毕业论文-单级单吸离心泵设计

XXXXXXX大学毕业设计（论文）题目单级单吸离心泵设计学院XXXXXXXXXXXXXXX专业班级XXXXXX学生姓名XXXXXXXXXXXXXXX指导教师XXXXXXXXXXXXX成绩X年X月X日摘要离心泵是一种用量最大的水泵，在给水排水及农业工程、固体颗粒液体输送工程、石油及化学工业、航空航天和航海工程、能源工程和车辆工程等国民经济各个部门都有广泛的应用。在此设计中，主要包括单级单吸清水离心泵的方案设计，离心泵基本参数选择、离心泵叶片的水力设计、离心泵压水室的水利设计、离心泵吸水室的水利设计。以及进行轴向力及径向力的平衡，最后要进行强度校核。泵设计的最大难点就是泵的密封，本次设计采用的新式的填料密封，它可以根据压力的改变来改变密封力的装置。关键词离心泵；叶片；压水室；吸水室ABSTRACTCENTRIFUGALPUMPISAKINDOFTHEMOSTCONSUMABLEINPUMPS,WATERDRAINAGEANDINAGRICULTURALENGINEERING,SOLIDPARTICLESLIQUIDTRANSPORTATIONENGINEERING,OILANDCHEMICALINDUSTRY,AEROSPACEANDMARINEENGINEERING,ENERGYENGINEERINGANDVEHICLEENGINEERING,ETCALLDEPARTMENTSOFNATIONALECONOMYISWIDELYUSEDINTHISDESIGN,INCLUDINGSINGLESTAGESINGLESUCTIONCLEANWATERCENTRIFUGALPUMPDESIGN,THEBASICPARAMETERSCENTRIFUGALPUMP,CENTRIFUGALPUMPHYDRAULICDESIGNOFLEAVES,WATERPUMPPRESSURIZEDWATERCHAMBERDESIGN,THEWATERPUMPSUCTIONCHAMBERDESIGNASWELLASAXIALFORCEANDRADIALFORCEBALANCE,ANDFINALLYTOTHESTRENGTHCHECKTHEBIGGESTDIFFICULTYPUMPDESIGNISTHEDESIGNOFTHEPUMPSEAL,THENEWPACKINGSEALITCANACCORDINGTOTHECHANGEOFTHEPRESSURETOCHANGETHEDEVICESEALINGFORCEKEYWORDSCENTRIFUGALPUMPLEAVESPRESSURIZEDWATERCHAMBERSUCTIONCHAMBER目录摘要IABTRACTII第1章绪论111选此课题的意义112本课题的研究现状113本课题研究的主要内容1第2章泵的基本知识321泵的功能322泵的概述3221离心泵的主要部件3222离心泵的工作原理423泵的分类4第3章离心泵的水力设计531泵的基本设计参数532泵的比转速计算533泵进口及出口直径的计算534计算空化比转速635泵的效率计算6351水力效率6352容积效率6353机械效率6354离心泵的总效率636轴功率的计算和原动机的选择7361计算轴功率7362确定泵的计算功率7363原动机的选择737轴径与轮毂直径的初步计算8371轴的最小直径8372轮毂直径的计算938泵的结构型式的选择9第4章叶轮的水力设计1041确定叶轮进口速度1042计算叶轮进口直径10421先求叶轮进口的有效直径D010422叶轮进口直径1143确定叶轮出口直径1144确定叶片厚度1145叶片出口角的确定1246叶片数Z的选择与叶片包角1247叶轮出口宽度1248叶轮出口直径及叶片出口安放角的精确计算1349叶轮轴面投影图的绘制13410叶片绘型14第5章压水室的水力设计1751压水室的作用1752蜗型体的计算17521基圆直径的确定17522蜗型体进口宽度计算18523舌角18524隔舌起始角18525蜗形体各断面面积的计算18526扩散管的计算19527蜗形体的绘型19第6章吸水室的设计2161吸水室尺寸确定21第7章径向力轴向力及其平衡2271径向力及平衡22711径向力的产生22712径向力的计算22713径向力的平衡2272轴向力及平衡23721轴向力的产生23722轴向力计算23723轴向力的平衡24第8章泵零件选择及强度计算2581叶轮盖板的强度计算2582叶轮轮毂的强度计算2583叶轮配合的选择2684轮毂热装温度计算2785轴的强度校核2786键的强度计算29861工作面上的挤压应力29862切应力3087轴承和联轴器的选择30第9章泵体的厚度计算3391蜗壳厚度的计算3392中段壁厚的计算33第10章泵的轴封34101常用的轴封种类及设计要求34102填料密封的工作原理34103传统填料密封结构及其缺陷351031传统填料密封结构351032传统填料密封的不足35104填料密封的结构改造35结论37参考文献38致谢40第1章绪论11选此课题的意义泵是一种应用广泛、耗能大的通用流体机械，我国每年各种泵的耗电量大约占全国总耗电量的20,耗油量大约占全国总耗油量的50。