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机械毕业设计1146shz-60直联式双吸离心泵的设计说明书机械毕业设计1146shz-60直联式双吸离心泵的设计说明书 -- 5 元

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毕业设计(论文)说明书1摘要泵是应用非常广泛的通用机械,可以说是液体流动之处,几乎都有泵在工作。而且,随着科学技术的发展,泵的应用领域正在迅速扩大,根据国家统计,泵的耗电量都约占全国总发电量的1/5,可见泵是当然的耗能大户。因而,提高泵技术水平对节约能耗具有重要意义。6SHZ60型水泵是清水泵,在设计问题上,从电机的选择计算、轴的选择计算、叶轮的尺寸以及水泵的外形尺寸的确定,基本上解决了泵的大体结构,在其它部件中,连接法兰、叶轮螺母等都是根据具体位置来计算设计的。传动中的轴、键、泵盖都要经过必需的校核,使它的强度和寿命达到设计要求。关键词水泵电机设计毕业设计(论文)说明书2AbstractPumpisthemostwidelyusedgeneralmachinery,itcanbesaidthatanyliquidflows,almostallofthepumpswork,Withthedevelopmentofscienceandtechnology,pumpingapplicationareasareexpandingrapidly,Accordingtonationalstatistics.Pumppowerconsumptionaccountedforafifthofthecountry,wecanseethatthepumpisonlynaturalconsumptionmarket.Pumptechnologywillincreasethelevelofenergyconservationhasaveryimportantsignificance.6SHZ60isawaterpump,thedesignissues,frommotorchoices,thechoicesofaxis,thesizeofimpellerpumpsdimensionsidentification,Largelydeterminethegeneralstructurepump.Inotherparts,theconnectingflanges,Impellernuts,etc.Arebasedonthespecificlocationtocalculatedesign.Thedriveshaft,bond,Pumpsaretobebuiltafterthenecessaryverification,sothattheirstrengthandlifetothedesignrequirements.KeywordWaterpump;Electricalmachinery;Design毕业设计(论文)说明书3前言毕业设计是对学生在毕业前所进行的一次综合能力的训练,是为给社会培养出合格的工程技术人员必须走过的重要环节。通过这次的毕业设计可以充分提高我们在以前所学的零散的理论知识的基础上结合起来综合的分析问题、解决问题的能力,这对我们上了岗位有很大的帮助。我们这次的设计任务是6SHZ60型的直联式双吸离心泵的基础的设计,是一次专题性的设计,虽然与四年所学知识有一定的偏距,但是为了能把这次的设计搞好,在赵老师的指导下,我们在设计前努力查阅有关资料,做了必要的准备,我们边设计边查阅资料,给设计奠定了一定的基础,这对我们的设计有很大的帮助。这次设计集中于画图和水泵各部件的设计计算,我们先把指导老师所给的资料中的图纸吃透,独立分析问题,相互探讨并且解决问题,充分体现了我们独立解决问题的能力。我们应该从现在做起学好扎实的基础知识,不断丰富自己的专业知识和实际操作能力,这次设计,赵老师对我们进行了精心的指导,阳泉市水泵厂给了大力的支持并提供了有关资料,在此表示感谢,由于我们能力有限,在设计中难免有错误和不足之处。在此,请各位老师给于评定并提出建议。毕业设计(论文)说明书4第一章离心泵的工作原理泵是把原动机的机械能转换成液体能量的机器。