畢業(yè)論文-單級單吸離心泵設計.doc

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1、xxxxxx大學畢業(yè)設計（論文）xxxxxxx 大 學畢業(yè)設計（論文） 題目 單級單吸離心泵設計學 院 xxxxxxxxxxxxxxx 專業(yè)班級 xxxxxx 學生姓名 xxxxxxxxxxxxxxx 指導教師 xxxxxxxxxxxxx 成績x 年x月x日摘 要離心泵是一種用量最大的水泵，在給水排水及農業(yè)工程、固體顆粒液體輸送工程、石油及化學工業(yè)、航空航天和航海工程、能源工程和車輛工程等國民經濟各個部門都有廣泛的應用。在此設計中，主要包括單級單吸清水離心泵的方案設計，離心泵基本參數選擇、離心泵葉片的水力設計、離心泵壓水室的水利設計、離心泵吸水室的水利設計。以及進行軸向力及徑向力的平衡，最后要

2、進行強度校核。泵設計的最大難點就是泵的密封，本次設計采用的新式的填料密封，它可以根據壓力的改變來改變密封力的裝置。關鍵詞：離心泵；葉片；壓水室；吸水室AbstractCentrifugal pump is a kind of the most consumable in pumps, water drainage and in agricultural engineering, solid particles liquid transportation engineering, oil and chemical industry, aerospace and Marine engineerin

3、g, energy engineering and vehicle engineering, etc all departments of national economy is widely used. In this design, including single-stage single-suction clean water centrifugal pump design, the basic parameters centrifugal pump, centrifugal pump hydraulic design of leaves, water pump pressurized

4、 water chamber design, the water pump suction chamber design. As well as axial force and radial force balance, and finally to the strength check.The biggest difficulty pump design is the design of the pump seal, the new packing seal it can according to the change of the pressure to change the device

5、 sealing force. Keywords：Centrifugal pump;Leaves; Pressurized water chamber; Suction chamberIII目 錄摘要IAbtractII第1章 緒論11.1 選此課題的意義11.2 本課題的研究現狀11.3 本課題研究的主要內容1第2章 泵的基本知識32.1 泵的功能32.2 泵的概述32.2.1 離心泵的主要部件32.2.2 離心泵的工作原理42.3 泵的分類4第3章 離心泵的水力設計53.1 泵的基本設計參數53.2 泵的比轉速計算53.3 泵進口及出口直徑的計算53.4 計算空化比轉速63.5 泵的效率計

6、算63.5.1 水力效率63.5.2 容積效率63.5.3 機械效率63.5.4 離心泵的總效率63.6 軸功率的計算和原動機的選擇73.6.1 計算軸功率73.6.2 確定泵的計算功率73.6.3 原動機的選擇73.7 軸徑與輪轂直徑的初步計算83.7.1 軸的最小直徑83.7.2 輪轂直徑的計算93.8 泵的結構型式的選擇9第4章 葉輪的水力設計104.1 確定葉輪進口速度104.2 計算葉輪進口直徑104.2.1 先求葉輪進口的有效直徑D0104.2.2 葉輪進口直徑114.3 確定葉輪出口直徑114.4 確定葉片厚度114.5 葉片出口角的確定124.6 葉片數Z的選擇與葉片包角124

7、.7 葉輪出口寬度124.8 葉輪出口直徑及葉片出口安放角的精確計算134.9 葉輪軸面投影圖的繪制134.10 葉片繪型14第5章 壓水室的水力設計175.1 壓水室的作用175.2 蝸型體的計算175.2.1 基圓直徑的確定175.2.2 蝸型體進口寬度計算185.2.3 舌角185.2.4 隔舌起始角185.2.5 蝸形體各斷面面積的計算185.2.6 擴散管的計算195.2.7 蝸形體的繪型19第6章 吸水室的設計216.1 吸水室尺寸確定21第7章 徑向力軸向力及其平衡227.1 徑向力及平衡227.1.1 徑向力的產生227.1.2 徑向力的計算227.1.3 徑向力的平衡227.

8、2 軸向力及平衡237.2.1 軸向力的產生237.2.2 軸向力計算237.2.3 軸向力的平衡24第8章 泵零件選擇及強度計算258.1 葉輪蓋板的強度計算258.2 葉輪輪轂的強度計算258.3 葉輪配合的選擇268.4 輪轂熱裝溫度計算278.5 軸的強度校核278.6 鍵的強度計算298.6.1 工作面上的擠壓應力298.6.2 切應力308.7 軸承和聯軸器的選擇30第9章 泵體的厚度計算339.1 蝸殼厚度的計算339.2 中段壁厚的計算33第10章 泵的軸封3410.1 常用的軸封種類及設計要求3410.2 填料密封的工作原理3410.3 傳統(tǒng)填料密封結構及其缺陷3510.3.

9、1 傳統(tǒng)填料密封結構3510.3.2 傳統(tǒng)填料密封的不足3510.4 填料密封的結構改造35結論37參考文獻38致謝4042第1章 緒論1.1 選此課題的意義泵是一種應用廣泛、耗能大的通用流體機械，我國每年各種泵的耗電量大約占全國總耗電量的20%,耗油量大約占全國總耗油量的50%。而離心泵是各種水力機械中應用最廣泛的一種，是日常生活和生產活動聯系最緊密的一種機械，在給水排水及農業(yè)工程、固體顆粒、液體輸送工程、石油及化學工業(yè)、航空航天和航海工程、能源工程和車輛工程等國民經濟各個部門都有廣泛的應用。本次課題設計的清水離心泵適用工業(yè)和城市給水、排水，亦可用于農業(yè)排灌，供輸送清水或物理化學性質類似清水