而离心泵是各种水力机械中应用最广泛的一种，是日常生活和生产活动联系最紧密的一种机械，在给水排水及农业工程、固体颗粒、液体输送工程、石油及化学工业、航空航天和航海工程、能源工程和车辆工程等国民经济各个部门都有广泛的应用。本次课题设计的清水离心泵适用工业和城市给水、排水，亦可用于农业排灌，供输送清水或物理化学性质类似清水的其他液体之用，温度不高于80。C。12本课题的研究现状当前国内离心泵的技术水平通过几十年的发展以及许可证技术引进，从综合技术水平来看，单、两级泵方面都具有国际先进水平，与国外同类型泵相比无差距，有些地方还是国际一流水平，如可靠性、效率、通化程度等。而高温高压多级泵在结构形式、可靠方面已达到国际同类型水平，国内起步较晚，引进技术消化吸收，从89年，90年开始生产高技术水平泵，逐步开发完善，并代替进口。国外离心泵总体技术水平比国内技术水平要高一些，效率合格率为857，总体平均水平与国家标准规定值相比高230，达到国家标准要求，效率、汽蚀余量合格率分布情况总体与国内的情况是相一致的，在低比转速处合格品分布率相对好一些。13本课题研究的主要内容课题研究的内容是单级单吸清水离心泵设计。主要包括单级单吸清水离心泵的方案设计，离心泵基本参数选择、离心泵叶片的水力设计、离心泵压水室的水利设计、离心泵吸水室的水利设计。以及进行轴向力及径向力的平衡，最后要进行强度校核。进行离心泵设计的难点就是密封设计，本次课题设计的离心泵密封类型是填料密封，填料密封是用填料填塞泄露通道阻止泄露的一种密封形式。其不足之处在于密封性能较差，对轴或轴套磨损大，损失功率大以及使用寿命短等。通过分析传统填料密封结构、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）尽量使径向压紧力均匀且与泄露压力规律一致，使轴套承压面受压均匀，从而使轴套磨损小而且均匀。（2）使填料密封结构中的填料具有补偿能力、足够的润滑性和弹性。（3）密封的填料沿轴向抱紧力应均匀分布。鉴于以上分析，采用的填料密封结构应该是一种能够自动根据被密封介质压力的变化而变化密封力的填料密封结构。第2章泵的基本知识21泵的功能泵是各种水力机械中应用最广泛的一种，是和我们日常生活和生产活动联系最紧密的一种机械。在给水排水及农业工程上都需要它，在工业工程上更需要它。如在给水排水工程中，泵从水源取水，抽送到水厂，净化后的清水由送水泵输送到城市管理网中去；对于城市的生活污水和工业废水，经排水管渠系统汇集后，也必须有排水泵将污水抽送到污水处理厂，经处理后的污水再由另外排水泵排放如江河湖海中去，或者排入农田作为灌溉之用；再矿山输送尾矿的尾矿泵、洗煤厂使用的泥浆泵、电站除灰的灰渣泵和河道疏浚的挖泥泵等，已经广泛应用于冶金、石化、食品等工业和污水处理、港口河道疏浚等作业中。22泵的概述221离心泵的主要部件离心泵主要由叶轮、轴、泵壳、轴承、密封装置等组成，具体介绍如下1）叶轮叶轮是离心泵主要的过流部件，其主要作用是把原动机的能量传递给液体，叶轮常用铸铁、铸钢、合金钢或其他材料制成。2）轴离心泵的轴用来传递扭矩，驱动叶轮旋转，在轴上泵的叶轮、轴承、密封装置及联轴节等部件。3）泵壳将叶轮封闭在一定的空间，以便由叶轮的作用吸入和压出液体。泵壳多做成蜗壳形，故又称蜗壳。由于截面积逐渐扩大，故从叶轮四周甩出的高速液体逐渐降低流速，使部分动能有效地转换为静压能。泵壳不仅汇集由叶轮甩出的液体，同时又是一种能量转换装置。4）轴承轴承用来支撑转子零件，并承受转子零件上的多种载荷，根据轴承中摩擦性质的不同可分为滑动轴承和滚动轴承，每一种又可分为向心轴承和推力轴承。5）密封装置为了保泵的正常工作，应防止液体外露和内漏，或外界空气吸入泵内，因此必须在叶轮和泵壳间、轴与壳体间装有密封装置，最常见的密封装置由填料密封、机械密封盒浮动密封。222离心泵的工作原理离心泵之所以能把水送出去是由于离心力的作用。水泵在工作前，泵体和吸入管必须罐满水形成真空状态，当叶轮快速转动时，叶片促使水快速旋转，旋转着的水在离心力的作用下从叶轮中飞去，泵内的水被抛出后，叶轮的中心部分形成真空区域。水源的水在大气压力（或水压）的作用下通过管网压到了吸入管内。这样循环不已，就可以实现连续抽水。在此值得一提的是离心泵启动前一定要向泵壳内充满水以后，方可启动，否则泵体将不能完成吸液，造成泵体发热，振动，不出水，产生“空转”，对水泵造成损坏（简称“气缚”）造成设备事故。具体见图21。图21离心泵装置简图23泵的分类离心泵是一种量大面广的机械设备。由于应用场合、性能参数、输送介质和使用要求的不同，离心泵的品种及规格繁多，结构形式多种多样。按泵轴的工作位置可分为横轴泵和立轴泵按压出室形式可分为蜗壳式泵和导叶式泵；按吸入方式可分为单吸泵和双吸泵；或按叶轮个数分为单机泵和多级泵。每一台泵都可在上述各分类中找到自己所隶属的结构类型。泵的结构形式是由几个描述该泵结构类型的属于来命名的，如横轴单级单吸蜗壳式离心泵、立轴多级导叶式离心泵等。