泵用来增加液体的位能、压能、动能.原动机通过泵轴带动叶轮旋转,对液体做功,使其能量增加,从而使需要数量的液体,由吸水池经泵的过流部件输送到要求的高度或要求压力的地方。如下图所示,是简单的离心泵装置。原动机带动叶轮旋转,将水从A处吸入泵内,排送到B处。泵中起主导作用的是叶轮,叶轮中的叶片强迫液体旋转,液体在离心力作用下向四周甩出。这种情况和转动的雨伞上的水滴向四周甩出去的道理一样。泵内的液体甩出去后,新的液体在大气压力下进入泵内,如此连续不断地从A处向B处供水。泵在开动前,应先灌满水。如不灌满水,叶轮只能带动空气旋转,因空气的单位体积的质量很小,产生的离心力甚小,无力把泵内和排水管路中的空气排出,不能在泵内造成一定的真空,水也就吸不上来。泵的底阀是为灌水用的,泵出口侧的调节阀是用来调节流量的。毕业设计(论文)说明书5第二章水泵的设计一.泵汽蚀余量的计算方法汽蚀余量对于泵的设计、试验和使用都是十分重要的汽蚀基本参数。设计泵时根据对汽蚀性能的要求设计泵,如果用户给定了具体的使用条件,则设计泵的汽蚀余量rNPSH必须小于按使用条件确定的装置汽蚀余量aNPSH。欲提高泵的汽蚀性能,应尽量减小rNPSH。泵试验时,通过汽蚀试验验证rNPSH,这是确定rNPSH唯一可靠的方法。它一方面可以验证泵是否达到设计的rNPSH值。另一方面,考虑一个安全余量,得到许用汽蚀余量NPSH,作为用户确定几何安装高度的依据.可见,正确地理解和确定汽蚀余量是十分重要的。为了深入理解汽蚀的概念,应区分以下几种汽蚀余量1.aNPSH装置汽蚀余量又叫有效的汽蚀余量。是由吸入装置提供的,aNPSH越大泵越不容易发生汽蚀。2.rNPSH泵汽蚀余量又叫必需的汽蚀余量,是规定泵要达到的汽蚀性能参数,rNPSH越小,泵的抗汽蚀性能越好。3.tNPSH试验汽蚀余量,是汽蚀试验时算出的值,试验汽蚀余量有任意多个,但对应泵性能下降一定值的试验汽蚀余量只有一个,称为临界汽蚀余量,用cNPSH表示。4.NPSH许用汽蚀余量,这是确定泵使用条件如安装高度用的汽蚀余量,它应大于临界汽蚀余量,以保证泵运行时不发生汽蚀,通常取NPSHcNPSH5.11.1或NPSHcNPSHk,k是安全值。毕业设计(论文)说明书6这些汽蚀余量有如下关系arcNPSHNPSHNPSHNPSH泵汽蚀余量的计算HNPSHrHNPSHr式中托马汽蚀系数H泵最高效率点下的泵单级扬程rNPSH最高效率点下的泵汽蚀余量。根据【现代泵技术手册关醒凡编著,宇航出版社。】查图47取0.035所以73.278035.0HNPSHr二.泵的基本参数的确定(确定泵的总体结构形式和进出口直径)(一).确定泵的进口直径泵进口直径也叫泵吸入口径,是指泵吸入法兰处管的内径.吸入口径由合理的进口流速确定。泵的进口流速一般为3m/s左右,从制造经济行考虑,大型泵的流速取大些,以减小泵体积,提高过流能力。从提高抗汽蚀性能考虑,应取较大的进口直径,以减小流速。常用的泵吸入口径,流量和流速的关系如图所示。对抗汽蚀性能要求高的泵,在吸入口径小于250mm时,可取吸入口径流速smVs/8.10.1,在吸入口径大于250mm时,可取smVs/2.24.1。选定吸入流速后,按下式确定sD,在该设计中,6SHZ60为清水双吸离心泵。ssVQD4毕业设计(论文)说明书7吸入口径(mm)40506580100150200250单级泵流速(m/s)1.3751.772.12.763.532.832.652.83流量(m3/h)6.2512.52550100180300500注此表取自【现代泵技术手册关醒凡编著,宇航出版社。】取吸入口流速smVs/3,代入公式得mVQDss1382.03360016244取泵的吸入口径为150mm。(二).确定泵的出口直径泵出口直径也叫泵排出口径,是指泵排出法兰处管的的内径。对于低扬程泵,排出口径可与吸入口径相同对于高扬程泵,为减小泵的体积和排出管路直径,可取排出口径小于吸入口径,一般取sdDD7.01式中dD泵的排出口径sD泵的吸入口径根据该泵的特性,由于该泵的流量大,考虑排水管路的经济性mmmmDDSd1051507.07.0取mmDd100(三).泵转速的确定确定泵转速应考虑以下因素1.泵的转速越高,泵的体积越小,重量越轻,据此应选择尽量高的转速2.