10、的其他液體之用，溫度不高于80。C。1.2 本課題的研究現狀當前國內離心泵的技術水平通過幾十年的發(fā)展以及許可證技術引進，從綜合技術水平來看，單、兩級泵方面都具有國際先進水平，與國外同類型泵相比無差距，有些地方還是國際一流水平，如可靠性、效率、通化程度等。而高溫高壓多級泵在結構形式、可靠方面已達到國際同類型水平，國內起步較晚，引進技術消化吸收，從89年，90年開始生產高技術水平泵，逐步開發(fā)完善，并代替進口。國外離心泵總體技術水平比國內技術水平要高一些，效率合格率為85.7%，總體平均水平與國家標準規(guī)定值相比高2.30%，達到國家標準要求，效率、汽蝕余量合格率分布情況總體與國內的情況是相一致的，在

11、低比轉速處合格品分布率相對好一些。1.3 本課題研究的主要內容課題研究的內容是單級單吸清水離心泵設計。主要包括單級單吸清水離心泵的方案設計，離心泵基本參數選擇、離心泵葉片的水力設計、離心泵壓水室的水利設計、離心泵吸水室的水利設計。以及進行軸向力及徑向力的平衡，最后要進行強度校核。進行離心泵設計的難點就是密封設計，本次課題設計的離心泵密封類型是填料密封，填料密封是用填料填塞泄露通道阻止泄露的一種密封形式。其不足之處在于密封性能較差，對軸或軸套磨損大，損失功率大以及使用壽命短等。通過分析傳統(tǒng)填料密封結構、工作原理及其缺陷后，要改善和提高填料密封的密封效果，可采取的措施是：（1）盡量使徑向壓緊力均勻

12、且與泄露壓力規(guī)律一致，使軸套承壓面受壓均勻，從而使軸套磨損小而且均勻。（2）使填料密封結構中的填料具有補償能力、足夠的潤滑性和彈性。（3）密封的填料沿軸向抱緊力應均勻分布。鑒于以上分析，采用的填料密封結構應該是一種能夠自動根據被密封介質壓力的變化而變化密封力的填料密封結構。第2章 泵的基本知識2.1 泵的功能泵是各種水力機械中應用最廣泛的一種，是和我們日常生活和生產活動聯系最緊密的一種機械。在給水排水及農業(yè)工程上都需要它，在工業(yè)工程上更需要它。如在給水排水工程中，泵從水源取水，抽送到水廠，凈化后的清水由送水泵輸送到城市管理網中去；對于城市的生活污水和工業(yè)廢水，經排水管渠系統(tǒng)匯集后，也必須有排水

13、泵將污水抽送到污水處理廠，經處理后的污水再由另外排水泵排放如江河湖海中去，或者排入農田作為灌溉之用；再礦山輸送尾礦的尾礦泵、洗煤廠使用的泥漿泵、電站除灰的灰渣泵和河道疏浚的挖泥泵等，已經廣泛應用于冶金、石化、食品等工業(yè)和污水處理、港口河道疏浚等作業(yè)中。2.2 泵的概述2.2.1 離心泵的主要部件離心泵主要由葉輪、軸、泵殼、軸承、密封裝置等組成，具體介紹如下：1）葉輪：葉輪是離心泵主要的過流部件，其主要作用是把原動機的能量傳遞給液體，葉輪 常用鑄鐵、鑄鋼、合金鋼或其他材料制成。2）軸：離心泵的軸用來傳遞扭矩，驅動葉輪旋轉，在軸上泵的葉輪、軸承、密封裝置及聯軸節(jié)等部件。3）泵殼：將葉輪封閉在一定的

14、空間，以便由葉輪的作用吸入和壓出液體。泵殼多做成蝸殼形，故又稱蝸殼。由于截面積逐漸擴大，故從葉輪四周甩出的高速液體逐漸降低流速，使部分動能有效地轉換為靜壓能。泵殼不僅匯集由葉輪甩出的液體，同時又是一種能量轉換裝置。4）軸承：軸承用來支撐轉子零件，并承受轉子零件上的多種載荷，根據軸承中摩擦性質的不同可分為滑動軸承和滾動軸承，每一種又可分為向心軸承和推力軸承。5）密封裝置：為了保泵的正常工作，應防止液體外露和內漏，或外界空氣吸入泵內，因此必須在葉輪和泵殼間、軸與殼體間裝有密封裝置，最常見的密封裝置由填料密封、機械密封盒浮動密封。2.2.2 離心泵的工作原理離心泵之所以能把水送出去是由于離心力的作用

15、。水泵在工作前，泵體和吸入管必須罐滿水形成真空狀態(tài)，當葉輪快速轉動時，葉片促使水快速旋轉，旋轉著的水在離心力的作用下從葉輪中飛去，泵內的水被拋出后，葉輪的中心部分形成真空區(qū)域。水源的水在大氣壓力（或水壓）的作用下通過管網壓到了吸入管內。這樣循環(huán)不已，就可以實現連續(xù)抽水。在此值得一提的是：離心泵啟動前一定要向泵殼內充滿水以后，方可啟動，否則泵體將不能完成吸液，造成泵體發(fā)熱，振動，不出水，產生“空轉”，對水泵造成損壞（簡稱“氣縛”）造成設備事故。具體見圖2-1。圖2-1 離心泵裝置簡圖2.3 泵的分類離心泵是一種量大面廣的機械設備。由于應用場合、性能參數、輸送介質和使用要求的不同，離心泵的品種及規(guī)

16、格繁多，結構形式多種多樣。按泵軸的工作位置可分為橫軸泵和立軸泵：按壓出室形式可分為蝸殼式泵和導葉式泵；按吸入方式可分為單吸泵和雙吸泵；或按葉輪個數分為單機泵和多級泵。每一臺泵都可在上述各分類中找到自己所隸屬的結構類型。泵的結構形式是由幾個描述該泵結構類型的屬于來命名的，如橫軸單級單吸蝸殼式離心泵、立軸多級導葉式離心泵等。第3章 離心泵的水力設計3.1 泵的基本設計參數1）揚程H=35m2）流量Q=15m3/h3）工作介質為清水4）必要空化余量NPSHr=4m5）工作介質密度為=1000kg/m33.2 泵的比轉速計算對于本次離心泵設計，必需空化余量為4m，轉速為2950r/min，比轉速可根據