第3章离心泵的水力设计31泵的基本设计参数1）扬程H35M2）流量Q15M3/H3）工作介质为清水4）必要空化余量NPSHR4M5）工作介质密度为1000KG/M332泵的比转速计算对于本次离心泵设计，必需空化余量为4M，转速为2950R/MIN，比转速可根据式3134来计算NS483314365HQ43560/1296通过计算确定泵的比转速NS48333泵进口及出口直径的计算泵的进口直径D1由进口速度VS确定，其值通过查表514确定为3M/S左右，选VS21M/S，进口直径按式514计算D100503M32SQ412360/5泵出口直径D2可取与D1相同，或小于D1，即D2107D1107503503352MM33经圆整取D150MM，D235MM。34计算空化比转速空化比转速可由式524计算C37843443625RNPSHQN4360/1529式中NPSHR为泵的必要空话余量，由于转速已经给定，在这里就不对转速进行过多的计算。35泵的效率计算351水力效率水力效率按式2354计算100835LG0837353LG0851HQH329506/1352容积效率容积效率按式2434计算095136326801SVN3248601考虑叶轮密封环处的泄露损失，级间泄露损失等取。950V353机械效率机械效率按式2474计算08623767051SMN67S354离心泵的总效率388509250837MVH36轴功率的计算和原动机的选择361计算轴功率在选取了泵的总效率以后，按式415计算轴功率P75KW39102QH68531式中Q泵的流量（M3/S）；H泵的扬程（M）；抽送液体的密度（KG/M3）。HTM310841705HQTM3/S3119V式中HT理论扬程（M）；QT理论流量M3/S。362确定泵的计算功率泵的计算功率按式425计算KW31207591PKJ21式中K1水泵扬程允差系数，K110511K2水泵的流量的增大系数，K211。原动机功率根据计算功率PJ选取。363原动机的选择根据以上计算结果（PJ9075KW），选取Y160M12型电动机，功率P为11KW，转速2930R/MIN。37轴径与轮毂直径的初步计算371轴的最小直径DMINM31331209743NPJ轴的材料选用3CR13，许用切应力PA,确定出泵的最小直径后，参考5类似结构泵的泵轴，画出轴的结构草图。见图31图31轴的结构草图轴的轴向尺寸是是由轴上的零件决定的，主要零件有叶轮、止动垫圈、轴套、深沟球轴承，结构图见图32。图32轴的结构图372轮毂直径的计算本次设计的是单机泵，单机泵叶轮处得轴径DY等于联轴器内的轴径DMIN。叶轮轮毂直径DH必须保证轴孔开了键槽之后还有一定的厚度，使轮毂具有足够的强度，直径按式435计算，即DH314MININMIN4120由于单级泵叶轮轮毂一般不通过叶轮进口，因此取DH142DMIN315取DH15DMIN4695取整DH45MM。38泵的结构型式的选择此次设计的离心泵是悬架式悬臂泵，即一台单级单吸横轴离心泵，它由泵体、叶轮螺母、密封环、叶轮、泵盖、轴套、密封装置、悬架、泵轴支架组成，其泵脚与泵体铸成一体，轴承置于悬臂安装在泵体上的悬架内，整台泵的质量主要由泵体承受。第4章叶轮的水力设计叶轮尺寸的确定主要有速度系数发和相似换算法，在此次泵设计采用的是速度系数发。41确定叶轮进口速度叶轮的进口速度安式5125计算M/S4112350820GHKV式中叶轮进口速度习俗，根据比转速及不同类型的泵从图535查的；0VKH单级扬程M。42计算叶轮进口直径421先求叶轮进口的有效直径叶轮进口的有效直径按式5135计算M4251029536/1430NQKD式中系数，按表41选取。通过查得，选取45。0K0K表41系数的选择0K0效率与汽蚀指标适用范围3540效率较高，抗汽蚀性能差多级泵次级叶轮及要求效率较高而对抗汽蚀性能要求不高的场合4545效率及抗汽蚀性能中等一般清水泵的单级单吸及双吸叶轮和多级泵第一级叶轮4550效率较低，抗汽蚀性能较好锅炉给水泵第一级叶轮及对抗汽蚀性能要求较高的场合5055效率有较大的降低，高抗汽蚀性能冷凝泵有前置诱导轮的离心泵422叶轮进口直径叶轮进口直径按式5155计算MM4368451220HJDD43确定叶轮出口直径叶轮出口直径按式5174计算4451304835910359222SDNKMM456/3322Q式中叶轮出口直径系数。2D44确定叶片厚度叶轮工作是，叶片上承受着液体的反作用力和叶片质量的离心力受力情况比较复杂，很难精确计算，通常可用如下经验公式10445计算叶片的厚度。MM460183522ZHDK系数K与离心泵的比转速NS和叶片的材料有关，其值由表10105所示，材料选用钢，所以K32。表42系数K与NS和材料的关系NS4060708090130190280铸铁钢32335323833403445356576108最后，综合考虑取叶片真实厚度3MM。45叶片出口角的确定离心泵叶片出库安放角一般小于，当和并取较大值时，HQ2902902性能曲线会出现驼峰现象，使离心泵运行不稳定。为了得到较高的效率，一般取2。所以，综合考虑取。30182546叶片数Z的选择与叶片包角叶轮叶片数的多少会影响泵扬程的高低。用速度系数设计轮时，因为速度系数是现有泵的参数上统计得来的，而现有泵的叶片数Z与比转速NS之间存在着一定的关系。因此，泵的叶片数Z也可以根据比转速NS按照这一关系确定之，通过查表525,综合考虑，Z8。表43离心泵的叶片数ZNS306060180180280Z5片长叶片加5片短叶片或988665如果叶片数Z大，叶片包角应小一些，叶片出口角也可大一些；如果叶片数2Z小，叶片包角应小一些，叶片出口角也要取小一些。