转速和比转数有关,而比转数和效率有关,所以转速应该和比转数结合起来确定3.确定转速应考虑原动机的种类(电动机、内燃机、汽轮机等)和传动装置(皮带传动、齿轮传动、液力偶合器传动等)毕业设计(论文)说明书84.转速增高,过流部件的磨损加快,机组的振动、噪声变大5.提高泵的转速受到汽蚀条件的限制,从汽蚀比转数公式43262.5rNPSHQnC式中n泵的转速(r/min)Q泵流量(m3/s)双吸泵取2Q可知转速n和汽蚀基本参数rNPSH及C有确定的关系,如得不到满足,将发生汽蚀。对既定得泵汽蚀比转数C值为定值,转速增加,流量增加,则rNPSH增加,当该值大于装置汽蚀余量aNPSH时,泵将发生汽蚀。选1500C,73.2rNPSH,smQ/045.03则min/37790225.062.573.21500262.54343rQNPSHCnr根据汽蚀要求,泵的转速应小于min/3779r,而实际转速为min/2900r(四).估算泵的效率1.水力效率h水力效率h按下式计算8686.0236002900162lg0835.01lg0835.0133nQh式中Q泵流量(m3/s)双吸泵取2Qn泵的转速(r/min)2.容积效率v容积效率v可按下式计算毕业设计(论文)说明书93268.011svn该容积效率为只考虑叶轮前密封环的泄漏的值,对于有平衡孔、级间泄漏和平衡盘泄漏的情况,容积效率还要相应降低。则9696.06068.01168.0113232svn3.机械效率m8787.010060107.01100107.016767smn泵的总效率72879686mvh泵的理论扬程mHHht7.9086.078泵的理论流量hmQQVt/75.16896.01623(五).轴功率和原动机功率泵的轴功率KwKwgQHP775.47360072.01000781628.910001000原动机功率KwKwPKPtg553.52775.470.11.1式中K余量系数查【现代泵技术手册关醒凡编著】表710取K1.1原动机为电动机t传动效率查【现代泵技术手册关醒凡编著】表711取0.1t直联所以选择55Kw的电动机可满足要求,查【机械零件手册吴宗泽主毕业设计(论文)说明书10编】选择电动机的型号为Y250M2第三章水泵轴的设计直联式双吸离心泵6SHZ60是将轴设计为空心轴和电机轴相联,泵无需底座,所以直接用电动机支起泵来工作的,当电机轴和空心轴联成一体时,可看作是刚性连接,这时按一根轴来计算,但在其受力分析时,我们找不到电机的原始材料,为了保证这根轴符合要求,我们最后按外伸梁和悬臂梁两种方法分析计算,只有这样才能保证计算的准确度。一.轴按外伸梁设计1.扭矩的计算mNnPnPMcn1.2112970552.195502.195509550式中nM扭矩mNcP计算功率取PPc2.12.根据扭矩计算泵轴直径的初步计算mMdn0276.0105002.01.2112.0353式中材料的许用切应力Pa查【现代泵技术手册关醒凡编著】表712取Pa510500值的大小决定轴的粗细,轴细可以节省材料,提高叶轮水力和汽蚀性能;轴粗能增强泵的刚度,提高运行可靠性.故泵轴的最小轴径取mmd301,泵轴的最大尺寸取mm903.画出轴的结构草图如图所示由已知图纸改进毕业设计(论文)说明书113027273014880100904555叶轮的左边用螺母锁紧,右边用轴套定位,轴套内径取45mm,外径取60mm,轴经过处圆角统一取R2mm特殊要求除外.4.轴的强度计算(1)叶轮所受径向力的计算3221081.9BHDKFrN式中H泵扬程mH782D叶轮外径mmmD306.030622B包括盖板的叶轮出口宽度mmB032.0022.0005.022rK试验系数查【现代泵技术手册关醒凡编著】图1730取02.0rK则NBHDKFr3221081.9NN150100032306.07802.081.93(2)叶轮所受径向不平衡离心力的计算RnGRnGFccc29291098.10108.912.1N式中cG最大半径处的残余不平衡质量g取gGc3R叶轮的最大半径mmmmR153则毕业设计(论文)说明书12NNRnGFcc38.42153290031098.101098.102929(3)水平总的受力NNFFFcR38.19238.421503垂直总的受力NNFFFCR38.19238.421503(4)计算水平面支承反力NFFFQRR4.63659870629938.19288159829959828331NFFFRQR26259838.192283101.211598283299332(5)计算垂直面支承反力NFFRR4.28359838.19288159859828331NFFRR9159838.19228359828332(6)计算水平面C和D处的弯矩考虑到C和D处可能是危险截面mmNmmNFMRCH2.1801012834.6362831mmNmmNmmNFMRDH1177341854.6365451482831(7)计算垂直面C处和D处的弯矩mmNmmNFMRCV2.802022834.2832831mmNmmNFMRDV524291854.2831851(8)计算合成弯矩C点合成弯矩mmNmmNMMMCVCHC1971522.802022.1801012222毕业设计(论文)说明书13D点合成弯矩mmNmmNMMMDVDHD128880524291177342222(9)计算C和D处当量弯矩查【机械设计吴宗泽主编】表27由插入法得3.2131b3.1010b591b6.001bbmmNmmNTMMCC2343322111006.01971522222mmNmmNTMMDD1807012111006.01288802222(10)校核轴的强度根据弯矩大小及轴的直径选定C和D两截面进行强度校核,由【机械设计吴宗泽主编】表25,当45钢MPab640,按表27用插值法得MPab591C截面当量弯曲应力bCCCMPammmmNdMWM13333095.0451.02343321.0(因C截面有键槽,考虑对轴强度削弱影响,故d乘以0.95)D截面当量弯曲应力bDDDMPammmmNdMWM133320451.01807011.0因此C和D两截面均安全(11)校核轴径①在叶轮中心截面处mmNMMC2343321②在电动机第一轴承处毕业设计(论文)说明书14mmNTMM2663722111006.0234332222212③在电动机中间截面处mmNTMM2949522111006.0266372222223mmmmMdb4534591.02343321.033111mmmmMdb556.35591.02663721.033122mmmmMdb558.36591.02949521.033133轴的截面形状是影响轴刚度的重要因素,当将实心轴改为外径为原直径的2倍的空心轴,并使空心轴的质量为原实心轴质量的2倍时,轴的强度提高到实心轴强度的6.5倍,刚度提高到实心轴刚度的13倍,所以该空心轴符合要求。3027273014880100455590毕业设计(论文)说明书15FR3FR3FR1FR1MnFR2FR2FR3FR3FR1FR2FQ轴受力简图水平面受力FR1FR2垂直面受力水平面弯矩图垂直面弯矩图18010121110080202.2毕业设计(论文)说明书16二.轴按悬臂梁设计1.扭矩的计算mNnPnPMcn1.2112970552.195502.195509550式中nM扭矩mNcP计算功率取PPc2.12.根据扭矩计算泵轴直径的初步计算mMdn0276.0105002.01.2112.0353式中材料的许用切应力Pa查【现代泵技术手册关醒凡编著】表712取Pa510500合成弯矩图转矩T图当量弯矩图197152211100197152211100毕业设计(论文)说明书17值的大小决定轴的粗细,轴细可以节省材料,提高叶轮水力和汽蚀性能;轴粗能增强泵的刚度,提高运行可靠性.故泵轴的最小轴径取mmd301,泵轴的最大尺寸取mm903.画出轴的结构草图如图所示由已知图纸改进3027273014880100904555叶轮的左边用螺母锁紧,右边用轴套定位,轴套内径取45mm,外径取60mm,轴经过处圆角统一取R2mm特殊要求除外.4.