17、式3-134來計算ns=48.3(3-1)通過計算確定泵的比轉速ns=48.33.3 泵進口及出口直徑的計算泵的進口直徑D1由進口速度vs確定，其值通過查表5-14確定為3m/s左右，選vs=2.1m/s，進口直徑按式5-14計算D1=0.0503m (3-2)泵出口直徑D2可取與D1相同，或小于D1，即D2=(10.7)D1=(10.7)50.3=50.335.2mm (3-3)經圓整取D1=50mm，D2=35mm。3.4 計算空化比轉速空化比轉速可由式5-24計算C=378.4 (3-4)式中NPSHr為泵的必要空話余量，由于轉速已經給定，在這里就不對轉速進行過多的計算。3.5 泵的效率

18、計算3.5.1 水力效率 水力效率按式2-354計算 =1+0.0835lg=0.837 (3-5)3.5.2 容積效率容積效率按式2-434計算=0.951 (3-6)考慮葉輪密封環(huán)處的泄露損失，級間泄露損失等取。3.5.3 機械效率機械效率按式2-474計算 =0.862 (3-7)3.5.4 離心泵的總效率 (3-8)3.6 軸功率的計算和原動機的選擇3.6.1 計算軸功率在選取了泵的總效率以后，按式4-15計算軸功率P=7.5 kW (3-9)式中 Q泵的流量（m3/s）； H泵的揚程（m）； 抽送液體的密度（kg/m3）。Ht= m (3-10) Qt=m3/s (3-11)式中 H

19、t理論揚程（m）； Qt理論流量(m3/s)。3.6.2 確定泵的計算功率泵的計算功率按式4-25計算kW (3-12)式中 K1水泵揚程允差系數，K1=1.051.1; K2水泵的流量的增大系數，K2=1.1。 原動機功率根據計算功率Pj選取。3.6.3 原動機的選擇根據以上計算結果（Pj=9.075kW），選取Y160M1-2型電動機，功率P為11kW，轉速2930r/min。3.7 軸徑與輪轂直徑的初步計算3.7.1 軸的最小直徑dmin=m (3-13)軸的材料選用3Cr13，許用切應力=Pa,確定出泵的最小直徑后，參考類似結構泵的泵軸，畫出軸的結構草圖。見圖3-1圖3-1 軸的結構草

20、圖軸的軸向尺寸是是由軸上的零件決定的，主要零件有：葉輪、止動墊圈、軸套、深溝球軸承，結構圖見圖3-2。圖3-2 軸的結構圖3.7.2 輪轂直徑的計算本次設計的是單機泵，單機泵葉輪處得軸徑dy等于聯軸器內的軸徑dmin。葉輪輪轂直徑dh必須保證軸孔開了鍵槽之后還有一定的厚度，使輪轂具有足夠的強度，直徑按式4-35計算，即 dh= (3-14)由于單級泵葉輪輪轂一般不通過葉輪進口，因此取 dh=(1.42)dmin (3-15)取dh=1.5dmin=46.95取整dh=45mm。3.8 泵的結構型式的選擇此次設計的離心泵是懸架式懸臂泵，即一臺單級單吸橫軸離心泵，它由泵體、葉輪螺母、密封環(huán)、葉輪、

21、泵蓋、軸套、密封裝置、懸架、泵軸支架組成，其泵腳與泵體鑄成一體，軸承置于懸臂安裝在泵體上的懸架內，整臺泵的質量主要由泵體承受。第4章 葉輪的水力設計葉輪尺寸的確定主要有速度系數發(fā)和相似換算法，在此次泵設計采用的是速度系數發(fā)。4.1 確定葉輪進口速度葉輪的進口速度安式5-125計算 m/s (4-1)式中 葉輪進口速度習俗，根據比轉速及不同類型的泵從圖5-35查的； H單級揚程(m)。4.2 計算葉輪進口直徑4.2.1 先求葉輪進口的有效直徑葉輪進口的有效直徑按式5-135計算m (4-2)式中 系數，按表4-1選取。通過查得，選取=4.5。表4-1 系數的選擇K0效率與汽蝕指標適用范圍3.54

22、.0效率較高，抗汽蝕性能差多級泵次級葉輪及要求效率較高而對抗汽蝕性能要求不高的場合4.54.5效率及抗汽蝕性能中等一般清水泵的單級單吸及雙吸葉輪和多級泵第一級葉輪4.55.0效率較低，抗汽蝕性能較好鍋爐給水泵第一級葉輪及對抗汽蝕性能要求較高的場合5.05.5效率有較大的降低，高抗汽蝕性能冷凝泵有前置誘導輪的離心泵4.2.2 葉輪進口直徑葉輪進口直徑按式5-155計算mm (4-3)4.3 確定葉輪出口直徑葉輪出口直徑按式5-174計算 (4-4)mm (4-5)式中 葉輪出口直徑系數。4.4 確定葉片厚度葉輪工作是，葉片上承受著液體的反作用力和葉片質量的離心力受力情況比較復雜，很難精確計算，通

23、?？捎萌缦陆涷灩?0-445計算葉片的厚度。 mm (4-6)系數K與離心泵的比轉速ns和葉片的材料有關，其值由表10-105所示，材料選用鋼，所以K=3.2。表4-2 系數K與ns和材料的關系ns4060708090130190280鑄鐵鋼3.233.53.23.83.34.03.44.53.56576108最后，綜合考慮取葉片真實厚度3mm。4.5 葉片出口角的確定離心泵葉片出庫安放角一般小于，當和并取較大值時，H-Q性能曲線會出現駝峰現象，使離心泵運行不穩(wěn)定。為了得到較高的效率，一般取。所以，綜合考慮取。4.6 葉片數Z的選擇與葉片包角葉輪葉片數的多少會影響泵揚程的高低。用速度系數設計

