毕业设计（论文）-螺旋离心泵结构设计【全套图纸】

I 摘 要 设计了一台用于输送固液两相流体的螺旋离心泵。本文的设计重点和难 点是螺旋离心泵特有的是三维螺旋叶轮的设计。因此，叶轮设计是以何希杰 和劳学苏提出的螺旋离心泵叶轮叶片工作面和负压面空间曲线方程为依据进 行的设计，叶轮叶片型线为对数螺旋线。根据设计参数和工作条件的要求， 在设计上采用固液两相流理论对叶轮、背叶片、压出室等泵过流部件进行水 力设计。说明书从螺旋离心泵的结构设计开始，分别进行了叶轮的设计与绘 形、压水室及吸水室的设计、轴向力极其平衡、主要通用零部件的选择、V 型 带传动设计和离心泵主要零部件的强度计算。 本文为设计高效螺旋离心泵提供了一个重要的参考依据。 关键词 固液两相流 螺旋离心泵 三维螺旋叶轮 空间曲线 对数螺旋线 全套图纸，加全套图纸，加 153893706153893706 II Abstract The article designs a screw centrifugal pump used to transport the mix flows of solid and liquid. The emphases and difficulty of the article is the design of three dimensional screw impeller owned by screw centrifugal pump. So, the design of impeller is designed with the space curve screw equation of impeller vane work surface of screw centrifugal pump and minus pressure surface raised by Xue su LAO and Xi jie HE. I take it as the gist of design. The impeller vane line is logarithm screw curve. Accord to the design parameter and the require of work condition, on the design , we do waterpower design to impeller , back vane, press out house and some flow over parts with the theory of the mix flows of solid and liquid. The article starts with structure design of screw centrifugal pump, and design the calculation and drawing of impeller, pressure out house and off water house, the force of direction of axis and its balance, the choice of the main parts in common use, the transmission design of V strip and intensity calculation of the parts of screw centrifugal pump. The article provides an important reference for designing the high efficiency screw centrifugal pump Key words the mix flows of solid and liquid screw centrifugal pump three dimensional screw impeller the space the curve logarithm screw curve 1 一般部分 第一章 绪论 1.1 螺旋离心泵概述 泵是把原动机的机械能转换为抽送液体能量的机器。一般，原动机通过 泵轴带动叶轮旋转，对液体做功使其能量增加，从而使要求数量的液体从吸 入口通过泵的过流部分，输送到要求的高度或要求有压力的地方。 泵是世界上最早发明的机器之一。现今世界上泵产品产量仅次于电机， 所消耗的电量大约为总发电量的四分之一。泵的种类甚多，应用极为广泛。 