一般可取，综21085合考虑，叶片包角取。8547叶轮出口宽度叶轮出口宽度B2可按式5194计算47350148601640652SNKMM489295/332MHQB综合考虑，选取B25MM。48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选择叶片出口角，精算D2,先计算叶轮出口轴面速度。2M/S490429051435096/B22DQVVM叶轮出口速度按5185变形计算M/S410266N2U无限叶片数下的叶片出口流面速度2UV2352042191M/S4112UVMCTG5CTG无限叶片数下的理论扬程M412841095232GHUT可根据式5204的变形来计算出圆周速度2413SMTGTGTGVTUTM/2584102545042此时，可按式5204算出第一次精算的叶轮出口直径D2MM414160295143602MNUD经过比对可知，计算的精确值与速度系数法计算的误差大于2，所以修正，2经过计算当为时，误差在2之内，所以被修正为，并且确定叶轮出口直2727径D2150MM。即得出，D2150MM，DJ68MM，DH45MM，B25MM。2749叶轮轴面投影图的绘制根据求出的尺寸D2、DJ、DH和B2，参考相近比转速NS的叶轮图纸，绘制叶轮的轴面投影。见图41。图41叶轮轴面投影图410叶片绘型对于比转速NS小的离心泵，叶轮、叶片几乎全部在轴面流道的径向部分，其进口边均在同一个轴截面上，而且各流线叶片进口三角形基本相同，叶片扭曲很小，可按圆柱形叶片设计那样绘型。圆柱形叶片的绘型比较简单，制造也很方便，但由于进口边来流一般不完全是径向的，特别是对于前盖流线，进口边往往处于轴面流拐弯处，叶片的安放角与相对水流角会有较大的差别，造成较大的冲击损失。一般说比转速小于90的泵，可采用圆柱形叶片，比转速大于90的采用三位扭曲叶片。出于铸造要求，有些比转速大于90的离心泵，也采用圆柱形叶片。圆柱形叶片可直接在平面图上绘型，叶片骨线可用一个圆弧或多个圆弧画成，本次设计采用两段圆弧。见图42。作图步骤1）作出叶轮DJ和D2；2）作中间圆，其直径MM415162DJI并计算DDJ处得叶片安放角4163021JJIAAI3）作半径OA，由A点作AB，使2ABO4）作半径OC，使，并与圆弧DI相交与C；AIC25）过A、C点作直线，并于DI交于另一点D6）连线半径OD，做直线DE，使，并与直线AB交于E点；AIE7）以E点为圆心以EA为半径作圆弧，此圆弧必经过D点；8）作半径OF，使,并与D1圆交于点F；1AIOF9）过D、F点作直线，并与D1圆交于另一点G10作半径OG，作直线GH，使，并与DE线交于点H；1AGH11以H为圆心，以OH为半径作圆弧，此圆弧必通过G点；12以E和H为圆心，分别以为半径作弧，并适当削圆叶片进口，E和即得圆柱形叶片形状。其中为叶片真实厚度。图42叶片第5章压水室的水力设计51压水室的作用1）将叶轮中流出的液体收集起来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，并可减小液体往下一级叶轮或管路系统中的损失。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那个带来的水力损失。为达到上述要求，压水室在设计中要做到1）压水式的水力损失占整个泵中的损失的很大一部分，为此压水室中的水力损失应尽量小；2）尽可能使水流量轴对称，提高泵运行的稳定性；3）具有足够的强度，较好的经济性及公益性，并考虑到泵布置的要求。蜗形体的断面形状主要有梯形、矩形和圆形。1）梯形断面梯形断面结构简单，水力性能好，是蜗形体断面中用的最广的一种。2）矩形断面矩形断面具有与梯形断面相同的优点，适用于各种NS的泵上。它的工艺性最好，且断面比较容易打磨或加工，用于材料为铸造收最不易光洁的钢或不锈钢而又要求很光洁的蜗形体上是最适宜的。由于这种断面是等宽的，所以径向尺寸比梯形断面要略大一些。3）圆形断面如果叶轮出口后即是圆形断面，中间没有过渡区，则由于圆形断面在叶轮出口处突然扩大，这对泵的水力性能是不利的。圆形断面的优点是在蜗形体受压后，受力情况比上面两种断面要好。因此这种断面适用于大型的额压力高一些的泵上，这种情况下，液体出了叶轮后经过扩散导叶再进入圆形断面。本次设计采用蜗形体，断面形状为梯形断面。52蜗型体的计算521基圆直径的确定基圆直径D3可按式5405计算MM5116254108308132D综合考虑取MM。53D522蜗型体进口宽度计算进口宽度B3可按式5415计算MM52512050223DB523舌角舌角可按式5425353612123UMVTG524隔舌起始角一般将通过隔舌起点（即蜗形线与基圆相交的点）的断面称为0断面，断面与0断面之间的夹角称为隔舌起始角。理论上隔舌起点应放在断面的基圆上，但是0泵的NS增加后，蜗形体中的速度减慢，蜗形体断面面积增加，径向尺寸增加，会使隔舌变得很薄，或影响蜗形体扩散管在此区域的形状。因此NS增大后，也应适当增加。0值可参考表545选取。0表51隔舌起始0NS3080901301402202303600150523845通过查表545,综合考虑选取。