24、輪時，因為速度系數是現有泵的參數上統(tǒng)計得來的，而現有泵的葉片數Z與比轉速ns之間存在著一定的關系。因此，泵的葉片數Z也可以根據比轉速ns按照這一關系確定之，通過查表5-25,綜合考慮，Z=8。表4-3 離心泵的葉片數Zns306060180180280Z5片長葉片加5片短葉片或988665如果葉片數Z大，葉片包角應小一些，葉片出口角也可大一些；如果葉片數Z小，葉片包角應小一些，葉片出口角也要取小一些。一般可取，綜合考慮，葉片包角取。4.7 葉輪出口寬度葉輪出口寬度b2可按式5-194計算 (4-7) mm (4-8)綜合考慮，選取b2=5mm。4.8 葉輪出口直徑及葉片出口安放角的精確計算離心

25、泵一般是選擇葉片出口角，精算D2,先計算葉輪出口軸面速度。m/s (4-9)葉輪出口速度按5-185變形計算 m/s (4-10)無限葉片數下的葉片出口流面速度 =-=23.5-2.042=19.1 m/s (4-11)無限葉片數下的理論揚程 m (4-12)可根據式5-204的變形來計算出圓周速度 (4-13)此時，可按式5-204算出第一次精算的葉輪出口直徑D2 mm (4-14)經過比對可知，計算的精確值與速度系數法計算的誤差大于2%，所以修正，經過計算當為時，誤差在2%之內，所以被修正為，并且確定葉輪出口直徑D2=150mm。即得出，D2=150mm，=，Dj=68mm，dh=45mm

26、，b2=5mm。4.9 葉輪軸面投影圖的繪制根據求出的尺寸D2、Dj 、dh和b2，參考相近比轉速ns的葉輪圖紙，繪制葉輪的軸面投影。見圖4-1。圖4-1 葉輪軸面投影圖4.10 葉片繪型對于比轉速ns小的離心泵，葉輪、葉片幾乎全部在軸面流道的徑向部分，其進口邊均在同一個軸截面上，而且各流線葉片進口三角形基本相同，葉片扭曲很小，可按圓柱形葉片設計那樣繪型。圓柱形葉片的繪型比較簡單，制造也很方便，但由于進口邊來流一般不完全是徑向的，特別是對于前蓋流線，進口邊往往處于軸面流拐彎處，葉片的安放角與相對水流角會有較大的差別，造成較大的沖擊損失。一般說比轉速小于90的泵，可采用圓柱形葉片，比轉速大于90

27、的采用三位扭曲葉片。出于鑄造要求，有些比轉速大于90的離心泵，也采用圓柱形葉片。圓柱形葉片可直接在平面圖上繪型，葉片骨線可用一個圓弧或多個圓弧畫成，本次設計采用兩段圓弧。見圖4-2。作圖步驟：1） 作出葉輪Dj和D2；2） 作中間圓，其直徑 mm (4-15)并計算d=Dj處得葉片安放角 (4-16)3） 作半徑OA，由A點作AB，使;4） 作半徑OC，使，并與圓弧Di相交與C；5） 過A、C點作直線，并于Di交于另一點D;6） 連線半徑OD，做直線DE，使，并與直線AB交于E點；7） 以E點為圓心以EA為半徑作圓弧，此圓弧必經過D點；8） 作半徑OF，使,并與D1圓交于點F；9） 過D、F點

28、作直線，并與D1圓交于另一點G;10)作半徑OG，作直線GH，使，并與DE線交于點H；11)以H為圓心，以OH為半徑作圓弧，此圓弧必通過G點；12)以E和H為圓心，分別以為半徑作弧，并適當削圓葉片進口，即得圓柱形葉片形狀。其中為葉片真實厚度。圖4-2 葉片第5章 壓水室的水力設計5.1 壓水室的作用1）將葉輪中流出的液體收集起來送往下一級葉輪或管路系統(tǒng)；2）降低液體的流速，實現動能到壓能的轉化，并可減小液體往下一級葉輪或管路系統(tǒng)中的損失。3）消除液體流出葉輪后的旋轉運動，以避免由于這種旋轉運動那個帶來的水力損失。為達到上述要求，壓水室在設計中要做到：1）壓水式的水力損失占整個泵中的損失的很大一

29、部分，為此壓水室中的水力損失應盡量??；2）盡可能使水流量軸對稱，提高泵運行的穩(wěn)定性；3）具有足夠的強度，較好的經濟性及公益性，并考慮到泵布置的要求。蝸形體的斷面形狀主要有梯形、矩形和圓形。1）梯形斷面：梯形斷面結構簡單，水力性能好，是蝸形體斷面中用的最廣的一種。2）矩形斷面：矩形斷面具有與梯形斷面相同的優(yōu)點，適用于各種ns的泵上。它的工藝性最好，且斷面比較容易打磨或加工，用于材料為鑄造收最不易光潔的鋼或不銹鋼而又要求很光潔的蝸形體上是最適宜的。由于這種斷面是等寬的，所以徑向尺寸比梯形斷面要略大一些。3）圓形斷面：如果葉輪出口后即是圓形斷面，中間沒有過渡區(qū)，則由于圓形斷面在葉輪出口處突然擴大，這

30、對泵的水力性能是不利的。圓形斷面的優(yōu)點是在蝸形體受壓后，受力情況比上面兩種斷面要好。因此這種斷面適用于大型的額壓力高一些的泵上，這種情況下，液體出了葉輪后經過擴散導葉再進入圓形斷面。本次設計采用蝸形體，斷面形狀為梯形斷面。5.2 蝸型體的計算5.2.1 基圓直徑的確定基圓直徑D3可按式5-405計算mm (5-1)綜合考慮取mm。5.2.2 蝸型體進口寬度計算進口寬度b3可按式5-415計算 mm (5-2)5.2.3 舌角舌角可按式5-425 (5-3)5.2.4 隔舌起始角 一般將通過隔舌起點（即蝸形線與基圓相交的點）的斷面稱為0斷面，斷面與0斷面之間的夾角稱為隔舌起始角。理論上隔舌起點應

