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JX16-77 【JX16-77】热油泵设计二维+论文

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本科毕业设计（论文）题目：某石化厂热油泵设计学生姓名陈渝文学号1203020312教学院系机电工程学院专业年级过程装备与控制工程12级指导教师陈浩职称教授单位西南石油大学1目 录摘 要1前言3第1章 绪论41.1毕业设计的目的和意义41.2设计的主要任务4第2章 热油泵的基本知识52.1 热油泵的功能52.2 热油泵的概述52.2.1 离心热油泵的主要部件52.2.2 离心热油泵的工作原理52.3 热油泵的分类6第3章 离心热油泵的水力设计73.1 热油泵的基本设计参数73.2 热油泵的比转速计算73.3 热油泵进口及出口直径的计算73.4 计算空化比转速73.5 热油泵的效率计算83.5.1 水力效率83.5.2 容积效率83.5.3 机械效率83.5.4 离心热油泵的总效率83.6 轴功率的计算和原动机的选择83.6.1 计算轴功率83.6.2 确定泵的计算功率93.6.3 电动机的选择93.7 轴径与轮毂直径的初步计算93.7.1 轴的最小直径93.7.2 轮毂直径的计算103.8 泵的结构型式的选择11第4章 叶轮的水力设计124.1 确定叶轮进口速度124.2 计算叶轮进口直径124.2.1 叶轮进口的有效直径124.2.2 叶轮进口直径134.3 确定叶轮出口直径134.4 叶片数Z的选择与叶片包角134.5 叶片出口角的确定134.6 确定叶片厚度144.7 叶轮出口宽度144.8 叶轮出口直径及叶片出口安放角的精确计算144.9 叶轮轴面投影图的绘制154.10 叶片绘型16第5章 压出室的水力设计185.1 压出室的作用以及选型185.2 蜗型体的计算185.2.1 基圆直径的确定185.2.2 蜗型体进口宽度计算195.2.3 舌角195.2.4 隔舌起始角195.2.5 蜗形体断面面积的计算195.2.6 扩散管的计算205.2.7 蜗形体的绘型20第6章 吸入室的设计226.1 吸入室尺寸确定22第7章 径向力轴向力及其平衡237.1 径向力的产生及平衡237.1.1 径向力的产生237.1.2 径向力的计算237.1.3 径向力的平衡237.2 轴向力的产生及平衡247.2.1 轴向力的产生247.2.2 轴向力计算247.2.3 轴向力的平衡25第8章 泵零件选择及强度计算268.1 叶轮盖板的强度计算268.2 叶轮轮毂的强度计算268.3 叶轮配合的选择278.4 轮毂热装温度计算288.5 轴的强度校核288.6 键的强度计算308.6.1 工作面上的挤压应力308.6.2 切应力318.7 轴承和联轴器的选择31第9章 泵体的厚度计算339.1 蜗壳厚度的计算339.2 中段壁厚的计算33第10章 泵的轴封3410.1 轴封种类及设计要求3410.2 填料要求及种类3410.3 填料的尺寸34参考文献35致 谢363摘 要 本设计将根据传统离心泵的设计，进行一系列的计算。本设计扬程为45m，流量为12m3/h。首先确定泵的水力方案为单机单吸结构；在通过计算确定其叶片结构，排出室结构，以及相应零部件的强度计算和校核，最后在进行适当的密封措施处理。 关键词 离心泵、叶片结构、压出室、设计计算、强度校核、部件选择Abstract The design will be based on the traditional centrifugal pump design, and do a series of calculations. The design condition is head of 45m, a flow rate of 12m3/h. Firstly, I will determine the hydraulic pump solutions for stand-alone single-suction structure; then by a series of calculations，I can determine by calculation, the discharge chamber structure, and strength calculation and check the corresponding parts, and finally, after appropriate sealing measures to deal with.