轴的强度计算(1)叶轮所受径向力的计算3221081.9BHDKFrN式中H泵扬程mH782D叶轮外径mmmD306.030622B包括盖板的叶轮出口宽度mmB032.0022.0005.022rK试验系数查【现代泵技术手册关醒凡编著】图1730取02.0rK则NBHDKFr3221081.9NN150100032306.07802.081.93(2)叶轮所受径向不平衡离心力的计算毕业设计(论文)说明书18RnGRnGFccc29291098.10108.912.1N式中cG最大半径处的残余不平衡质量g取gGc3R叶轮的最大半径mmmmR153则NNRnGFcc38.42153290031098.101098.102929(3)水平总的受力NNFFFcR38.19238.421503垂直总的受力NNFFFCR38.19238.421503(4)计算水平面支承反力NNFFFQRR38.89870638.19231计算垂直面支承反力NFFRR38.19231(5)计算水平面弯矩mmNmmNFMRDH54.5444338.1922832833计算垂直面弯矩mmNmmNFMRDV54.5444338.1922832833(6)计算合成弯矩mmNmmNMMMDVDH8.7699454.544432222(7)计算当量弯矩查【机械设计吴宗泽主编】表27由插入法得3.2131b3.1010b591b6.001bb叶轮中线截面处mmNmmNTMC1266602111006.02毕业设计(论文)说明书19电动机第一轴承处mmNmmNTMMD1482262111006.08.769942222(8)校核轴径①叶轮中线截面处mmmmMdbC458.27591.01266601.03311②电动机第一轴承处mmmmMdbD553.29591.01482261.03312轴的截面形状是影响轴刚度的重要因素,当将实心轴改为外径为原直径的2倍的空心轴,并使空心轴的质量为原实心轴质量的2倍时,轴的强度提高到实心轴强度的6.5倍,刚度提高到实心轴刚度的13倍,所以该空心轴符合要求。毕业设计(论文)说明书20水平面弯矩图54443.54轴受力简图水平面受力垂直面受力FR3FR3FR1FR1FR3FR3FR1FR1FQ3027273014880100904555毕业设计(论文)说明书21垂直面弯矩图合成弯矩图54443.5476994.8211100148226126660转矩T图当量弯矩图第四章叶轮结构设计及主要尺寸计算一.结构设计(选料)叶轮是离心泵传递能量的主要部件,通过它把电能转换为液体的压力能和动能,因此,要求叶轮具有足够的机械强度和完好的叶片形状,在材料上,除了考虑介质腐蚀,磨损外,由于它是旋转部件,故还应考虑离心力作用下的强度。通常,用于叶轮的材料有铸铁,青铜铸件,不锈钢,铬钢等。当叶轮圆周速度超过30m/s,考虑铸铁强度不能承受这样大的离心力的作用,则需改用青铜作材料,由于本设计泵属于中小型泵,其圆周速度远小于30m/s,在考虑到材料来源的难易,铸造上的方便与否,同时考虑到泵的效率和抗汽蚀性能的要求,故选灰口铸铁,虽然它的强度不高,但它的生产工艺简单,价格低廉,易于熔化,浇铸性能好,冷凝的收缩性小,而且,其切削性能好,便于加工,减振性毕业设计(论文)说明书22好,可以减轻由于水力冲击造成的振动,而HT200又是在灰口铸铁中这些性能更为突出的,所以,本设计中叶轮的材料选用HT200作为原材料,热处理采用退火,许用应力为2535MPa二.叶轮结构型式的确定本设计选用闭式叶轮。闭式叶轮由前盖板,后盖板,叶片和轮毂组成,闭式叶轮多用于清水泵。叶轮主要尺寸的确定有三种方法相似换算法、速度系数法、叶轮外径2D或叶片出口角2的理论计算。叶轮采用速度系数法设计,速度系数法是建立在一系列相似泵基础上的设计,利用统计系数计算过流部件的个部分尺寸。三.叶轮轮毂直径hd的计算叶轮轮毂直径必须保证轴孔在开键槽之后有一定的厚度,使轮毂具有足够的强度,通常ihdd4.12.1,在满足轮毂结构强度的条件下,尽量减小hd,则有利于改善流动条件。取Pa510500轴直径mmmMdn6.270276.0105002.01.2112.0353毕业设计(论文)说明书23根据叶轮轮毂直径应取1.2~1.4倍的轴直径,根据设计要求,取叶轮所在的轴的直径为45mm,所以mmdh5.58453.1。取mmdh60四.叶轮进口直径jD的计算因为有的叶轮有轮毂(穿轴叶轮),有的叶轮没有轮毂(悬臂式叶轮),为从研究问题中排除轮毂的影响,即考虑一般情况,引入叶轮进口当量直径OD的概念。以OD为直径的圆面积等于叶轮进口去掉轮毂的有效面积,即4422hjOdDD。