31、放在斷面的基圓上，但是泵的ns增加后，蝸形體中的速度減慢，蝸形體斷面面積增加，徑向尺寸增加，會使隔舌變得很薄，或影響蝸形體擴散管在此區(qū)域的形狀。因此ns增大后，也應適當增加。值可參考表5-45選取。表5-1 隔舌起始ns308090130140220230360通過查表5-45,綜合考慮選取。5.2.5 蝸形體各斷面面積的計算計算蝸形體各斷面面積時，是把蝸形體中的圓周方向平均速度看作常數來設計的。計算時先根據ns在圖5-335查的K3,按式5-435求出各斷面中的平均速度。 m/s(5-4)式中 蝸形體各斷面中的平均速度（m/s）； H泵的揚程（m）； g重力加速度，g=10m/s2； K3速

32、度系數，由圖5-335中查得。通過查表5-335可得K3=0.55。通過斷面的流量按式5-445計算。Q=m3/h (5-5)式中 隔舌起始角（度）； Q泵的揚程（m/s）。斷面面積由式5-455得。F= Q/=14.6/3600/14.6=0.00028m2 (5-6)5.2.6 擴散管的計算蝸形體擴散管部分的作用在于降低泵壓出口的液流速度，使液體一部分動能轉化為壓力能，減少壓出管路的水力損失。擴散管的進口可看做是蝸形體的斷面，其出口時泵的壓出口。設計計算擴散管的長度L和壓出口直徑Dy時，原則上長度L應盡可能小，并應照顧到泵壓出口法蘭尺寸符合法蘭標準，法蘭位置適當，便于加工和裝拆法蘭螺栓。另

33、外，為了減小擴散損失，擴散角應在的范圍內。根據結構選定擴散管長度L=140mm，由公式5-485算出斷面當量直徑D D=(4F/)1/2 =（40.00028/3.14）1/2=18.819mm (5-7)綜合考慮，擴散管當量擴散角，壓出口直徑Dy可由5-475變形計算 + D=mm (5-8)壓出口直徑Dy=43.5mm5.2.7 蝸形體的繪型先確定基圓直徑D3和蝸形體進口寬度b3，以b3為底邊，作等腰梯形，此梯形的二斜邊的斜度應符合，并令其面積略大于斷面面積A，然后將梯形圓角的取大一些，使圓角后的梯形面積等于斷面的計算面積A，斷面即算作成。繪圖時要注意下述事項：為便于繪制斷面、比較各斷面的

34、形狀和識圖方便起見，八個斷面可繪制在一起；而為了圖面清晰，各個斷面可只繪出一半。蝸形體外壁如系弧線，則其圓弧半徑R8、R、R6應隨斷面包角的減小而有規(guī)律的增大，且應使O斷面處為直線。否則會增大隔舌與葉輪之間的間隙，影響泵的性能。斷面高度H8、H7，圓角半徑r8、r7，側劈斜度等，均應如前所述，隨著包角的減小而有規(guī)律的減小。一般H8、H7、H6H1的數值是等差的，h1不小于b32，斷面面積與計算值不符，則以調整斷面高度月H8、H7較為方便。梯形斷面見圖5-1。蝸型體平面圖見圖5-2。圖5-1 梯形斷面圖5-2 蝸型體平面圖第6章 吸水室的設計6.1 吸水室尺寸確定離心泵吸水室是指泵進口法蘭至葉輪

35、進口前泵體的過流部分，吸入室設計的好壞影響到水泵的抗空化性能。按照吸水室的形狀可分為錐管吸水室、環(huán)形吸水室和辦螺旋形吸水室三種。本次吸水室采用錐管吸水室，如圖錐管吸水室廣泛用于單級懸臂離心泵上，其水力性能好，結構簡單，速度分布從進口到水泵葉輪進口逐步均勻變化，其出口直徑與進口直徑相同，入口直徑比出口直徑大7%10%，而入口的經濟流速在3m/s左右，允許錐度為，這樣就可以確定該吸水室的尺寸。錐管吸水室的進口直徑 mm (6-1)綜合考慮取Ds=80mm。錐度取則吸入長度mm (6-2)綜合考慮，適當加長一些，取=60mm。結構圖見6-1。圖6-1 吸水室第7章 徑向力軸向力及其平衡7.1 徑向力

36、及平衡7.1.1 徑向力的產生采用蝸形壓水室的泵在最優(yōu)工況時，蝸室各斷面中的壓力基本上是均勻的。當泵的流量小于最優(yōu)工況流量時蝸室中的液體流速減慢，而葉輪出口液體的絕對速度由出口速度三角形可看出大于最優(yōu)工況時的絕對速度，同時也大于蝸室中的速度，從葉輪中流出的液體不斷撞擊著蝸室中的液體，使蝸室中的液體接受能量，蝸室中的液體壓力便自隔舌開始向擴散管進口不斷增加。當泵的流量大于最優(yōu)工況流量時，與上述情況相反，從葉輪中流出的液體的絕對速度小雨最優(yōu)工況時的絕對速度，也小于蝸室中的液體流速，兩種液體在蝸室中撞擊的結果，蝸室中的液體要不斷付出能量，以增加從葉輪中流出的液體的速度，這樣，蝸室中的液體壓力自隔舌至

