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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
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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,机械毕业设计论文
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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 。 6SHZ 60 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 nts毕业设计（论文）说明书 2 Abstract Pump is the most widely used general machinery,it can be said that any liquid flows,almost all of the pumps work,With the development of science and technology, pumping application areas are expanding rapidly,According to national statistics.Pump power consumption accounted for a fifth of the country,we can see that the pump is only natural consumption market.Pump technology will increase the level of energy conservation has a very important significance.6SHZ-60 is a water pump,the design issues,from motor choices,the choices of axis,the size of impeller pumps dimensions identification, Largely determine the general structure pump. In other parts, the connecting flanges, Impeller nuts,etc.Are based on the specific location to calculate design.The drive shaft,bond, Pumps are to be built after the necessary verification,so that their strength and life to the design requirements. Key word:Water pump;Electrical machinery;Design nts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 6SHZ 60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。 nts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 。 nts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 NPSH = cNPSH +k, k 是安全值 。 nts毕业设计（论文）说明书 6 这些汽蚀余量有如下关系 : arc N P S HN P S HN P S HN P S H 泵汽蚀余量的计算 : HNPSH r HNPSH r 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 4-7 取 =0.035 所以 73.2780 3 5.0 HN P SH r 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smV s /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，6SHZ-60为清水双吸离心泵。 ss VQD4 nts毕业设计（论文）说明书 7 吸入口径（ mm） 40 50 65 80 100 150 200 250 单 级 泵 流速（ m/s） 1.375 1.77 2.1 2.76 3.53 2.83 2.65 2.83 流量（ m3/h） 6.25 12.5 25 50 100 180 300 500 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： mVQDss 1382.03360016244 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 sd DD )7.01(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 mmmmDD Sd 1051507.07.0 取 mmDd 100（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）； nts毕业设计（论文）说明书 8 4.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 1500C , 73.2rNPSH ， smQ /045.0 3 则 m in/37790225.062.573.21500262.54343rQN P S HCn r 根据汽蚀要求，泵的转速应小于 min/3779 r ，而实际转速为min/2900 r （四） .估算泵的效率 1.水力效率h水力效率h按下式计算 %8686.023 6 0 02 9 0 0 1 6 2lg0 8 3 5.01lg0 8 3 5.01 33 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 nts毕业设计（论文）说明书 9 3268.011sv n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 sv n3.机械效率m%8787.01 0 060107.011 0 0107.016767 smn 泵的总效率 %72%87%96%86 mvh 泵的理论扬程 mHHht7.9086.0 78 泵的理论流量 hmQQVt/75.1 6 896.01 6 2 3 （五） .