【Key words】 Centrifugal pump、 leaf structure、pressurized oil chamber、the design and calculation、Strength Check、Component selection前言一台优质的泵体，不仅可以满足正常的使用条件，也可以在一定程度上降低其在工作时所带来的能耗。要想做好一项机械类的设计工作，首先我们必须要有足够的经验，但这往往是我们所欠缺的。到目前为止，经验数值在设计中仍然占据着十分重要的位置，这其中当然也包含了许多的经验公式。因此，我们只有在设计过程中小心的取值，才可以尽量的保证设计的准确性。也只有这样，才能在最大程度上降低由于计算所带来的误差，从而提高泵的设计精度。而对于本次的热油泵设计，我将在LQRY热油泵的基础上，进行合适的选型。计算出热油泵的叶轮基本尺寸，吸入室，排出室，泵轴等主要参数，再对主要零部件进行强度刚度的校核。之所以选取其他泵作为参考：一方面，可以吸取前辈们的经验知识；另一方面，也可以帮助打开思维，更快更加正确的进行设计计算。冰冻三尺，非一日之寒。此次设计让我们在设计的过程中，可以慢慢的积累经验，并且慢慢的成长。毕业设计不仅可以帮我们细化知识，同时也可以帮我们转化为实战经验，可谓是一举两得。并且在这个过程中，我们可以做到多思考，逐步完成从学生到工程技术人员的逐步转变。第1章 绪论1.1毕业设计的目的和意义毕业设计是为了让我们大学四年所学的内容可以得到充分的展示，并能够锻炼自己的思考能力。所以说，毕业设计是四年学习的一个总结。知己不足，展自己的长处。这可以让我们在以后的工作生活中可以得到更好的锻炼，让我们可以慢慢的成长。本次所设计的热油离心泵，广泛的使用于石油化工行业，温度不高于100。主要工作是针对目前的泵进行一定的改良设计，使其的使用效率有所提高，能耗有所下降，这也是本次设计的最主要的意义。1.2设计的主要任务已知条件：工作介质为热油、排量为120m3/h、扬程为45m1、根据给定条件选择泵结构型式；2、对于叶片结构、排出室结构，进行设计计算，求出主要参数；3、绘图，编写设计说明书；4、完成不少于2万字符的英译汉；5、如期参加毕业答辩。36第2章 热油泵的基本知识2.1 热油泵的功能热油泵主要用于热油的循环以及载热流体的输送。理想状态下，它是使用热交换设备的最佳配套设备。输送高粘度流体是热油泵的主要功能，并且应用范围十分广泛，适用于众多领域，进而保证可正常进行各项生产活动。2.2 热油泵的概述2.2.1 离心热油泵的主要部件单级单吸悬臂式为本次所设计热油泵所采用的类型。这种泵型正广泛使用于石油化工行业，主要部件包括了吸入室，叶轮，排出室，泵轴，轴承等。但除去这些主要的部件外，还需要其他众多的小型部件与其配合使用。正是由于各部件之间良好的配合，才可以最大程度上保证泵在其使用寿命时限内可以正常稳定的工作。而在众多热油泵泵型中，LQRY热油泵更是由于其良好的水力性能与设备的稳定性，受到了一致的好评。2.2.2 离心热油泵的工作原理在热油泵启动前，被输送的液体必须保证在泵壳内灌满，否则将有可能会造成严重的设备事故；启动后，轴和叶轮便可以实现同步高速旋转，同时所输送的液体也必将在叶轮之中随其做同步运动。继而在离心力的作用下，液体可以被甩出，而液体获取能量的方式是通过液体从叶轮中心甩向叶轮外沿来实现的，并保证其从叶轮外沿离开并进入压出室是在高速的状态进行的。此时，叶轮入口处就会因此而形成局部的真空或低压，从而使得吸入池中的液体在外部大气压的作用下，可以被逐渐地压入叶轮入口。至此，连续不断地吸入和排出液体就可通过叶轮的工作来实现。在压出室中，由于通道的逐渐展开导致输送的液体减速，从而实现一部分的动能到静压能的转变，且液体将在较高压力的状态下被压至排出管道，最后达到所需的场合和高度。由此可见，只有维持叶轮不断转动的状态，不停吸入和排出液体这一状态才可能进行下去，从而保证热油泵运行的正常进行。具体见图2-1。图2-1 离心泵装置简图2.3 热油泵的分类离心泵是一种适用范围极其广泛的设备。因为其使用场合、主要参数、介质种类和应用要求的不一样，泵的种类和构造形式也呈现出多种多样的趋势：1. 依照泵轴的做工位置可以分为横轴泵与立轴泵； 2.依照蜗室的形式可以分为蜗壳式泵与导叶式泵； 3.依照吸入的类型可以分为单吸泵与双吸泵；4.依照叶轮的数量可以分为单机泵与多级泵；5.依照扬程高度可以分为低压泵（H20m），中压泵（H20-100m）以及高压泵（H100m）。 在上述描述中所属的结构类型均可以找到每种泵型所对应的型式。因此，泵的命名只需几个描述此泵得结构类型就可以了。