37、擴散管進口是逐漸降低的。蝸室各斷面就產生一個徑向力。又因為葉輪周圍液體壓力分布的不均勻，破壞了葉輪中液體的軸對稱流動，壓力大的地方液體自葉輪中流出得少，壓力小的地方液體自葉輪中流出得多。由于沿葉輪的圓周液體流出的多少不一樣，所以作用于葉輪圓周上的液體動反力也不一樣，這又引起一個徑向力。作用于葉輪上的徑向力就是上述兩個徑向力的向量和5。7.1.2 徑向力的計算壓水室是渦室的泵，在偏離設計工況時的徑向力可按式9-15計算N (7-1)式中 偏離設計工況時的徑向力 (N)； 包括前、后蓋板的葉輪出口寬度，取 0.01140m； 實驗系數，查取得 0.080。7.1.3 徑向力的平衡由于徑向力是和葉輪

38、的出口直徑、葉輪的出口寬度成正比。因此它的影響將隨著泵尺寸的增大而增大，同時也隨著揚程的增加而增大5。本次設計的是單級單吸離心泵，單機蝸殼泵的徑向力平衡，可以采用雙蝸殼或加導葉來實現，在雙蝸殼中，每一蝸室雖然沒有完全消除徑向力，但兩個蝸室相隔對稱布置，作用于葉輪上的徑向力是互相平衡的。用導葉雖能平衡徑向力，但泵的結構復雜化了。通過計算可得，徑向力不是很大，可以不設置徑向力平衡裝置。7.2 軸向力及平衡7.2.1 軸向力的產生離心泵運轉時，其轉動部件受到一個與軸線平行的軸向力。這個力相當大，特別是多級離心泵。軸向力主要包括兩部分：1）葉輪前后兩側因壓力不同，前蓋板側壓力低，后蓋板側壓力高，產生了

39、從葉輪后蓋板指向入口處得軸向力F1。2）流體流入流出葉輪的方向和速度不同而產生動反力F2，其方向與F1相反。此外對于入口壓力較高的懸臂式單吸泵，還要考慮作用在軸端上的入口壓力引起的軸向壓力，其方向與F1相反。對于立式離心泵，其轉子的部分重量也是軸向力4。7.2.2 軸向力計算1) 葉輪前后壓力引起的軸向力F1可按式2-584估算N (7-2)式中 D1葉輪進口處的直徑(mm)； dh輪轂直徑(mm)； H葉輪實際揚程(mm)； i葉輪級數(mm)； k系數，ns=60150時為0.6，當ns=150250時為0.8。2）液體作用與葉輪入口的動反力可按式2-594計算N (7-3)式中 葉輪的質

40、量流量(m3/s)； v0葉輪進口處的速度（m/s）。 3)總的軸向里 N (7-4)根據計算結果可知，軸向力指向入口。7.2.3 軸向力的平衡常用水力方法平衡部分或全部軸向力。這一方法包括使葉輪或整個表面上的壓力對稱分布，或增設在所有運轉工況下保證軸向力平衡的系統(tǒng)。但是完全做到軸向力平衡是很難的，因此必須用止推軸承承受未被平衡的軸向力，而且要采用雙向都能承受軸向力的軸承4。本次設計的泵是單級葉輪，所采取的措施是開平衡。在葉輪的后蓋板上對著葉輪入口開幾個平衡孔，如圖7-1所示，使后蓋板前后空間想通，同時在后蓋板后側的軸向力增設密封環(huán)，其直徑與葉輪進口密封環(huán)直徑相同。這種結構簡單，但增加了內泄露

41、，同時也使進口水流更加紊亂，降低水泵效率。圖7-1 平衡孔第8章 泵零件選擇及強度計算8.1 葉輪蓋板的強度計算蓋板中的應力主要是由離心力引起的，如應力的前后蓋板是等厚的，半徑越小的地方圓周應力越大，在D0和Dx處的應力近似由式10-425計算，葉輪材料采用ZG1Cr13,許用應力=98130MpaMPa (8-1)式中 蓋板中D0和Dx處得圓周應力（Pa）； 材料密度（kg/m3）； u2蓋板外徑的圓周速度（m/s）; 許用應力（Pa）。 計算結果說明葉輪安全。按等強度設計蓋板時，蓋板直徑Dx=0.08m處的厚度，首先得計算出角速度角速度 rad/s (8-2)蓋板直徑Dx=0.08m處的厚

42、度，可按式10-435計算mm (8-3)式中 蓋板直徑Dx=0.08m處的厚度； 葉輪最大直徑處蓋板的厚度，參考其他葉輪尺寸，綜合考慮取4mm；8.2 葉輪輪轂的強度計算葉輪旋轉時，葉輪的質量能夠產生離心力。離心力使輪轂內孔處產生的圓周方向應力可用如下近似公式10-455進行計算MPa (8-4)葉輪材料為ZG1Cr13，362Mpa安全系數 (8-5)根據計算結果，葉輪強度滿足要求式中 輪轂內孔處的圓周方向應力（Pa） 材料密度（kg/m3）; 葉輪外徑的圓周速度（m/s）。8.3 葉輪配合的選擇 在離心力的作用下，葉輪輪轂內控增大，對于熱裝的葉輪，輪轂與軸的最小過盈量要大于離心力使輪轂內

43、控產生的變形量。離心力使輪轂內孔直徑的變形量可按式10-465=80m (8-6)本處的配合是過盈配合，輪轂與軸的最小過盈量要大于離心力使輪轂內孔產生的變形量。根據計算結果m，參考其他離心泵的輪轂配合進行計算，綜合考慮要把過盈余量保持在80160m即可。1）確定基準制：按照其不受原材料、標準件和結構的限制，選基孔制。2）確定孔的公差帶：配合公差m，這個數值應大于或等于孔與軸的公差之和，孔與軸的公差應在m左右。這時要看孔、軸的標準公差等級，如在7級以上，則取孔比軸低一級，如在8級以下，則可取孔、軸同級。查附表3-17,得IT7=57m。可取孔的標準公差等級為7級，即孔的公差帶為H7，并可開始畫公