轴功率和原动机功率 泵的轴功率 KwKwg Q HP 775.473 6 0 072.01 0 0 0 781628.91 0 0 01 0 0 0 原动机功率 KwKwPKPtg5 5 3.527 7 5.470.1 1.1 式中 : K 余量系数 查【现代泵技术手册关醒凡编著】 表 7-10 取 K =1.1(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 7-11 取 0.1t(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nts毕业设计（论文）说明书 10 编】 选择电动机的型号为 Y250M-2 第 三 章 水泵轴的设计 直联式双吸离心泵 6SHZ-60 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 mNn PnPM cn 1.2112 9 7 0 552.19 5 5 02.19 5 5 09 5 5 0 式中 : nM 扭矩 ( mN ) cP 计算功率 取 PPc 2.12.根据扭矩计算泵轴直径的初步计算 mMd n 0276.0105002.0 1.2112.0 3 53 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 7-12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 mmd 301 ,泵轴的最大尺寸取 mm90 3.画出轴的结构草图 如图所示 (由已知图纸改进 ) nts毕业设计（论文）说明书 11 3027?27?301 4 8801 0 0?90?45?55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 R=2mm(特殊要求除外 ). 4.轴的强度计算 （ 1） 叶轮所受径向力的计算 322 1081.9 BHDKF r (N ) 式中 : H 泵扬程 mH 78 2D 叶轮外径 mmmD 306.03062 2B 包括盖板的叶轮出口宽度 (m ) mB 0 3 2.00 2 2.00 0 5.022 rK 试验系数 查【现代泵技术手册关醒凡编著】 图 17-30 取 02.0rK 则 NBHDKF r 322 1081.9 NN 150100032306.07802.081.9 3 （ 2） 叶轮所受径向不平衡离心力的计算 RnGRnGF ccc 2929 1098.10108.912.1 (N) 式中 : cG 最大半径处的残余不平衡质量 (g)取 gGc 3R 叶轮的最大半径 (mm ) mmR 153 则nts毕业设计（论文）说明书 12 NNRnGF cc 38.421 5 32 9 0 031098.101098.10 2929 （ 3） 水平总的受力 : NNFFFcR 38.19238.42150 3 垂直总的受力 : NNFFFCR 38.1 9 238.421 5 03 （ 4） 计算水平面支承反力 NFFF QRR 4.6 3 65 9 87 0 62 9 938.1 9 28 8 15 9 82 9 95 9 82 8 3 31 NFFF RQR 2 6 25 9 8 38.1 9 22 8 3101.2 1 15 9 8 2 8 32 9 9 3 3 2 （ 5） 计算垂直面支承反力 NFF RR 4.28359838.192881598 598283 31 NFF RR 91598 38.192283598283 32 （ 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 ) mmNmmNFM RCH 2.1 8 0 1 0 12834.636283 1 mmNmmNmmNFM RDH 1 1 7 7 3 41854.636545148283 1（ 7） 计算垂直面 C处和 D处的弯矩 mmNmmNFM RCV 2.8 0 2 0 22834.2832831 mmNmmNFM RDV 5 2 4 2 91854.2831851 （ 8） 计算合成弯矩 C 点合成弯矩： mmNmmNMMM CVCHC 1971522.802022.180101 2222nts毕业设计（论文）说明书 13 D 点合成弯矩： mmNmmNMMM DVDHD 12888052429117734 2222（ 9） 计算 C和 D处当量弯矩 查【机械设计吴宗泽主编】表 2-7 由插入法得 3.2131 b 3.1010 b 591 b 6.001 bb mmNmmNTMM CC 2343322111006.0197152 2222 mmNmmNTMM DD 1807012111006.0128880 2222 （ 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 2-5，当 45 钢 MPab 640，按表 2-7用插值法得 MPab 591 C截面当量弯曲应力： bCCC M P ammmmNdMWM 1333 3095.0451.02343321.0 （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： bDDD M P amm mmNdMWM 1333 20451.01 8 0 7 0 11.0 因此： C和 D两截面均安全 （ 11） 校核轴径 在叶轮中心截面处： mmNMMC 2343321在电动机第一轴承处： nts毕业设计（论文）说明书 14 mmNTMM 266 37 2211 10 06.0234 33 2 222212 在电动机 中间截面处： mmNTMM 2949522111006.0266372 222223 mmmmMd b 4534591.023 43 3 21.0 33 111 mmmmMd b 556.35591.02663721.0 33 122 mmmmMd b 558.36591.02949521.0 33 133 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。 3027?27?301 4 8801 0 0?45?55?90nts毕业设计（论文）说明书 15 F R3F R3F R1F R1M nF R2F R2F R3F R3F R1 FR2F Q轴 受 力 简 图水 平 面 受 力F R1F R2垂 直 面 受 力水 平 面 弯 矩 图垂 直 面 弯 矩 图18010121110080202.2nts毕业设计（论文）说明书 16 二 .轴按悬臂梁设计 1.扭矩的计算 mNn PnPM cn 1.2112 9 7 0 552.19 5 5 02.19 5 5 09 5 5 0 式中 : nM 扭矩 ( mN ) cP 计算功率 取 PPc 2.12.