第3章 离心热油泵的水力设计3.1 热油泵的基本设计参数1）扬程H=45m2）流量Q=120m3/h3）热油为工作介质4）必需汽蚀余量NPSHr=5m5）工作介质密度为=800kg/m33.2 热油泵的比转速计算 对于本次离心泵设计，NPSHr=5m，转速为2950r/min，比转速可根据4中P181所提供计算式运算而得：=113.1 (3-1)通过计算，可确定泵的比转速ns=113.13.3 热油泵进口及出口直径的计算通过进口速度vs来确定泵的进口直径D1，其值通过查表7-14确定为3m/s左右，选vs=2.1m/s。进口直径按式7-14计算Ds=0.142m (3-2) 要是泵的扬程较低，出口直径和进口直径可保持一致；而对于扬程较高得泵，在多方面的考虑下，可适当取小于进口直径的出口直径。出口直径按式7-24计算，即：Dd=(10.7)D1=(10.7)142=14299.4mm (3-3)经圆整后，综合考虑取Ds=140mm，Dd=100mm。3.4 计算空化比转速空化比转速可由4中P180所提供公式计算而得： C= (3-4)式中 NPSHr-泵的必需汽蚀余量由于转速已经选定，所以在此就不过多的对转速进行计算。3.5 热油泵的效率计算3.5.1 水力效率 水力效率按式7-44计算： =1+0.0835lg=0.86 (3-5)3.5.2 容积效率容积效率按式7-54计算：=0.911 (3-6)考虑到叶轮密封环处存在泄露损失，级间泄露损失等，故取。3.5.3 机械效率机械效率按式2-125计算： =0.94 (3-7)3.5.4 离心热油泵的总效率 (3-8)3.6 轴功率的计算和原动机的选择3.6.1 计算轴功率在确定泵的总效率后，按式4中P185所提供公式计算轴功率： P=15.9kW (3-9)式中 Q泵的流量（m3/h）； H泵的扬程（m）； 液体的密度（kg/m3）。Ht=m (3-10) Qt=m3/h (3-11)式中 Ht理论扬程（m）； Qt理论流量(m3/h)。3.6.2 确定泵的计算功率泵的计算功率按式4-25计算： (3-12)式中 k余量系数，查表得电动机k=1.11.2，取K=1.2； 传动效率，由于是电动机与泵体为直联，故。3.6.3 电动机的选择 根据以上计算结果（），在查询相似泵型的相关资料后，综合考虑选取Y180L2-4型电动机，功率P=22kW，转速n=2950r/min。3.7 轴径与轮毂直径的初步计算3.7.1 轴的最小直径 泵轴的最小直径可按照5中P154所提供的公式进行计算： (3-13) 式中 Pj计算功率（kw）； 轴的许用切应力（kg/cm2）； n泵的转速（r/min）。 取标准直径轴的材料选用45#钢材料，许用切应力=，这里暂取许用切应力为49Mpa。 由此就可以确定出泵的最小直径后，再在参考类似结构泵的泵轴的基础上，绘制出轴的结构草图。草图见图3-1。图3-1 轴的结构草图轴其他部位的轴向尺寸是由叶轮、止动垫圈、轴套、深沟球轴承等零件共同来来决定的，结构图见图3-2。图3-2 轴的结构图3.7.2 轮毂直径的计算由于本次设计的是单级泵，所以叶轮处的轴径dy与联轴器内的轴径dmin应该相等。与此同时，必须在保证轴孔开了键槽之后还有一定的厚度的前提下才可以进一步确定叶轮轮毂直径dh，并满足轮毂具有足够的强度的条件，故直径按式4-35计算，即： (3-14)因为一般不通过叶轮进口是单级泵叶轮轮毂的特点，因此取 dh=(1.42)dmin (3-15)取dh=1.5dmin=30mm 圆整后，取dh=30mm。3.8 泵的结构型式的选择 泵体是一个泵的中心，也可称其为蜗壳或泵壳，其型式较多。例如：水平剖分型；垂直剖分式；倾斜剖分式；筒体式。泵的类型主要可以分为以下的三大种类：叶片式，容积式和其他泵型。而本次所设计的离心泵在叶片式的分类之中，故经过综合考虑后将采用悬架式悬臂泵的结构形式来对热油泵的泵体进行设计。 这种泵主要由泵体、叶轮螺母、叶轮、轴套、密封装置、泵轴支架等部件组合而成。其结构将被铸造在一起，悬臂上的轴承将被安装至泵体上的悬架内，并且泵体将承受全部的质量。第4章 叶轮的水力设计叶轮尺寸的确定主要有速度系数法与相似换算法两种方法，而在本次泵设计采用的是速度系数法对于叶轮进行水力计算。4.1 确定叶轮进口速度叶轮的进口速度安式5-124计算： m/s (4-1)式中 叶轮进口速度系数，可从图5-35查的取=0.16； H单级扬程(m)4.2 计算叶轮进口直径4.2.1 叶轮进口的有效直径叶轮进口的有效直径按式5-134计算： (4-2)式中 系数，按表4-1选取（下附）。经查找后，选取=4.5。