44、差帶圖。3）確定軸公差帶：因為是過盈配合，可以知道軸的公差帶位置在零線的上方。 (8-7)因已知要求最小過盈余量m，即軸基本偏差應接近80m。查附表3-26,取軸的基本偏差為r，es=+108軸的公差應初步確定為m (8-8)查附表3-16得知，取IT6=36m這時m (8-9)軸的公差帶確定為r6最后，配合選取。8.4 輪轂熱裝溫度計算加熱輪轂，使其內控產生的變形（內孔增大）應為最大過盈量的1.5倍，可進行裝配，加熱后的溫度稱為熱裝溫度，可用式計算。(8-10)t1=20，=，=， 式中 t熱裝溫度（）； t1室溫（）； 最大過盈量（cm）；輪轂的平均直徑（cm）；葉輪材料的線膨脹系數（1/

45、deg）。8.5 軸的強度校核1）轉子的重量因為是臥式泵，轉子的重量是徑向力，而且是固定方向的徑向力。軸的重量是均布載荷，但為了簡化計算，可以吧軸分成幾段變成集中載荷，泵采用蝸形體，在設計工況下沒有附加徑向力，另外軸也沒有皮帶的拉力或者齒輪的嚙合力，因此，固定方向的徑向力就只有轉子的重量。葉輪重量估算為260N。2）軸向力液體作用在葉輪和平衡盤上的軸向力，在水力設計是進行計算了。作用在葉輪上的軸向力F=419.5N。3）支反力固定方向徑向力作用在兩個軸承A、B上的支反力分別用RA、RB表示，其方都假設向上。葉輪與軸承A的距離為209mm，軸承之間的距離為190mm。支反力之和等于所有徑向力之和

46、。RA+RB-260=0(8-11)對B點取矩解之得RA=546NRB=-286N4)彎矩圖及扭矩圖圖8-1 彎矩圖及扭矩圖通過彎矩圖及扭矩圖可知，最危險斷面在軸承A處。可以按第三強度理論來進行校核。MPa (8-12)根據計算結果，軸的強度滿足要求。8.6 鍵的強度計算對泵來說，聯軸器處得鍵所傳遞的扭矩最大。對于單機泵，可近似地認為葉輪處得鍵所傳遞的扭矩同聯軸器處得相同。鍵強度計算的目的是校驗鍵在所傳遞扭矩的作用下，鍵所產生的剪切應力與鍵接觸零件（例如：聯軸器、葉輪、平衡盤等轉子零件）的有效傳遞扭矩的工作面上的擠壓應力（當然也包括鍵，但通常是校驗抗擠壓差的零件）是否滿足強度要求。根據葉輪處直

47、徑選擇鍵為標準圓頭普通平鍵（A），鍵的寬度b=0.008m，鍵的高度h=0.008m，鍵的總長L=0.025m。結構形式見圖8-2.圖8-2 鍵的結構圖8.6.1 工作面上的擠壓應力鍵及其聯接零件傳遞扭矩的工作面上擠壓應力應滿足如下公式10-555要求：(8-13)式中 工作面上的擠壓應力 (Pa)； 鍵所傳遞的扭矩，與軸所傳動的扭矩相等 (Nm)； 安裝葉輪處的軸徑 (m)； 鍵的高度 (m)； 鍵的有效長度，(mm)； 材料的許用擠壓應力 (Pa)。 鍵采用的材料為45號鋼材，所以代入數據得MPa (8-14)根據計算結果可知，滿足強度條件。8.6.2 切應力鍵的切應力產生最大的切應力，其

48、值應滿足如下公式10-565的要求：(8-15)式中 切應力 (Pa)； 鍵的寬度 (m)； 材料的許用切應力，鍵的材料為45號鋼材，所以取。代入數據得MPa(8-16)根據計算結果可知，滿足強度條件。8.7 軸承和聯軸器的選擇根據泵結構以及參考其他類型的結構，選軸承為：深溝球軸承6009型，兩個軸承成對使用，具體結構見圖8-3。圖8-3 6009型深溝球軸承此泵是進行全天24小時連續(xù)工作，軸承必須達到預期壽命。雖然兩個軸承成對使用，但是必須計算軸承的壽命以保證安全。又因為兩軸承載荷不同，現對較大的載荷進行計算就可。因為，查得徑向系數，軸向系數。軸的當量動載荷為N (8-17)進行對軸承的壽命

49、計算h (8-18)根據計算結果，軸承的壽命符合要求。式中 Cy泵的基本額定載荷(N)； Py泵的當量動載荷(N)； n泵的電機轉速（r/min）。泵常用的聯軸器有兩種：爪形聯軸器和柱銷聯軸器，本次設計采用柱銷聯軸器，型號為 B1101-6-20-35。第9章 泵體的厚度計算9.1 蝸殼厚度的計算蝸殼的幾何形狀很復雜的，而且受力后產生的應力更復雜，因此很難用精確計算的方法求出壁厚，可用如下的經驗公式10-625進行計算。泵的Q=35m，H=15m，n=2930r/min，蝸殼的材料HT200，kg/m2,安全系數n=4。cm (9-1)式中 蝸殼壁厚（cm）； D蝸殼內壁最大徑向尺寸，通常在壓

50、水室的4和8斷面處（cm）； p包括進口壓力的泵設計點壓力（kg/cm2）； 材料的許用應力（kg/cm2）.材料的許用應力，其中n為安全系數，其值與泵的結構、大小和比轉速有關。本次設計的是單吸懸臂泵、n=415。小泵（如吸入口徑不大于50mm）和高比轉速（高于250）的泵取大值；壓力較高的泵和大泵取小值；一般的可取n=7。9.2 中段壁厚的計算對于分段式多級泵，中段承受內壓，在最后一個中段上承受著最大的內壓力。中段的形狀近似圓筒，因此可按承受內壓的薄壁圓筒來計算。但是本次設計的是單級單吸清水離心泵，不用考慮用內壓進行計算。綜合考慮，運用類比法對比其他IS型泵，取中段壁厚的厚度cm。第10章