OD按下式确定3nQKDOO22hOjdDD式中Q泵流量(m3/s)对双吸泵取2Qn泵转速(min/r)OK系数,根据统计资料选取主要考虑效率0.45.3OK兼顾效率和汽蚀5.40.4OK主要考虑汽蚀5.55.4OKmmmnQKDOO81081.02900236001621.433mmdDDhOj10160812222取mmDj100五.叶轮外径的计算毕业设计(论文)说明书24321321229003600162100606.935.91006.935.9nQnDsmm6.3095.301取mmD3062六.叶轮出口宽度的计算365365229003600162100607.064.01007.064.0nQnbsmm4.114.10因为两个叶轮设计在一起,所以叶轮出口宽度mmb222七.叶片数的计算和选择叶片数对泵的扬程、效率、汽蚀性能都有一定的影响。选择叶片数,一方面考虑尽量减小叶片的排挤和表面的摩擦另一方面又要使叶道有足够的长度,以保证液流的稳定性和叶片对液体的充分作用。叶轮叶片数2sin1321eRZm对于低比转数离心泵叶轮,2121RRRm,12RRe则2sin21132sin1321122121RRRReRmZ2sin5.62sin5.6211212211212DDDDRRRR毕业设计(论文)说明书2522620sin1002701002705.62sin5.600211212jjDKDDKD53.5式中jD叶轮进口直径1D叶片进口直径2D叶轮外径1叶片进口角取01202叶片出口角取02260.17.01K低比转数叶轮取大值通常采用叶片数75Z,取该叶轮叶片数为6八.精算叶轮外径(第一次)1.理论扬程mmHHht7.9086.0782.修正系数93.06026165.060100023.有限叶片数修正系数根据经验有限叶片数修正系数45.03.0P,此处取44.0P4.无穷叶片数理论扬程mPHHtT6.13044.017.9015.叶片出口排挤系数96.090sin261306361sin11200222222ctgctgDZ毕业设计(论文)说明书266.出口轴面速度smbDQVVm/31.296.096.0022.0306.0045.022227.出口圆周速度6.1308.926231.226231.222200222222tgtggHtgVtgVUtmmsm/2.388.出口直径mnUD248.029002.38606022与假定不符,进行第二次计算,取mmD2522九.精算叶轮外径(第二次)1.叶片出口排挤系数95.090sin261252361sin11200222222ctgctgDZ2.出口轴面速度smbDQVVm/83.296.095.0022.0252.0045.022223.出口圆周速度6.1308.926283.226283.222200222222tgtggHtgVtgVUtmmsm/8.384.叶轮外径mmmnUD256256.029008.38606022与假定值接近,不再进行计算。毕业设计(论文)说明书27十.叶轮出口速度1.出口轴面速度(由上述计算得)95.02smVm/83.222.出口圆周速度smsmnDU/26.38/602900252.060223.出口圆周分速度smsmUgHVtU/23.23/26.387.908.9224.无穷叶片数出口圆周分速度smsmUgHVtU/45.33/26.386.1308.922十一.叶轮进口速度1.叶轮进口圆周速度进口分点半径为222hhjiRnRRiR式中n所分的流道数i从轴线侧算起欲求的流线序号如图所示,中间的流线序号为2i,所分的流道4n毕业设计(论文)说明书28则mmRRRRhhja8.453043050343222222mmRRRRhhjb2.413043050242222222mmRRRRhhjc3630430504222222smsmnDUaa/9.13/6029000458.026011smsmnDUbb/5.12/6029000412.026011smsmnDUcc/11/602900036.0260112.