除农田灌溉、城市和工业给排水、热电厂、石油炼厂、石油矿厂、输油管线、 化工厂、钢铁厂、采矿、造船等部门外，目前泵在原子能发电、舰艇的喷水 推进、火箭的燃料供给等方面亦得到重要应用。另外，还可以用泵来对固体 如煤、鱼等进行长距离水力输送。泵抽送的介质除水外，有油、酸、碱浆 料一直到超低温的液态气体和高温熔融金属。可以说，凡是要让液体流 动的地方，就有泵在工作。泵在国民经济中起着十分重要的作用。 根据科学技术的发展，泵输送固态物质的应用领域日益扩大，如污水污 物、泥浆、纸浆、灰渣矿石、粮食淀粉、甜菜水果、鱼虾贝壳等不胜枚举。 据文献介绍，如今已成功地从 5000 米深的海底用泵向陆地输送猛矿石。对输 送这类物质的泵，有两个主要要求：一是无堵塞，二是耐磨损。耐磨损主要 与材料有关，无堵塞主要取决于叶轮的结构形式。目前作为无堵塞泵叶轮的 结构形式有：1.开式或半开式叶轮；2.旋流式叶轮；3.单（双）流道式叶轮； 4.螺旋离心叶轮。 螺旋离心泵是典型的无堵塞离心泵。世界上第一台螺旋离心泵是用来输 送鱼类，随后用来输送固液两相流体，可以用来排雨水和输送高黏度液体。 为防止故态物质堵塞，使之顺利的流出，开式叶轮中有一片或两片扭曲的螺 旋形叶片，在锥形的轮毂体上由吸入口沿轴延长，叶片的半径逐渐增大，形 成螺旋形流道。壳体由吸入盖和涡壳两部分组成。吸入盖部分的叶轮，产生 螺旋推进作用，涡壳部分的叶轮像一般的离心泵产生离心作用，叶片进口的 锐角部分将杂物导向轴心附近，再利用螺旋作用使之沿轴线推进。这种泵是 容积泵和离心泵的组合，故称为螺旋离心泵。 2 1.2 离心泵主要零部件及结构形式 离心泵的主要零部件包括：前盖板、叶轮、主轴、涡室、后盖板、轴封、 轴承体、带轮和支架。离心泵中还包括像螺母、法兰盘、轴承等具有通用标 准的零部件。 离心泵的结构形式主要有以下几个： 1. 按主轴方向 卧式：主轴水平放置； 立式：主轴垂直放置； 斜式：主轴倾斜放置。 按液体流出叶轮的方向 离心式装径流式叶轮； 混流式装混流式叶轮； 轴流式装轴流式叶轮。 按吸入方式 单吸装单吸叶轮； 双吸装双吸叶轮。 按级数 单级装一个叶轮； 多级同一根轴上装两个或两个以上的叶轮。 按叶片安装方法 可调叶片：叶轮的叶片安放角可以调节的结构； 固定叶片：叶轮的叶片安放角度是固定的结构。 按壳体剖分方式 分段式：壳体按与主轴垂直的平面剖分； 节段式：在分段式多级泵中，每一级壳体都是分开式的； 中开式：壳体在通过轴心线的平面上分开； 水平中开式：在中开式中，剖分面是水平的； 垂直中开式：在中开式中，剖分面是垂直的； 斜中开式：在中开式中，剖分面是倾斜的。 按泵体形式 涡壳泵：叶轮排出侧具有带涡室的壳体； 双涡壳泵：叶轮排出侧具有双涡室的壳体； 3 透平泵：带导叶的离心泵； 筒式泵：内壳体外装有圆筒状的耐压壳体； 双壳泵：指筒式泵之外的双层壳体泵。 特殊结构泵 潜水电泵：驱动泵的电动机与泵一起放在水中使用的泵； 贯流式泵：泵体内装有电动机等驱动装置； 屏蔽泵：泵与电动机直连（共用一根轴） ，电动机定子内侧装有屏蔽套，以防 液体进入。 自吸式泵：在一般的自吸泵中抽送液体作用的叶轮同时能起灌水作用，泵启 动是无须灌水。 管道泵：泵作为管路的一部分，无须特别改变管路即可安装泵。 无堵塞泵：抽送液体中所含的固体不能在泵内造成堵塞。 第二章 总体方案的确定 2.1 设计参数 流量 Q=80m3/h ，扬程 H=13m ，效率 =65% 转速：1450r/min ， 吸程：7m（水柱） 2.2 方案的确定 设计上以国际标准的 IS 泵为基型，此次设计的螺旋离心泵，在设计结构 上采用单级单吸悬臂卧式结构，其主要结构是装有背叶片的具有特殊的三维 螺旋叶片的叶轮，叶片型线为空间对数螺旋线，采用液固两相流理论进行水 力设计。 由于该泵是通过其特殊的三维螺旋叶片将螺旋的容积推进作用和叶片的 离心作用有机的结合，使介质获得能量。所以它兼有容积泵和叶片泵的特点， 是二者相互结合的产物。较一般的普通杂质泵和旋流泵相比，具有以下特点： （1）无堵塞性能好；（2）无损性能好；（3）效率高，与其他同类杂质泵相 比效率高 5%以上；（4）泵的吸入性能好。可抽送含气介质，含气量在 15%以 下时，泵的性能，震动基本不发生变化。 （5）具有优良的抗汽蚀性能。其他 参数相同的条件下，螺旋离心泵的汽蚀性最好，即 NPSHr 最小。 该螺旋离心泵在结构上主要有三大部分组成，分别为泵头部分，轴封部 分以及传动部分，分别叙述其结构特点。 4 1泵头部分 泵头部分由泵体和泵盖组成。