4.2.2 叶轮进口直径叶轮进口直径按式5-154计算： (4-3)4.3 确定叶轮出口直径叶轮出口直径按式5-174计算： (4-4)mm (4-5)式中 叶轮出口直径系数。4.4 叶片数Z的选择与叶片包角泵扬程的高低在一定程度上会受到叶片数的影响。采用速度系数法设计叶轮时，由于是在目前现有泵型参数的基础上才能得到的速度系数，所以叶片数可以直接根据相关经验数据进行取值。因此，通过查表5-24。综合考虑后，叶片数取8。在设计大叶片数的离心泵时，应取较小叶片包角，但要保证稍大的叶片出口角；在设计小叶片数的离心泵时，应取较大，但要保证较小的。所以按照经验，一般可取为。选择叶片包角的选择是既要避免水力摩擦损失，又要保证其有足够长度的过道。综合考虑后，叶片包角取。4.5 叶片出口角的确定离心泵叶片出口安放角一般满足=15 40的条件。当出现过大以及较大叶片数的情况时，不平稳的驼峰波动将出现在H-Q性能曲线，进而导致不稳定的离心泵运行。一般在满足较高的效率和叶片所需重合度的前提之下，取。所以，经过综合考虑后取=。4.6 确定叶片厚度在叶轮运行过程中，因多种受力情况的影响，所以精确计算是很难的，例如：所受液体的反作用力等。通常可用如下经验公式10-445来计算叶片的厚度： mm (4-6)系数K与离心泵的比转速ns和叶片的材料有关，其值由表10-104（下附表4-2）所示，材料选用钢，所以K=5。表4-2 系数K与ns和材料的关系ns4060708090130190280铸铁钢3.233.53.23.83.34.03.44.53.56576108最后，在综合考虑后取叶片真实厚度为3mm，即=3mm。4.7 叶轮出口宽度叶轮出口宽度b2可按式5-194计算 (4-7) mm (4-8) 式中：Kb2叶轮出口系数。 综合考虑后，选取b2=16mm。4.8 叶轮出口直径及叶片出口安放角的精确计算离心泵一般是在选择叶片出口角之后，在对D2进一步的精算。叶轮出口轴面速度vm2计算：m/s (4-9)式中 叶片出口排挤系数，一般取=0.80.9。叶轮出口速度u2按5-185的变形式进行计算： m/s (4-10)无限叶片数下的叶片出口流面速度的计算：=-=30.4-4.1=21.6m/s (4-11)无限叶片数下的理论扬程Ht的计算： m (4-12)可根据式5-205的变形来计算出圆周速度： (4-13)此时，可按式5-204算出第一次精算的叶轮出口直径D2 (4-14)经过误差计算后，发现在精确值与估算值之间存在着大于2%误差，因此估算的出口直径不准确，应舍弃。同时进行二次精算，重新假设性选择。通过多次比较计算后，发现当=时，可以控制误差在2%内，因此被确定为，并且通过计算后就可得到叶轮出口直径D2=190mm。综上所述，D2=190mm，=，Dj=106mm，dh=35mm，b2=16mm。4.9 叶轮轴面投影图的绘制根据D2、Dj 、dh及b2等所得叶轮的基本参数，通过参考相近比转速ns的轴面投图之后，便可进行所设计叶轮的轴面投影图的绘制工作。详情见图4-1。 图4-14.10 叶片绘型作图步骤：1） 作出叶轮Dj和D2；2） 作中间圆，其直径： mm (4-15)并计算d=Dj处得叶片安放角： (4-16)3） 作半径OA，由A点作AB，使得；4） 作半径OC，使，并与圆弧Di相交与C；5） 过A、C点作直线，并于Di交于另一点D；6） 连线半径OD，做直线DE，使，并与直线AB交于E点；7） 将E点作为圆心并以半径EA作圆弧，点D必将在此圆弧上；8） 作半径OF，使，并与D1圆交于点F；9） 过D、F点作直线，并与D1圆交于另一点G；10)作半径OG，作直线GH，使，并与DE线交于点H；11)以半径为OH并将H作为圆心作圆弧，点G必将在此圆弧上；12)将E和H作为圆心并以分别为半径作弧，并将叶片进口采取适当削圆的处理，就可以得到所需的叶片绘型。其中为叶片真实厚度。通过此种方法，便可得到本次所设计的热油泵的叶轮绘型，见图4-2。图4-2 叶片第5章 压出室的水力设计5.1 压出室的作用以及选型 一.压出室的作用：1）汇集从叶轮中输送出的液体，并将其向下一级的叶轮或管路系统进行输送；2）减缓液体的流动速度，完成动能转变成静压能的工作，并在一定程度上将液体输送过程中所带来的不必要能量损失减小；3）在一定程度上降低液体由于在流出叶轮后的旋转运动所带来的不必要的水力损失，从而提高效率。二.为了达到上述要求，压出室在设计中要尽可能做到以下几点：1）因为压出室所带来的损失占到整泵水力损失的极大部分，为此应尽量使其减小；2）尽量使液体展现出轴对称的状态，以实现泵在工作过程中的平稳性；3）应具备较高强度，良好的经济性及设备工艺性，并尽可能顾及到其他可能。