根据扭矩计算泵轴直径的初步计算 mMd n 0276.0105002.0 1.2112.0 3 53 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 7-12取 Pa510500 合 成 弯 矩 图转 矩 T 图当 量 弯 矩 图197152211100197152211100nts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 mmd 301 ,泵轴的最大尺寸取 mm90 3.画出轴的结构草图 如图所示 (由已知图纸改进 ) 3027?27?301 4 8801 0 0?90?45?55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 R=2mm(特殊要求除外 ). 4.轴的强度计算 （ 1）叶轮所受径向力的计算 322 1081.9 BHDKF r (N ) 式中 : H 泵扬程 mH 78 2D 叶轮外径 mmmD 306.03062 2B 包括盖板的叶轮出口宽度 (m ) mB 0 3 2.00 2 2.00 0 5.022 rK 试验系数 查【现代泵技术手册关醒凡编著】 图 17-30 取 02.0rK 则 NBHDKF r 322 1081.9 NN 150100032306.07802.081.9 3 （ 2）叶轮所受径向不平衡离心力的计算 nts毕业设计（论文）说明书 18 RnGRnGF ccc 2929 1098.10108.912.1 (N) 式中 : cG 最大半径处的残余不平衡质量 (g)取 gGc 3R 叶轮的最大半径 (mm ) mmR 153 则NNRnGF cc 38.421 5 32 9 0 031098.101098.10 2929 （ 3）水平总的受力 : NNFFFcR 38.19238.42150 3 垂直总的受力 : NNFFFCR 38.1 9 238.421 5 03 （ 4）计算水平面支承反力： NNFFF QRR 38.89870638.192 3 1 计算垂直面支承反力： NFFRR 38.19231 （ 5）计算水平面弯矩： mmNmmNFM RDH 54.5 4 4 4 338.1 9 22 8 32 8 3 3 计算垂直面弯矩： mmNmmNFM RDV 54.5 4 4 4 338.1 9 22 8 32 8 3 3 （ 6）计算合成弯矩： mmNmmNMMM DVDH 8.7699454.544432 222（ 7）计算当量弯矩 查【机械设计吴宗泽主编】表 2-7 由插入法得 3.2131 b 3.1010 b 591 b 6.001 bb叶轮中线截面处： mmNmmNTM C 1266602111006.02 nts毕业设计（论文）说明书 19 电动机第一轴承处： mmNmmNTMM D 1482262111006.08.76994 2222 （ 8）校核轴径 叶轮中线截面处： mmmmMd bC 458.27591.01 2 6 6 6 01.0 33 11 电动机第一轴承处： mmmmMd bD 553.29591.01482261.0 33 12 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。 nts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F R3F R3F R1F R1F R3F R3F R1F R1F Q3027?27?3014880100?90?45 ?55nts毕业设计（论文）说明书 21 垂直面弯矩图合成弯矩图5 4 4 4 3 . 5 47 6 9 9 4 . 82 1 1 1 0 01 4 8 2 2 61 2 6 6 6 0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nts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 &25-35MPa 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 ih dd 4.12.1，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 mmmMd n 6.270276.0105002.0 1.2112.0 3 53 nts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 45 mm ，所以 mmdh 5.58453.1 。取mmdh 60 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 hjO dDD 。 OD 按下式确定 3 nQKD OO 22hOj dDD 式中： Q 泵流量（ m3/s）对双吸泵取2Q； n 泵转速（ min/r ） OK 系数，根据统计资料选取 主要考虑效率 0.45.3OK兼顾效率和汽蚀 5.40.4OK主要考虑汽蚀 5.55.4OKmmmnQKD OO 810 8 1.02 9 0 023 6 0 0 1 6 21.4 33 mmdDD hOj 1016081 2222 取 mmDj 100五 叶轮外径的计算 nts毕业设计（论文）说明书 24 3213212 29003600162100606.935.91006.935.9 nQnD s mm6.3095.301 取 mmD 3062 六 叶轮出口宽度的计算 3653652 29003600162100607.064.01007.064.0 nQnb s mm4.114.10 因为两个叶轮设计在一起，所以叶轮出口宽度 mmb 222 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：2s in13 21 eRZ m对于低比转数离心泵叶轮， 2121 RRR m ， 12 RRe 则 2s i n21132s i n13 21122121 RRRReRmZ 2s i n5.62s i n5.6 2112 122112 12 DDDDRRRR nts毕业设计（论文）说明书 25 22620s i n1002701002705.62s i n5.600211212 jjDKD DKD53.5 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 01 20 2 叶片出口角 取 02 26 0.17.01 K 低比转数 叶轮取大值 通常采用叶片数 75Z ，取该叶轮叶片数为 6 八 精算叶轮外径（第一次） 1.理论扬程 mmHHht7.9086.0 78 2.修正系数 93.06026165.0601 0002 3.有限叶片数修正系数 根据经验有限叶片数修正系数 45.03.0P ，此处取 44.0P 4.无穷叶片数理论扬程 mPHH tT 6.1 3 044.017.901 5.