高系統的穩定性、運行安全性、提高輸電效率等方面更有著重要的現實意義。因此，開發高壓無功補償裝置產品不僅可以帶來相當可觀的經濟效益，而且對我國電力工業的進一步發展有著積極的促進作用。

4、電力有源濾波器（APF）成套裝置

主要研究內容：

⑤ 給排水工程中的污水提升裝置是怎麼做

建築物內使用的排水泵有潛水排污泵、液下排水泵、立式污水泵和卧式污水泵等當潛水排污泵提升含有大塊雜物時，潛水排污泵宜帶有粉碎裝置；當提升含較多

⑥ 設計一單級閉式直齒圓柱齒輪傳動，傳遞功率P=15KW，齒輪轉速n=960/min，傳動比i=3.5，載荷平穩

功率 （千瓦） P = 7.5 輪轉速 （轉/） RPM1 = 970.0 輪轉速 （轉/） RPM2 = 264.545 實際速比 U = 3.6667 距專 （mm） A = 109.345 向模數 （mm） Mn = 2.5 螺旋角屬 （度） β = 13.0 向齒形角 （度） αn = 20.0 -----------------

⑦ 跪求了。。。機械優化設計，設計一閉式直齒圓錐齒輪傳動,

有這么完善的資料了，根據你的裝機位置進行設計就可以了。這都要跪求的話叫我這種全部參數都要自己算的人情何以堪啊……

⑧ 題目：設計帶式運輸機傳動裝置

僅供參考

一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N•m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N•m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N•m

五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N•mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N•m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N•m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N•m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N•m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N•m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N•m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。

主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N•m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N•m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N•m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N•m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N•m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠

（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠

二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠

七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。

八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~
1、減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M12
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M18×1.5
根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：
起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱體的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)
(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
(15) Df.d2

(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。
(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm
(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm
(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3

D～軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不幹涉為准，一般取S＝D2.

九、潤滑與密封
1.齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。
2.滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
3.潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
4.密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

十、設計小結
課程設計體會
課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。

十一、參考資料目錄
[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；
[2] 《機械設計基礎》，機械工業出版社 胡家秀主編 2007年7月第1版

⑨ 壓力排水系統如何設計

你這問題說的，完全是要這個建築的計算書，可是你又沒有提供足夠的資料，我就簡單的說說我認為值得注意的地方吧。
首先，你需要明確這兩各建築物周邊的給水排水情況，例如：市政給水管網的接入點的位置、管徑及壓力；市政污水管網允許的接入點的位置、管徑及管底標高；外部電源情況，電源是否能夠滿足消防電源一級負荷的標准，這直接關繫到泵的選型。
其次，你需要明確建築物的平均使用人數或建築物內的用水設備的數量，根據《建築給水排水設計規范》的相關章節進行最高日最高時用水量及平均排水量的計算。粗略的演算法是排水量是用水量的80-90%。
第三，屋面雨水的排放，應與建築專業進行溝通，明確屋面雨水的排放形式，是內排水還是外排水，內排水根據《建築給水排水設計規范》進行設計，外排水則由建築專業完成。
第四，化糞池的設計，需要你計算完生活污水水量計算後，根據標准圖集選擇化糞池的型號，要注意清掏周期。
第五，生活冷水系統，需要分區供水，供水壓力通常是以0.3-0.4MPa為界限，大於0.3-0.4MPa就要分區。配管應注意同程給水，以避免供水不均。
第六，室內消火栓系統，應注意當消火栓栓口壓力大於0.5MPa時，需要採取減壓措施，可選用室內調壓消火栓。還有就是當採用臨時高壓給水系統是，應在每個消火栓箱內設置直接啟動消防泵的啟動按鈕。
第七，室內排水，盡快出戶，室內少轉向，少合流。第一時間將污水排放至室外檢查井內。通氣立管，建議採用環形通氣管，一層獨立排水。還要注意，此類建築內是否設有食堂，若有食堂則應考慮食堂污水的隔油問題。
第八，室內自動噴水滅火系統，應注意管網末端試水裝置的排水問題，還有就是綜合管線的布置，從上至下依次為風管-電管-水管。噴頭要遠離燈具。其他的就參考《自動噴水滅火系統設計規范》
第九，增壓穩壓設置，通常情況下，建築物屋頂水箱間內設有消防水箱，而消防水箱的靜壓力不能滿足最不利點消火栓的要求，這是需要設置增壓穩壓裝置，對於室內消火栓系統，設計流量為1支水槍流量，自動噴水滅火系統為1個噴頭的流量。穩壓罐的容積為，消火栓系統300L，自噴系統150L，合用450L
第十，滅火器的布置，好好看看規范，這是個容易被忽略，卻必須嚴格設計的部分。
第十一，泵房和水池嘛，就是注意當採用卧式泵的時候應注意泵之間的間距，應留有足夠的空間，還有就是泵尾部點擊一側，距離牆面要保證泵檢修時泵軸能夠抽出的距離。當泵重量超過2頓時需要選用吊車，以便檢修是搬運泵組。柴油消防泵應注意排煙問題。泵應有防止超壓的措施，可選用安全泄壓閥，貴！！！另外泵的試運行必須考慮。
最後，水池的容積絕對不要小了，這是消防的關鍵。最不利點的室內外消防用水量，若有噴淋，再加上噴淋水量。最好別減去水池的補水量。
好啦，我就說到這里。我只是提出一些建議，不明白的還是找個老師當面請教請教吧。