三.蜗形体的断面形状主要有以下的三种：1）梯形断面：其构造较为简单，并拥有良好的水力性能，是几种断面形状中使用最为普遍的一种；2）矩形断面：与梯形断面具备相同的优点，并适用于不同转数比的泵。其工艺性最优良，并且较易进行断面的加工。但是该断面是呈等宽的，因此径向尺寸可能会稍微大于梯形断面；3）圆形断面：即叶轮出口之后便为圆形断面，且未设置过渡区在中间，这样就会因突然变大在叶轮出口处的出现，而影响到泵的水力性能。此断面类型的优处是在承受压力的蜗形体上，受力状况要良于上述断面。故此断面类型在中大型或者高压力的泵上得到了广泛的使用。经过综合考虑之后，本次设计采用梯形断面作为蜗形体的断面形状。5.2 蜗型体的计算5.2.1 基圆直径的确定基圆直径D3可按式5-405进行计算：mm (5-1)综合考虑后，取mm。5.2.2 蜗型体进口宽度计算进口宽度b3可按式5-414进行计算： mm (5-2)5.2.3 舌角舌角可按式5-425进行计算： (5-3)5.2.4 隔舌起始角 通常将0断面定义为经过隔舌起点（即基圆与蜗形线相交的点）的断面，将隔舌起始角定义成0断面和第八断面所形成的夹角。隔舌起点在理论上应位于第八断面的基圆上，但由于当转速比变大后，会造成降低蜗形体中液体的流速，同时各断面面积也会伴随这一过程变大，相应增加了径向尺寸，从而会导致隔舌厚度变小，或该区域内蜗形体扩散管的形状在一定程度上会有所影响。所以当比转速增大之后，也应合适的增加隔舌起始角。隔舌起始角可参考表5-45进行选取。表5-1 隔舌起始ns308090130140220230360通过查表5-45,综合考虑选取隔舌起始角。5.2.5 蜗形体断面面积的计算在蜗形体各断面面积的计算过程中，要求把v3视为常数来进行设计计算。进行计算前，应该先根据比转速ns在图5-335查的K3 ,然后再按式5-435求出各断面中的平均速度： m/s(5-4)式中 蜗形体各断面中的平均速度（m/s）； H泵的扬程（m）； g重力加速度，g=9.8m/s2； K3速度系数，查表5-335后可得K3=0.48。通过断面的流量按式5-445计算。 (5-5)式中 隔舌起始角（度）； Q泵的流量（m3/h）。第八断面面积可由式5-455得：=0.00221m2 (5-6) 其他断面的面积可按下式进行计算： Fi= （5-7） 通过计算可知：F=0.000277m2，F=0.000553m2.F=0.00221m25.2.6 扩散管的计算尽可能降低泵压出口的流速并实现部分动能转变为静压能是蜗形体扩散管的主要作用，这样可使压出管路中所存在的水力损失在一定程度上得到降低。蜗形体的断面可看作成扩散管的进口部分，它的出口部分就可以看作成该泵的压出口。在遵循长度L应尽可能小的原则的前提下，才可以对扩散管的长度L和压出口直径Dy进行设计计算，但同时也应顾及到是否符合相应的法兰标准。只有在法兰位于合适位置时，才可便于工作以及法兰螺栓的装拆等工作的进行。此外，选择扩散角也应控制在的范围内，其目的是可以尽可能让扩散损失降低。根据结构选定扩散管长度L=140mm，断面当量直径D公可按式5-485求出： D=(4F/)1/2 =（40.00221/3.14）1/2=0.05353mm (5-7)综合考虑后，扩散管当量扩散角。由5-475变形计算： + D=mm (5-8)压出口直径Dy=77.5mm5.2.7 蜗形体的绘型首先应该明确D3和b3是否已经求得，在将b3作为等腰梯形的底边进行绘制梯形。且应在满足的原则后再确定斜边的斜度，同时应使F稍微小于其面积。接下来取较大的梯形圆角，并应使其满足F等于圆角之后的梯形面积的条件。至此，才算绘制出了断面。进行绘型蜗形体时也需要考虑以下几点：为了便于绘图以及识图，在一张图纸上可同时绘制所需的八个断面；每个断面可只画出一半，这是为了可使所绘制图纸变得更加的简洁。如果蜗形体外壁呈现一段弧度，这时圆弧半径R将跟随断面的包角减小而呈现有规律性的变大，并且应使其满足在O断面处为直线的这一条件。要不然会导致隔舌与叶轮的间隙增大，进而在某种程度上对泵的各项性能造成影响。断面高度H，圆角半径R，侧劈斜度等尺寸，也都应该像前面所描述的，均应该随着包角的减小而呈现出减小的规律。通常断面高度H的各数值表现成等差数列的形式，而且应该满足h1的条件，否则会导致在断面面积与计算值之间存在较大的误差。另一方面，这种调整上也便于了断面高度H的调整。梯形断面详见图5-1。图5-1 梯形断面第6章 吸入室的设计6.1 吸入室尺寸确定通常将泵进口法兰到叶轮进口前的泵体过流部分直接视为离心泵吸入室，且热油泵的抗空化性直接受到所设计吸入室优劣的影响。