叶片出口排挤系数 96.090s i n 261306 361s i n11200222222 c t gc t gDZ nts毕业设计（论文）说明书 26 6.出口轴面速度 smbD QVVm/31.296.096.00 2 2.03 0 6.0 0 4 5.02222 7.出口圆周速度 6.1308.9262 31.2262 31.222200222222 tgtggHtgVtgVUtmmsm/2.38 8.出口直径 mnUD 248.02900 2.386060 22 与假定不符，进行第二次计算，取 mmD 2522 九 精算叶轮外径（第二次） 1.叶片出口排挤系数 95.090s i n 261252 361s i n11200222222 c t gc t gDZ 2.出口轴面速度 smbD QVVm/83.296.095.00 2 2.02 5 2.0 0 4 5.02222 3.出口圆周速度 6.1308.9262 83.2262 83.222200222222 tgtggHtgVtgVUtmmsm/8.38 4.叶轮外径 mmmnUD 256256.02900 8.386060 22 与假定值接近，不再进行 计算。 nts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 smV m /83.22 2. 出口圆周速度 smsmnDU /26.38/60 2900252.060 22 3. 出口圆周分速度 smsmUgHV tU /23.23/26.38 7.908.922 4. 无穷叶片数出口圆周分速度 smsmUgHV tU /45.33/26.38 6.1308.922 十一 叶轮进口速度 1.叶轮进口圆周速度 进口分点半径为 222hhji RnRRiR 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 2i ,所分的流道 4n nts毕业设计（论文）说明书 28 则 : mmRRRRhhja 8.453043050343 222222 mmRRRRhhjb 2.413043050242 222222 mmRRRRhhjc 3630430504222222 smsmnDU aa /9.13/60 29000458.0260 11 smsmnDU bb /5.12/60 29000412.0260 11 smsmnDU cc /11/60 2900036.0260 11 2.叶片进口轴面液流过水断面面积 221 0 0 1 3 2.00 0 4 2.005.022 mmbRF acaa 221 0 0 1 3 8.00 0 4 6.00 4 7 9.022 mmbRF bcbb 221 0 0 1 4 2.00052.00435.022 mmbRF cccc 3.C 流线处叶片进口角 (假定 9.01 c) smsmF QVCCVm lc/7.36/9.00 0 1 4 2.096.0 045.011 3.311 7.3611 cm lcc UVtg 1 1873 c111 31741311873 ccc 751 c nts毕业设计（论文）说明书 29 4.校核c1211111 s in11 ccccc tgDZ 290s in75136261 ctg894.0 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。 nts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： gHKV 233 式中：3K 速度系数 查【现代泵技术手册关醒凡编著】 图8-10 当 60sn时， 48.03 KH 泵的扬程 mH 78 代入上式 smV /8.18788.9248.03 根据 60sn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 /043.0/045.0360 15360360360 3308 8 断面的面积为： 222388 230 0 2 3.08.18 043.0 cmmmVQF 其余各断面面积按下式计算 ： nts毕业设计（论文）说明书 31 88 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。 smugHV tu /23.2326.38 7.908.922 式中：tH 理论扬程 2u 叶轮出口圆周速度 舌角 71 2 18.023.23 83.23 a rc tga rc tg（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： mmmmDBb 6.422 5 205.03005.0 223 式中： 2B 包括前后盖板的叶轮出口宽度 mmB 3022242 2D 叶轮外径 断面 1 2 3 4 5 6 7 8 包角 15 60 105 150 195 240 285 330 面积F 2cm1 4 2 7 3 10 5 13 6 16 7 19 9 23 nts毕业设计（论文）说明书 32 实际绘型时 mmb 443 （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。 mmDD 25208.103.108.103.1 23 mm16.2 7256.2 59 取 mmD 2603 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。 nts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 )(5.9 806 6 cmHHQSS d 式中 : H 泵扬程 (m) Q 泵流量 ( sm/3 ) 许用应力 (Pa) aKP1 4 7 1 09 8 0 7 (铸铁 ) dS 当量壁厚 ,按下式计算 2.70084.01545 ssdnnS 2.76000 84.06015 45 454.33 则 5.98066 HHQSS d140000005.9806678783600162454.33 mmcm 133.1 (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 nts毕业设计（论文）说明书 34 aKPP 800m026.00 mR 174.00 m012.0 mR 2.0 15.0174.0 026.000 R17.20 1 2.0 0 2 6.00 64.02 17.215.027.01122112 4 24 2 K ra dKm 3.164.022 2 5.122 2 5.1312312 1.轴面应力 K P aPu 1898515.0 17.215.0 17.280000052.152.1 3 23 21 5.141.061.0331 Pp 15.05.115
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