0525蜗形体各断面面积的计算计算蜗形体各断面面积时，是把蜗形体中的圆周方向平均速度看作常数来设计的。计算时先根据NS在图5335查的K3,按式5435求出各断面中的平均速度。M/S546143502523GHV式中蜗形体各断面中的平均速度（M/S）；3VH泵的扬程（M）；G重力加速度，G10M/S2；K3速度系数，由图5335中查得。通过查表5335可得K3055。通过断面的流量按式5445计算。QM3/H556145360360式中隔舌起始角（度）；0Q泵的扬程（M/S）。断面面积由式5455得。FQ/146/3600/146000028M2563V526扩散管的计算蜗形体扩散管部分的作用在于降低泵压出口的液流速度，使液体一部分动能转化为压力能，减少压出管路的水力损失。扩散管的进口可看做是蜗形体的断面，其出口时泵的压出口。设计计算扩散管的长度L和压出口直径DY时，原则上长度L应尽可能小，并应照顾到泵压出口法兰尺寸符合法兰标准，法兰位置适当，便于加工和装拆法兰螺栓。另外，为了减小扩散损失，扩散角应在的范围内。128根据结构选定扩散管长度L140MM，由公式5485算出断面当量直径DD4F/1/2（4000028/314）1/218819MM57综合考虑，扩散管当量扩散角，压出口直径DY可由5475变形计算10DMM58LTGY254319025TG压出口直径DY435MM527蜗形体的绘型先确定基圆直径D3和蜗形体进口宽度B3，以B3为底边，作等腰梯形，此梯形的二斜边的斜度应符合，并令其面积略大于断面面积A，然后将梯形50HH圆角的取大一些，使圆角后的梯形面积等于断面的计算面积A，断面即算作成。绘图时要注意下述事项为便于绘制断面、比较各断面的形状和识图方便起见，八个断面可绘制在一起；而为了图面清晰，各个断面可只绘出一半。蜗形体外壁如系弧线，则其圆弧半径R8、R、R6应随断面包角的减小而有规律的增大，且应使O断面处为直线。否则会增大隔舌与叶轮之间的间隙，影响泵的性能。断面高度H8、H7，圆角半径R8、R7，侧劈斜度等，均应如前所述，随着包角的减小而有规律的减小。一般H8、H7、H6H1的数值是等差的，H1不小于B32，断面面积与计算值不符，则以调整断面高度月H8、H7较为方便。梯形断面见图51。蜗型体平面图见图52。图51梯形断面图52蜗型体平面图第6章吸水室的设计61吸水室尺寸确定离心泵吸水室是指泵进口法兰至叶轮进口前泵体的过流部分，吸入室设计的好坏影响到水泵的抗空化性能。按照吸水室的形状可分为锥管吸水室、环形吸水室和办螺旋形吸水室三种。本次吸水室采用锥管吸水室，如图锥管吸水室广泛用于单级悬臂离心泵上，其水力性能好，结构简单，速度分布从进口到水泵叶轮进口逐步均匀变化，其出口直径与进口直径相同，入口直径比出口直径大710，而入口的经济流速在3M/S左右，允许锥度为，这样就可以确定该吸水室的尺寸。187锥管吸水室的进口直径MM61473680180JSD综合考虑取DS80MM。锥度取15则吸入长度MM624872/TGDLJSX综合考虑，适当加长一些，取60MM。结构图见61。图61吸水室第7章径向力轴向力及其平衡71径向力及平衡711径向力的产生采用蜗形压水室的泵在最优工况时，蜗室各断面中的压力基本上是均匀的。当泵的流量小于最优工况流量时蜗室中的液体流速减慢，而叶轮出口液体的绝对速度由出口速度三角形可看出大于最优工况时的绝对速度，同时也大于蜗室中的速度，从叶轮中流出的液体不断撞击着蜗室中的液体，使蜗室中的液体接受能量，蜗室中的液体压力便自隔舌开始向扩散管进口不断增加。当泵的流量大于最优工况流量时，与上述情况相反，从叶轮中流出的液体的绝对速度小雨最优工况时的绝对速度，也小于蜗室中的液体流速，两种液体在蜗室中撞击的结果，蜗室中的液体要不断付出能量，以增加从叶轮中流出的液体的速度，这样，蜗室中的液体压力自隔舌至扩散管进口是逐渐降低的。蜗室各断面就产生一个径向力。又因为叶轮周围液体压力分布的不均匀，破坏了叶轮中液体的轴对称流动，压力大的地方液体自叶轮中流出得少，压力小的地方液体自叶轮中流出得多。由于沿叶轮的圆周液体流出的多少不一样，所以作用于叶轮圆周上的液体动反力也不一样，这又引起一个径向力。作用于叶轮上的径向力就是上述两个径向力的向量和5。712径向力的计算压水室是涡室的泵，在偏离设计工况时的径向力可按式915计算N71620150350819819332BHDKFRR式中偏离设计工况时的径向力N；R包括前、后盖板的叶轮出口宽度，取001140M；2B42B实验系数，查取得0080。RK08RK713径向力的平衡由于径向力是和叶轮的出口直径、叶轮的出口宽度成正比。因此它的影响将随着泵尺寸的增大而增大，同时也随着扬程的增加而增大5。本次设计的是单级单吸离心泵，单机蜗壳泵的径向力平衡，可以采用双蜗壳或加导叶来实现，在双蜗壳中，每一蜗室虽然没有完全消除径向力，但两个蜗室相隔对称布置，作用于叶轮上的径向力是互相平衡的。用导叶虽能平衡径向力，但泵180的结构复杂化了。通过计算可得，径向力不是很大，可以不设置径向力平衡装置。72轴向力及平衡721轴向力的产生离心泵运转时，其转动部件受到一个与轴线平行的轴向力。这个力相当大，特别是多级离心泵。