依照形状，吸入室的结构主要可分为锥形、环形和半螺旋形三种类型。通过相似泵体的参考，本次设计吸入室将采用锥形吸入室，如图6-1。其中在单级单吸悬臂离心泵的设计上大面积都在使用锥形吸入室，原因是其水力性能优良，拥有相对简单的结构，可均匀的实现速度的分布，其进出口直径基本相同，入口直径与出口直径之间通常存在着7%15%的差值，且进口流速维持在3m/s左右，是其所允许锥度范围。于是就可以通过相应的计算公式来进一步的确定该吸水室的尺寸。锥管吸水室的进口直径： mm (6-1)综合考虑后，取Ds=120mm； 锥度取。则吸入长度：mm (6-2)综合考虑，适当加长一些，取=60mm。结构图详见图6-1。图6-1 吸水室第7章 径向力轴向力及其平衡7.1 径向力的产生及平衡7.1.1 径向力的产生在最佳工作状态时，蜗形体的压出室将所受的压力均匀分布在各断面上。当最佳工作状态下的流量大于泵的流量时会一定程度上降低蜗室中液体的流动速度，而根据速度矢量三角形可知道液体的v绝对将大于最佳工作状态时的v绝对，并且也将大于其在蜗室中的流速。而后由于撞击在叶轮所流出的液体和蜗室中液体之间不断的进行，可以让能量充斥在蜗室中的液体当中，便可以让从隔舌向扩散管进口处蜗室中的液压不停变大。反之，就将与上面所述的情形相反，从叶轮中流出的液体的v绝对小于最佳工作状态时的v绝对，同时也将比蜗室中的液体流速较低。并且在蜗室中来源不同的两种液体的结果便是蜗室中的液体需要不停提供做工，以此来增加从叶轮中液体的流速。因此，蜗室中的液体压力逐渐降低的现象将出现在从隔舌到扩散管进口的地方。此时，径向力将开始在蜗室的各个断面产生。又由于存在分布不均匀的叶轮四周液体的压力，可能会导致叶轮中液体流动的轴对称性受到破坏，从而导致从叶轮中液体流出少的部位出现受压大处，流出多的部位出现在受压小处的状况。因为沿着叶轮的四周液体流量的不同，出现在叶轮四周的液体动反力的大小也将随之不同，故这又导致出另外一个径向力的出现。综上所述，叶轮上的径向力便是上面所描述的两种径向力的向量和5。7.1.2 径向力的计算压出室是涡室的泵，在偏离设计工况时的径向力可按式9-15的变形式计算而得：N (7-1)式中 偏离设计工况时的径向力 (N)； 包括前、后盖板的叶轮出口宽度，取 0.023m； 径向力系数，计算可得 0.080。7.1.3 径向力的平衡由于径向力是与叶轮的出口直径以及叶轮的出口宽度成正比关系的，所以径向力将随着泵得尺寸的增大而相应增大，同时也将随着扬程的增加而相应增大5。本次设计的是单级单吸离心泵。并且通过上面的计算可知，径向力Fr不算太大，故可不专门设置径向力平衡装置，就可满足设计要求，从而在一定程度上也简化了所设计热油泵的结构形式。7.2 轴向力的产生及平衡7.2.1 轴向力的产生对于运转过程中的离心泵，一个与轴线相平行的轴向力将会出现在其转动部件上。并且，该力特别大，尤其是在多级离心泵上体现的更加明显。轴向力首要包括下述两个部分：1）由于压力差将会出现在叶轮盖板的两侧，并呈现出一种后侧压力高及前侧压力低的状态，从而一个指向入口处的轴向力F1将在后盖板上产生；2）动反力F2的产生通常是由于流入流出液体的速度和方向的不一致而导致，并且它与F1呈现出相反的方向。除此之外，对于单吸式悬臂泵由于其入口压力较高，还应顾及到由于轴端上的入口压力所产生的轴向压力，它的方向也是与F1相反。然而对于立式离心泵，轴向力就还包括其转子部分的重量。7.2.2 轴向力计算1) 叶轮前后压力引起的轴向力F1可按式9-75估算：N (7-2)式中 Dj叶轮进口处的直径(mm)； dh轮毂直径(mm)； H叶轮实际扬程(m)； i叶轮级数； k轴向力实验系数，ns=60150时为0.6；当ns=150250时为0.8。2）液体作用与叶轮入口的动反力可按式9-45的变形式计算：N (7-3)式中 质量流量(m3/s)； v0叶轮进口处的速度（m/s）。 3)总的轴向力： N (7-4)根据计算结果可知，轴向力方向指向入口。7.2.3 轴向力的平衡经常采用水力方法来使部分或全部轴向力得到平衡。此方法主要涵括了对称分布叶轮或整个表面上的压力，或在所运转状态下另设可以确保平衡轴向力的辅助部件。但是，是不可能彻底满足平衡轴向力这一目标的，所以来吸收那些暂未被平衡的轴向力必须采用相应规格的止推轴承，并且为了能够更好的平衡轴向力最好采用双向轴承。对于单级泵的平衡方式主要分为以下几种：1. 平衡孔或平衡管：这种方式是装配两个等直径的密封环在前后盖板的上面，并保证让后泵腔与叶轮的吸入口接通，这样大部分的轴向力就可以得到平衡；2. 双吸式叶轮：由于叶轮呈现对称状态，故使叶轮两侧的轴向力达到可相互抵消的功能。