叶片进口轴面液流过水断面面积22100132.00042.005.022mmbRFacaa22100138.00046.00479.022mmbRFbcbb22100142.00052.00435.022mmbRFcccc3.C流线处叶片进口角假定9.01csmsmFQVCCVmlc/7.36/9.000142.096.0045.0113.3117.3611cmlccUVtg11873c11131741311873ccc751c毕业设计(论文)说明书294.校核c1211111sin11ccccctgDZ290sin75136261ctg894.0由轴面投影图假设901c,与假设9.01c相近.第五章压出室和吸入室的水力设计一.压出室的水力设计压出室的作用在于1将叶片中流出的液体收集起来并送往下一级叶轮或管路系统。2.降低液体的流速,实现动能到压能的转化,并可减小液体流往下一级叶轮或管路系统的损失。3.消除液体流出叶轮后的旋转运动,以避免由于这种旋转运动带来的水力损失。本设计采用的压出室是蜗形体,即螺旋形涡室。一涡形体的各断面面积涡室断面面积对泵的性能影响很小,对同一叶轮,如果涡室断面面积过小,则流量杨程曲线变陡,最高效率点向小流量方向移动,效率降低,如果涡室断面过大,则流量杨程曲线比较平坦,最高效率点向大流量方向移动,效率也降低,但在数值上要比涡室面积过小时降低值要少。毕业设计(论文)说明书30涡室断面面积的大小,由所选取的涡室流速决定,涡室各断面面积内的平均速度3V相等且为gHKV233式中3K速度系数查【现代泵技术手册关醒凡编著】图810当60sn时,48.03KH泵的扬程mH78代入上式smV/8.18788.9248.03根据60sn取涡室隔舌安放角150,共分8个断面,通过最大断面8的流量为smsmQQ/043.0/045.03601536036036033088断面的面积为222388230023.08.18043.0cmmmVQF其余各断面面积按下式计算毕业设计(论文)说明书3188FF式中断面包角各断面面积计算见下表(二)舌角3的计算舌角3是在涡室第8断面的0点(即涡室螺旋线的起始点)处,螺旋线的切线与基园切线间的夹角。smugHVtu/23.2326.387.908.922式中tH理论扬程2u叶轮出口圆周速度舌角71218.023.2383.23arctgarctg(三)涡室进口宽度3b可以用叶轮出口宽度加叶轮前后盖板厚度,再按结构需要加必要的间隙即可,涡室入口宽度对泵性能没有明显的影响,但取的微宽些可改善叶轮和涡室的对中性。一般取mmmmDBb6.4225205.03005.0223式中2B包括前后盖板的叶轮出口宽度mmB30222422D叶轮外径断面12345678包角1560105150195240285330面积F2cm14.27.310.513.616.719.923毕业设计(论文)说明书32实际绘型时mmb443(四)基圆直径3D基圆直径不易太大,如果过大,叶轮与隔舌间隙就大,初增大泵的尺寸外,还将使泵的效率降低,但如果基园取得太小,在大流量工况时在泵舌处容易产生汽蚀,引起振动。mmDD25208.103.108.103.123mm16.27256.259取mmD2603二.吸入室的水力设计一吸入室的作用吸入室是指泵的吸入法兰到叶轮入口前泵体的过流部分,吸入室的作用是将吸入管中的液体以最小的损失均匀地引向叶轮。吸入室中的水力损失要比压出室的水力损失小的多,因此,与压出室相比,吸入室的重要性要小的多,尽管如此,吸入室仍是水泵不可缺少的部件,它直接影响着叶轮的效率和泵的汽蚀性能。二吸入室的分类吸入室有以下四类直锥形吸入室、环形吸入室、半螺旋形吸入室、双吸泵螺旋形吸入室1.直锥形吸入室常用于单级悬臂式泵中,它能保证液流逐渐加速而均匀地进入叶轮。2.环形吸入室又叫同心吸入室,在接近入口处设有许多导向径,以防止液体在其中打转而产生预旋,常用于杂质泵和多级泵。3.半螺旋形吸入室主要用于单级泵中和水平式开式泵等,能保证在叶轮进口得到均匀的速度场。本次设计泵采用双吸泵螺旋形吸入室。这种结构的吸入室水力性能好,结构简单,制造方便,液体在双吸泵螺旋形吸入室内流动速度递增,使液体在叶轮进口能得到均匀的速度,液体在双吸泵螺旋形吸入室水力损失很小,汽蚀性能也比较好。毕业设计(论文)说明书33第六章水泵零件的强度计算一.