轴向力主要包括两部分1）叶轮前后两侧因压力不同，前盖板侧压力低，后盖板侧压力高，产生了从叶轮后盖板指向入口处得轴向力F1。2）流体流入流出叶轮的方向和速度不同而产生动反力F2，其方向与F1相反。此外对于入口压力较高的悬臂式单吸泵，还要考虑作用在轴端上的入口压力引起的轴向压力，其方向与F1相反。对于立式离心泵，其转子的部分重量也是轴向力4。722轴向力计算1叶轮前后压力引起的轴向力F1可按式2584估算N72428135601045684342221GKHIDDFHJ式中D1叶轮进口处的直径MM；DH轮毂直径MM；H叶轮实际扬程MM；I叶轮级数MM；K系数，NS60150时为06，当NS150250时为08。2）液体作用与叶轮入口的动反力可按式2594计算N7375812360/51002VQFM式中叶轮的质量流量M3/S；MQV0叶轮进口处的速度（M/S）。3总的轴向里N7454197821F根据计算结果可知，轴向力指向入口。723轴向力的平衡常用水力方法平衡部分或全部轴向力。这一方法包括使叶轮或整个表面上的压力对称分布，或增设在所有运转工况下保证轴向力平衡的系统。但是完全做到轴向力平衡是很难的，因此必须用止推轴承承受未被平衡的轴向力，而且要采用双向都能承受轴向力的轴承4。本次设计的泵是单级叶轮，所采取的措施是开平衡。在叶轮的后盖板上对着叶轮入口开几个平衡孔，如图71所示，使后盖板前后空间想通，同时在后盖板后侧的轴向力增设密封环，其直径与叶轮进口密封环直径相同。这种结构简单，但增加了内泄露，同时也使进口水流更加紊乱，降低水泵效率。图71平衡孔第8章泵零件选择及强度计算81叶轮盖板的强度计算盖板中的应力主要是由离心力引起的，如应力的前后盖板是等厚的，半径越小的地方圆周应力越大，在D0和DX处的应力近似由式10425计算，叶轮材料采用ZG1CR13,许用应力98130MPAMPA81130986352780825MPAU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DX008M处的厚度，首先得计算出角速度角速度RAD/S828301429530N盖板直径DX008M处的厚度，可按式10435计算MM8304344081598062374222EEXDWX式中盖板直径DX008M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24MM；82叶轮轮毂的强度计算叶轮旋转时，叶轮的质量能够产生离心力。离心力使轮毂内孔处产生的圆周方向应力可用如下近似公式10455进行计算MPA8463527805820UU叶轮材料为ZG1CR13，362MPA36S安全系数853251063USN根据计算结果，叶轮强度满足要求式中轮毂内孔处的圆周方向应力（PA）U材料密度（KG/M3）叶轮外径的圆周速度（M/S）。283叶轮配合的选择在离心力的作用下，叶轮轮毂内控增大，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控产生的变形量。离心力使轮毂内孔直径的变形量可按式1046580M862035410263MUDE本处的配合是过盈配合，轮毂与轴的最小过盈量要大于离心力使轮毂内孔产生的变形量。根据计算结果M，参考其他离心泵的轮毂配合进行计算，综合考虑要把80过盈余量保持在80160M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80160MINAXYTF值应大于或等于孔与轴的公差之和，孔与轴的公差应在M左右。42/FT这时要看孔、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317,得IT757M。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）确定轴公差带因为是过盈配合，可以知道轴的公差带位置在零线的上方。87ESXMIN因已知要求最小过盈余量M，即轴基本偏差应接近80M。80IY查附表326,取轴的基本偏差为R，ES108轴的公差应初步确定为M88235780HFST查附表316得知，取IT636M这时M89761IESI轴的公差带确定为R6最后，配合选取。6/735RH84轮毂热装温度计算加热轮毂，使其内控产生的变形（内孔增大）应为最大过盈量的15倍，可进行装配，加热后的温度称为热装温度，可用式计算。81091650820516MAXDTT120，MAXDDEG/式中T热装温度（）；T1室温（）；最大过盈量（CM）；MAX轮毂的平均直径（CM）；D叶轮材料的线膨胀系数（1/DEG）。85轴的强度校核1）转子的重量因为是卧式泵，转子的重量是径向力，而且是固定方向的径向力。轴的重量是均布载荷，但为了简化计算，可以吧轴分成几段变成集中载荷，泵采用蜗形体，在设计工况下没有附加径向力，另外轴也没有皮带的拉力或者齿轮的啮合力，因此，固定方向的径向力就只有转子的重量。叶轮重量估算为260N。2）轴向力液体作用在叶轮和平衡盘上的轴向力，在水力设计是进行计算了。作用在叶轮上的轴向力F4195N。3）支反力固定方向径向力作用在两个轴承A、B上的支反力分别用RA、RB表示，其方都假设向上。