但是仍存在密封间隙，于是仍会残留下一个不算大的轴向力，此时轴承就将承受这个残余的轴向力；3. 背叶片：附加一个与吸入方向相反的半开式叶轮在主叶片的后面。该种方法，主要用于泥浆泵，化工泵等泵型。同样，轴承也将承受并平衡掉这个残余的轴向力；4. 推力轴承：此种方法在提高泵的效率方面，无疑是最佳的。因为可以避免各种损失出现在平衡轴向力的过程中，例如容积损失和水力损失。综上考虑后，由于本次设计的泵是单级叶轮，因此所采取的平衡措施为开平衡孔。即在叶轮的后盖板上靠近轮毂的附近开若干的平衡孔，如图7-1所示，使后盖板前后的空间相通，但同时增设密封环在后盖板的后侧，并在直径上与叶轮进口密封环直径保持一致。此结构简单，但相应的也增加了内泄露，紊乱进口水流的平稳性，可能会导致热油泵的效率在一定程度上降低。并且这不能完全进行轴向力的平衡，仍有一部分的轴向力需要通过后面的轴承进行承担。图7-1 平衡孔第8章 泵零件选择及强度计算8.1 叶轮盖板的强度计算盖板中的应力主要是由离心力导致的，如果所受应力的前后盖板是等厚的，越大的圆周应力往往出现在半径越小的地方。叶轮材料采用ZG1Cr13,许用应力=98130Mpa。可由式10-425近似计算： MPa (8-1)式中 盖板中D0和Dx处得圆周应力（Pa）； 材料密度（kg/m3）； u2盖板外径的圆周速度（m/s）； 许用应力（Pa）。 计算结果说明叶轮安全。按等强度设计盖板时，盖板直径Dx=0.08m处的厚度，首先应计算出角速度角速度 rad/s (8-2)盖板直径Dx=0.08m处的厚度，可按式10-435计算mm (8-3)式中 盖板直径Dx=0.08m处的厚度； 叶轮最大直径处盖板的厚度，参考其他叶轮尺寸，综合考虑取4mm；8.2 叶轮轮毂的强度计算在叶轮旋转过程中，离心力由叶轮的质量产生。离心力会在轮毂内孔处产生圆周方向的应力，可用如下近似公式10-455进行计算MPa (8-4)由于叶轮材料为ZG1Cr13，查表可知362Mpa 安全系数 (8-5)根据计算结果，叶轮轮毂的强度满足要求，安全。式中 轮毂内孔处的圆周方向应力（Pa） 材料密度（kg/m3）； 叶轮外径的圆周速度（m/s）。8.3 叶轮配合的选择 在离心力的作用下，会逐步增大叶轮轮毂内孔。因此对于热装的叶轮，轮毂与轴的最小过盈量要大于离心力使轮毂内孔所产生的变形量。离心力使轮毂内孔直径的变形量，可按式10-465进行计算：=112.4m (8-6) 式中 E-材料的弹性模量（kg/cm2）； Dm - 轴毂的平均直径（cm）； -最大过盈量（cm）；本处的配合方式是采用过盈配合，所以轮毂与轴的最小过盈量必须要大于离心力使轮毂内孔产生的变形量。根据计算结果最大过盈量为112.4m，参考其他类似的离心泵的轮毂配合后，综合考虑只需把80160m作为过盈余量的范围即可。1）确定基准制：按照其不受原材料、标准件和结构的限制，选基孔制。2）确定孔的公差带：配合公差m，这个数值应比孔与轴的公差之和更大或者至少等于，孔与轴的公差应在m左右。此时就要要看孔、轴的标准公差等级，如在7级以上，则取孔比轴低一级，如在8级以下，则可取孔、轴同级。查附表3-17,得IT7=57m。可取孔的标准公差等级为7级，即孔的公差带为H7，并可开始画公差带图。3）确定轴公差带：由于采用过盈配合，可知道轴的公差带位置应在零线的上方7。 (8-7)因已知要求最小过盈余量m，即轴基本偏差应接近100m。查附表3-26,取轴的基本偏差为r，es=+108轴的公差应初步确定为 m (8-8)查附表3-16得知，取IT6=36m这时m (8-9)轴的公差带确定为r6最后，通过查询机械手册可知，配合选取。8.4 轮毂热装温度计算加热轮毂，使其内孔产生的变形应为最大过盈量的1.5倍，才可进行装配，热装温度便是加热后的温度，可用式计算。 (8-10) 其中取：t1=20，=0.0112cm，=7cm， 式中 t热装温度（）； t1室温（）； 最大过盈量（cm）；轮毂的平均直径（cm）；叶轮材料的线膨胀系数（1/deg）。8.5 轴的强度校核1）转子的重量因为是卧式泵，转子的自身重量即是已经固定方向的径向力。此载荷是均匀分布的，但为了简化计算，可以将轴的计算变成几段集中载荷分开进行。泵采用的是蜗形体，附加径向力在设计工况下是没有的。此外，轴也没有皮带的拉力或者齿轮的啮合力。因此，转子的重量便是固定方向的唯一径向力。叶轮重量初步估算为1000N。2）轴向力在水力设计便计算了液体作用在叶轮和平衡孔上的轴向力。作用在叶轮上的轴向力F=1595N。3）支反力分别用RA、RB来表示固定方向径向力作用在两个轴承A、B上的支反力，假设其方向均向上。