泵体强度计算一壳体壁厚因涡壳几何形状复杂,且受力不均,故难以精确计算,下面可以用来估计壁厚5.98066cmHHQSSd式中H泵扬程mQ泵流量sm/3许用应力PaaKP147109807铸铁dS当量壁厚,按下式计算2.70084.01545ssdnnS2.7600084.0601545454.33则5.98066HHQSSd140000005.9806678783600162454.33mmcm133.1二强度校核用鲁吉斯方法进行校核,本方法假定最大应力发生在尺寸最大的轴面上,角度为m处毕业设计(论文)说明书34aKPP800m026.00mR174.00m012.0mR2.015.0174.0026.000R17.2012.0026.0064.0217.215.027.011221124242KradKm3.164.02225.12225.13123121.轴面应力KPaPu1898515.017.215.017.280000052.152.1323215.141.061.0331Pp15.05.115.017.241.015.017.261.015.017.280000033毕业设计(论文)说明书35KPa14363KPapu3334814363189851112.圆周应力312652.0Puu33317.215.015.017.210800652.0101898527.0KPa716.64332241.0237.0PP332317.215.041.015.017.2237.015.017.210800KPa624.1754KPaKPaPu1690716.64624.17542223.径向应力KPaP800325.0KPaKPaud3354880025.03334831415.73354824000dbn(符合条件)4.轴向变形02221122EP026.0101281080015.017.225.011229322mm179.0毕业设计(论文)说明书36二.泵体法兰强度计算泵体法兰中作用着三个力,如图所示一由泵体内介质压力形成的力F,力F使法兰的结合分开,作用在距内壁2处,其近似值认为等于NNNtPDF31040108001.02388.023式中t把合螺栓间距(m)D泵体法兰内径P泵体内压力(二)结合密封力Q,力Q按直线分布,到aa截面终止。因此,aa截面是紧密配合的截面。力Q作用在离法兰外边缘2nm处,最危险的断面是过螺栓中心孔的断面。弯曲应力是26bdtFn法兰厚度为mmdtFnb23510220014.01.003.031040666对铸铁65b毕业设计(论文)说明书37三.键的强度校核(一)叶轮与轴相连处的键叶轮键尺寸91407hbl轴径mmd45扭矩mNMn1.211工作面的挤压应力dhlMhlFnj42Pa70.0009.0045.01.2114KPaKPaj19613314710034749aa断面的剪切应力KPadblMblFn70.0014.0045.01.21122KPaKPaj8826058940,11169则该键符合要求。(二)电动机轴与叶轮轴相连处的键毕业设计(论文)说明书38键尺寸101670hbl轴径mmd55扭矩mNMn1.211工作面的挤压应力dhlMhlFnj42Pa07.001.0055.01.2114KPaKPaj1961331471005.21932aa断面的剪切应力KPadblMblFn07.0016.0055.01.21122KPaKPaj8826058940,6854则该键符合要求。四.叶轮强度计算(一)盖板强度计算盖板中的应力主要由离心力造成的,半径越小的地方应力越大,叶轮简图如下毕业设计(论文)说明书391.叶轮外径mD252.022.材料密度3/7800mKg3.叶轮简图mDx09.0sradMPn/5.2601.211550004.叶轮出口圆周速度2U的值按下式计算smgHKUU/3.40788.9203.1222式中2UK出口圆周速度系数根据比转数查叶片泵设计手册图53得03.12UK5.在jD和xD处的应力近似用下式计算2223.407800825.0825.0uKPaKPa4000048000104516.按等强度设计盖板,盖板任意直径处的厚度xD按下式计算
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