叶轮与轴承A的距离为209MM，轴承之间的距离为190MM。支反力之和等于所有径向力之和。RARB2600811对B点取矩01920619解之得RA546NRB286N4弯矩图及扭矩图图81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。MPA8123285734231045212MPATMW根据计算结果，轴的强度满足要求。86键的强度计算对泵来说，联轴器处得键所传递的扭矩最大。对于单机泵，可近似地认为叶轮处得键所传递的扭矩同联轴器处得相同。键强度计算的目的是校验键在所传递扭矩的作用下，键所产生的剪切应力与键接触零件（例如联轴器、叶轮、平衡盘等转子零件）的有效传递扭矩的工作面上的挤压应力（当然也包括键，但通常是校验抗挤压差的零件）是否满足强度要求。根据叶轮处直径选择键为标准圆头普通平键（A），键的宽度B0008M，键的高度H0008M，键的总长L0025M。结构形式见图82图82键的结构图861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10555要求8134JTJDHLM式中工作面上的挤压应力PA；J键所传递的扭矩，与轴所传动的扭矩相等NM；NM安装叶轮处的轴径M；D键的高度M；H键的有效长度，MM；L015025BLL材料的许用挤压应力PA。J键采用的材料为45号钢材，所以JMPA1代入数据得MPA814150230158035424JTJDHLM根据计算结果可知，满足强度条件。862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10565的要求8152DBLMT式中切应力PA；键的宽度M；B材料的许用切应力，键的材料为45号钢材，所以取。MPA60代入数据得MPA8164201580254MPADBLMT根据计算结果可知，满足强度条件。87轴承和联轴器的选择根据泵结构以及参考其他类型的结构，选轴承为深沟球轴承6009型，两个轴承成对使用，具体结构见图83。图836009型深沟球轴承此泵是进行全天24小时连续工作，轴承必须达到预期寿命。虽然两个轴承成对使用，但是必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70/EFRA560X41Y荷为N8179602573428156ARRYXP进行对轴承的寿命计算H81896042366013RPCNL根据计算结果，轴承的寿命符合要求。式中CY泵的基本额定载荷N；PY泵的当量动载荷N；N泵的电机转速（R/MIN）。泵常用的联轴器有两种爪形联轴器和柱销联轴器，本次设计采用柱销联轴器，型号为B110162035。第9章泵体的厚度计算91蜗壳厚度的计算蜗壳的几何形状很复杂的，而且受力后产生的应力更复杂，因此很难用精确计算的方法求出壁厚，可用如下的经验公式10625进行计算。泵的Q35M，H15M，N2930R/MIN，蜗壳的材料HT200，KG/M2,安全0B系数N4。CM911420518367PD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）；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B有关。本次设计的是单吸悬臂泵、N415。小泵（如吸入口径不大于50MM）和高比转速（高于250）的泵取大值；压力较高的泵和大泵取小值；一般的可取N7。92中段壁厚的计算对于分段式多级泵，中段承受内压，在最后一个中段上承受着最大的内压力。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清水离心泵，不用考虑用内压进行计算。综合考虑，运用类比法对比其他IS型泵，取中段壁厚的厚度CM。60第10章泵的轴封101常用的轴封种类及设计要求泵内液体和泵外空气之间压力不同，顺着轴就要产生泄露，为此需要设置密封装置，称其为泵的轴封。泵内轴封处的压力小于大气压力，轴封是用于防止空气进入泵内；泵内轴封处的压力大于大气压力，轴封是用以防止液体泄露。泵常用的轴封种类1）填料密封；2）机械密封；3）浮动密封。设计密封装置的要求1）密封可靠，能长期运转；2）消耗功率小；3）适应泵运转状态的变化。设计密封装置要考虑被密封液体的性能（腐蚀性、含杂质的磨损性、凝固性、侵透性、挥发性、有毒、引火、有位等），温度（高温、常温、低温温度变化范围）和压力（高压、常压、低压、真空、压力变化范围）。根据本次的设计情况，选用已有的改进填料密封装置。102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种密封形式。其特点是结构简单、装拆维修方便、成本低廉而广泛用于离心泵上。在离心泵上的填料密封即是动密封，又是静密封，所用填料为由侵石棉盘根软填料。其不足之处在于密封性能较差，对轴或轴套磨损大，损失功耗大以及使用寿命短等。近几年，许多从事填料密封的研究工作者，在密封的机理以及结构研究上做了大量的工作，使得填料密封的结构更为科学合理，本次的填料密封采用了黑龙江科技学院机械系，韩建勇、王平山的离心清水泵填料密封的改进设计1。