51、泵的軸封10.1 常用的軸封種類及設計要求泵內液體和泵外空氣之間壓力不同，順著軸就要產生泄露，為此需要設置密封裝置，稱其為泵的軸封。泵內軸封處的壓力小于大氣壓力，軸封是用于防止空氣進入泵內；泵內軸封處的壓力大于大氣壓力，軸封是用以防止液體泄露。泵常用的軸封種類：1） 填料密封；2） 機械密封；3） 浮動密封。設計密封裝置的要求：1） 密封可靠，能長期運轉；2） 消耗功率??；3） 適應泵運轉狀態(tài)的變化。設計密封裝置要考慮被密封液體的性能（腐蝕性、含雜質的磨損性、凝固性、侵透性、揮發(fā)性、有毒、引火、有位等），溫度（高溫、常溫、低溫溫度變化范圍）和壓力（高壓、常壓、低壓、真空、壓力變化范圍）。根據本

52、次的設計情況，選用已有的改進填料密封裝置。10.2 填料密封的工作原理填料密封式用填料填塞泄露通道阻止泄露的一種密封形式。其特點是結構簡單、裝拆維修方便、成本低廉而廣泛用于離心泵上。在離心泵上的填料密封即是動密封，又是靜密封，所用填料為由侵石棉盤根軟填料。其不足之處在于密封性能較差，對軸或軸套磨損大，損失功耗大以及使用壽命短等。近幾年，許多從事填料密封的研究工作者，在密封的機理以及結構研究上做了大量的工作，使得填料密封的結構更為科學合理，本次的填料密封采用了黑龍江科技學院機械系，韓建勇、王平山的離心清水泵填料密封的改進設計1。10.3 傳統(tǒng)填料密封結構及其缺陷10.3.1 傳統(tǒng)填料密封結構 在

53、傳統(tǒng)填料密封中，內部流體可能通過下列途徑泄漏；1） 流體通過填料本身的縫隙而出現滲漏；2） 流體通過填料與轉軸之間的縫隙而泄漏；3） 流體通過填料與箱壁之間的縫隙而泄漏。填料置于填料箱中，通過壓蓋將填料壓緊在軸上，填料依靠壓蓋軸向壓緊，產生徑向變形，填滿間隙。填料在變形時，依靠徑向變形產生的徑向力緊貼轉軸與填料箱內壁表面，實現密封。這就是說，在填料密封可能出現的三個泄露途徑中，填料本身的縫隙泄露可以通過壓實軟填料的方法來消除；箱壁內表面與填料之間的泄露，因為無相對運動且填料被壓實而與填料箱內壁表緊密貼合，達到了止漏目的；只有填料與轉軸之間，因有相對運動，并存在微小間隙，所以常造成泄露。10.3

54、.2 傳統(tǒng)填料密封的不足預緊力恒定。預緊力恒定，即密封力恒定，而被密封介質的壓力是波動變化的，這就可能出現密封填料過度密封或密封不足。軸或軸套磨損嚴重。密封力不足時，采取的方法往往是加大預緊力，這樣使預緊力過大，造成密封填料與軸接觸面之間的摩擦力加大，并導致填料對軸或軸套磨損嚴重，功率磨損增大，泵的機械效率降低。檢修周期短。由于填料對軸或軸套磨損嚴重，為使泵正常運轉，停機更換填料的次數就增多，這樣運行成本就提高了。10.4 填料密封的結構改造在分析了傳統(tǒng)填料密封結構、工作原理及其缺陷后，要想改善和提高填料密封的密封效果，在填料密封結構設計時要考慮解決的問題是：1）盡量使徑向壓緊力均勻且與泄漏壓

55、力規(guī)律一致，使軸套承壓面受壓均勻，從而使軸套磨損小而且均勻。2）使填料密封結構中的填料具有補償能力、足夠的潤滑性和彈性。3）密封的填料沿軸向抱緊力應均勻分布。鑒于以上分析，新型的填料密封結構應該是一種能夠自動根據被密封介質壓力的變化而變化密封力的填料密封結構。改造后的填料密封結構見圖10-1。1 軸 2 泵蓋 3 軸封腔套 4 填料 5 壓蓋 6 彈簧 7 調節(jié)螺母 8 軸封腔套螺栓圖10-1 填料密封結 論在此設計中，主要包括單級單吸清水離心泵的方案設計，離心泵基本參數選擇、離心泵葉片的水力設計、離心泵壓水室的水利設計、離心泵吸水室的水利設計。以及進行軸向力及徑向力的平衡，最后要進行強度校核

56、。泵設計的最大難點就是泵的密封，本次設計采用的新式的填料密封，它可以根據壓力的改變來改變密封力的裝置，針對傳統(tǒng)填料密封的結構特點與密封原理，分析了對密封填料加載所引起的密封填料受力的不合理性；從力學的角度出發(fā)，對傳統(tǒng)填料密封的結構進行了改造，提出了反向加力的新型填料密封的不足，使得填料密封的原理與結構更為合理，其密封性能和使用壽命得到提高，有一定的參考價值。參考文獻1 王平山，韓建勇離心清水泵填料密封設計改進J水泵技術.2006, 2: 44-462 朱保林,張淑佳,林鋒,胡清波. 離心泵葉輪設計方法現狀與發(fā)展趨勢J. 水泵技術, 2005, (02) ：21-254 .3 丁成偉離心泵與軸流泵M北京：機械工業(yè)出版社，19814 關醒凡現代泵技術手冊M北京：宇航出版社，19955 沈陽水泵研究所葉片泵設計手冊M北京：機械工業(yè)出版社，198.6 王世剛，林景凡，李世桓互換性與質量控制基礎M北京：中國科學技術出版社，1999 7 查森葉片泵原理及水力設計M北京：機械工業(yè)出版社，1998.8 朱玉峰. 離心泵葉輪繪型時葉片加厚的精確方法J河北科技大學學