叶轮与轴承A的距离为0.18mm，轴承之间的距离为160mm。支反力之和=所有径向力之和。RA+RB-1000=0(8-11)对B点取矩解之得RA=2125NRB=-1125N4)弯矩图及扭矩图图8-1 弯矩图及扭矩图通过弯矩图及扭矩图可知，最危险断面在轴承A处。可以按第三强度理论来进行校核。MPa (8-12)根据计算结果，轴的强度满足要求。轴的刚度计算：只需满足下面的条件即可： 式中：t泵轴悬臂部分的长度； l两支撑中心的距离。 所以轴在刚度条件上也满足安全。8.6 键的强度计算对泵来说，所传递的扭矩最大出现在联轴器处的键上。对于单机泵，可近似地认为叶轮处的键所传递的扭矩同联轴器处的相同。为了校验键在所传递扭矩是否在键的强度范围内，和所产生的剪切应力与挤压应力是否满足强度要求，这才进行对与键的强度计算。根据叶轮处直径，选择标准圆头普通平键（A）作为本次设计的键类型，键的宽度b=10mm，键的高度h=8mm，键的总长L=0.055m。结构形式见图8-2.图8-2 键的结构示意图8.6.1 工作面上的挤压应力键及其联接零件传递扭矩的工作面上挤压应力应满足如下公式10-555要求：(8-13)式中 工作面上的挤压应力 (Pa)； 键所传递的扭矩，与轴所传动的扭矩相等 (Nm)； 安装叶轮处的轴径 (m)； 键的高度 (m)； 键的有效长度，(mm)； 材料的许用挤压应力 (Pa)。 键采用的材料为45#钢材，所以代入数据得MPa (8-14)根据计算结果可知，键在工作面上的挤压应力满足强度条件。8.6.2 切应力键的切应力产生最大的切应力，其值应满足如下公式10-565的要求：(8-15)式中 切应力 (Pa)； 键的宽度 (m)； 材料的许用切应力，键的材料为45号钢材，所以取。代入数据得MPa(8-16)根据计算结果可知，键的切应力满足强度条件。8.7 轴承和联轴器的选择根据本泵的结构以及参考其他类型的结构，选轴承为：深沟球轴承6313型。其基本尺寸是内径为65mm，外径为140mm，高度为33mm。两个轴承成对使用，具体结构见图8-3。图8-3 6313型深沟球轴承由于此泵是进行全天24小时连续工作，所以轴承必须达到预期寿命。虽然两个轴承是成对使用的，但仍须计算轴承的寿命以保证安全。又因为两轴承载荷不同，现对较大的载荷进行计算就可。因为，查得径向系数，轴向系数。轴的当量动载荷为： N (8-17)对轴承的寿命进行计算：由于轴向力很大一部分由平衡孔分担，所以轴上的Pr=405.2N h (8-18)根据计算结果，轴承的寿命符合要求。式中 Cr 泵的基本额定载荷(N)，取Cr=81800N； Pr 泵的当量动载荷(N)； n 泵的电机转速（r/min）。本泵将采用油雾润滑。泵常用的联轴器有两种：爪形联轴器和柱销联轴器。综合考虑后，本次设计采用柱销联轴器，型号为 B1101-6-20-50。第9章 泵体的厚度计算9.1 蜗壳厚度的计算蜗壳具有极其复杂的形状，且在受力后所产生的应力就更加的复杂了。因此很难用精确计算的方法求出壁厚，但可用如下的经验公式10-625进行计算。蜗壳的材料选择为HT200，kg/cm2，安全系数n=4。cm (9-1)式中 蜗壳壁厚（cm）； D蜗壳内壁最大径向尺寸，通常在压水室的4和8断面处（cm）； p包括进口压力的泵设计点压力（kg/cm2），p = 36kg/cm2； 材料的许用应力（kg/cm2）。材料的许用应力，其中n为安全系数，其值与泵的结构、大小和比转速都有关系。本次设计的是单吸悬臂泵安全系数n=415。小泵（如吸入口径50mm）和高比转速（ns250）的泵取大值；压力较高的泵和大泵取小值；按照经验，此次设计可取安全系数n=6。9.2 中段壁厚的计算对于分段式多级泵，中段承受内压，并且最后一个中段承受的内压力是最大的。中段的形状近似圆筒，因此可按承受内压的薄壁圆筒来计算。但是本次设计的是单级单吸离心热油泵，就暂不用考虑用内压进行计算。综合考虑后，运用类比法对比其他LQRY型泵，取中段壁厚的厚度cm。第10章 泵的轴封10.1 轴封种类及设计要求由于泵内液体和外部空气之间存在着压力差，泄露往往就会沿着轴方向产生，设置相应的密封装置就是为了解决这一问题，这种方法便称为泵的轴封。如果内部轴封处的压力小于大气压力，它的作用是用于避免外界气体进入泵内；相反若是大于外界压力，则用以防止液体泄露。泵常用的轴封类型包括以下：1） 填料密封；2） 机械密封；3） 浮动密封。设计密封装置的主要目的是：1） 可靠的密封，能保证泵在长时间内可以稳定运行；2） 消耗功率小，可以在一定程度上降低损耗；3） 适应各种泵运转状态的变化。设计轴封时，必须要从多方面