103传统填料密封结构及其缺陷1031传统填料密封结构在传统填料密封中，内部流体可能通过下列途径泄漏；1）流体通过填料本身的缝隙而出现渗漏；2）流体通过填料与转轴之间的缝隙而泄漏；3）流体通过填料与箱壁之间的缝隙而泄漏。填料置于填料箱中，通过压盖将填料压紧在轴上，填料依靠压盖轴向压紧，产生径向变形，填满间隙。填料在变形时，依靠径向变形产生的径向力紧贴转轴与填料箱内壁表面，实现密封。这就是说，在填料密封可能出现的三个泄露途径中，填料本身的缝隙泄露可以通过压实软填料的方法来消除；箱壁内表面与填料之间的泄露，因为无相对运动且填料被压实而与填料箱内壁表紧密贴合，达到了止漏目的；只有填料与转轴之间，因有相对运动，并存在微小间隙，所以常造成泄露。1032传统填料密封的不足预紧力恒定。预紧力恒定，即密封力恒定，而被密封介质的压力是波动变化的，这就可能出现密封填料过度密封或密封不足。轴或轴套磨损严重。密封力不足时，采取的方法往往是加大预紧力，这样使预紧力过大，造成密封填料与轴接触面之间的摩擦力加大，并导致填料对轴或轴套磨损严重，功率磨损增大，泵的机械效率降低。检修周期短。由于填料对轴或轴套磨损严重，为使泵正常运转，停机更换填料的次数就增多，这样运行成本就提高了。104填料密封的结构改造在分析了传统填料密封结构、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，在填料密封结构设计时要考虑解决的问题是1）尽量使径向压紧力均匀且与泄漏压力规律一致，使轴套承压面受压均匀，从而使轴套磨损小而且均匀。2）使填料密封结构中的填料具有补偿能力、足够的润滑性和弹性。3）密封的填料沿轴向抱紧力应均匀分布。鉴于以上分析，新型的填料密封结构应该是一种能够自动根据被密封介质压力的变化而变化密封力的填料密封结构。改造后的填料密封结构见图101。1轴2泵盖3轴封腔套4填料5压盖6弹簧7调节螺母8轴封腔套螺栓图101填料密封结论在此设计中，主要包括单级单吸清水离心泵的方案设计，离心泵基本参数选择、离心泵叶片的水力设计、离心泵压水室的水利设计、离心泵吸水室的水利设计。以及进行轴向力及径向力的平衡，最后要进行强度校核。泵设计的最大难点就是泵的密封，本次设计采用的新式的填料密封，它可以根据压力的改变来改变密封力的装置，针对传统填料密封的结构特点与密封原理，分析了对密封填料加载所引起的密封填料受力的不合理性；从力学的角度出发，对传统填料密封的结构进行了改造，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与结构更为合理，其密封性能和使用寿命得到提高，有一定的参考价值。参考文献1王平山，韩建勇离心清水泵填料密封设计改进J水泵技术2006,244462朱保林,张淑佳,林锋,胡清波离心泵叶轮设计方法现状与发展趋势J水泵技术,2005,02212543丁成伟离心泵与轴流泵M北京机械工业出版社，19814关醒凡现代泵技术手册M北京宇航出版社，19955沈阳水泵研究所叶片泵设计手册M北京机械工业出版社，1986王世刚，林景凡，李世桓互换性与质量控制基础M北京中国科学技术出版社，19997查森叶片泵原理及水力设计M北京机械工业出版社，19988朱玉峰离心泵叶轮绘型时叶片加厚的精确方法J河北科技大学学报,2000,0454659严敬,张江源,何敏,王桃离心泵可控包角圆柱形叶片型线方程J排灌机械,2008,05728310许彦玲离心泵叶轮轴面投影图的计算机辅助设计J石油大学学报自然科学版,1996,205566011陈乃祥，吴玉林离心泵M北京机械工业出版社，200212HAWTHORNEWR，TANCS，WANGC，MCCUNEJETHEORYOFBLADEDESIGNFORLARGEDEFLECTIONSPARTITWODIMENSIONALCASCADESASMEJOURNALOFENGINEERINGFORGASTURBINESANDPOWER，1984，10634635313FLOWLERHSTHEDISTRIBUTIONANDSTABILITYOFFLOWINAROTATINGPASSAGEUSAASME，JOURNALOFENGINEERINGFORPOWER，1973，9521321614ZANGENEHMACOMPRESSIBLETHREEDIMENSIONALBLADEDESIGNMETHODFORRADIALANDMIXEDFLOWTURBOMACHINERYBLADESJNUMERICALMETHODSINFLUIDS，1991，1359962415刘云芬离心式清水泵叶轮测绘M化学总厂，1998，254485116郭鹏程,郑小波,罗兴锜离心泵蜗壳内旋涡流动的数值研究J工程热物理学报,2006,S1525717刘鸿文材料力学第四版M北京高等教育出版社，200412315718崔占全，邱平工程材料修订版M哈尔滨哈尔滨工程大学出版社，200119濮良贵，纪名刚机械设计M第七版北京高等教育出版社，200120徐灏机械设计手册第二版M北京机械工业出版社，200121崔韵春，陈次昌离心泵计算机辅助设计绘图方法的改进J排灌机械,199202636722陈汇龙，闻建龙，沙毅水泵原理、运行维护与泵