前，后盖板的直径大于叶轮直径，叶轮可 由前或后拆卸，叶轮为螺旋离心叶轮，叶轮的后盖板带有背叶片以减少泄露， 提高泵的寿命及效率。 2轴封部分 本次设计的轴封采用填料轴封，填料轴封结构简单，维修方便，但需使 用轴封水，还需配备供应轴封水的泵。 3传动部分 传动部分包括托架和轴承组件，轴承根据传动的功率不同选择单列向心 圆锥滚子轴承，能够承受泵的最大轴向及径向载荷，轴承采用干油润滑，轴 承体两端有密封端盖，并且有两道密封圈，能有效的防止污物进入轴承，保 证轴承安全运行，具有较高的使用寿命。 2.3 原动机的选择 根据泵实际工作要求， 该泵与钻机配套使用时，常需要野外作业，电源 使用不方便，故选用柴油机作为原动机，柴油机转速选择r/min，用2200 n V 型带传动，因给定泵的转速 n=1450r/min，故传动比 i= 。52. 11450/2200/ n n 柴油机功率计算： 泵输出功率： 367 mmQH S Ne = 367 13801065 . 2 3 =7.5KW 式中： 介质密度 kg/m m S 3 Q流量（m3/h） H 扬程（m） m 泵输入功率： N= e N = 65 . 0 5 . 7 5 =11.54KW 式中： 泵效率 柴油机功率： 1 0 N N = 96 . 0 54.11 =12.02KW 式中： V 带传动效率，取=0.96 1 1 因此，原动机选择转速为r/min，功率为 12KW 的柴油机。2200 n 2.4 水力设计 设计比转数： 4 3 65 . 3 H Qn ns 式中： n泵轴的转速（r/min） Q流量（m3/h） H扬程（m） 故： 244.115 13 3600/80145065 . 3 4 3 s n 沉降层速度： ) 1(2sgDFv LSB =) 165 . 2 (1 . 08 . 9238 . 1 =2.48（m/s） 入口速度： 2 1 05 . 0 14 . 3 80 A Q v =2.83（m/s） 出口速度： m/s83 . 2 12 vv 6 SB vvv 21 满足设计要求。 泵的进口直径：mm（标准法兰盘直径）100 S D 泵的出口直径：mm（标准法兰盘直径）100 d D 第三章 叶轮的设计 3.1 概述 1982 年，A布斯曼较早地在离心泵叶轮上采用对数螺旋线。1961 年， J郝比奇在“模型挖泥泵特性”一文中，通过实验指出，采用对数螺旋线叶 形叶轮的泵，其输送清水和浆体时的效率均高于渐开线等叶形的叶轮。目前 渣浆泵叶轮叶片型线设计中，比较广泛地采用对数螺旋线。本次的叶轮设计 是以劳学苏以及何希杰提出的螺旋离心泵叶轮叶片工作面和负压面空间曲线 方程为依据进行的设计，叶轮叶片型线为对数螺旋线。 3.2 叶轮主要参数的确定 图 3-1 叶轮轴面投影图 1叶轮最大外径： max2 D 7 = （m） max2 D qs Dnk 168 . 0 )100/( 式中： 025 . 0 1450 360080 / 3 3 nQDq k=1012.5 故： = max2 D025 . 0 )100/244.115( 168 . 0 k =0.2380.298（m） 取： =260 mm max2 D 2叶轮出口宽度： 2 b = 2 b q s D n 53 . 0 ) 100 (3 =025 . 0 ) 100 244.115 (3 53 . 0 =80.86（mm） 取： =80（mm） 2 b 3叶轮出口直径： 1 D = 1 D 3 1 n Q K 其中： 5 . 65 . 3 1 K = 1 D 3 1 1450 360080 K =0.8360.161（m） 取 =100（mm） 1 D （主要考虑效率兼顾泵的抗汽蚀性能） 8 4轮毂直径： h d =19.96+0.07 h d s n =19.96+0.07115.244 =28（mm） 5叶轮轴向长度 L： L= max2 ) 100 23 . 0 24. 1 (r ns =130 100 244.115 23 . 0 41.2）（ =195.66（mm） 圆整后得： L=195（mm） 6轮缘侧圆弧半径： 1 R =52.28+0.91 1 R s n =52.28+0.91115.244 1 R =157.15 圆整后等： =160（mm） 7轮毂侧圆弧半径： 2 R =73.4+1.29 2 R s n =73.4+1.29 115.244 =222.06 圆整后等： =220（mm） 2 R 8轮毂侧圆弧半径： 3 R 9 =6090（mm） 3 R 取 =70（mm） 3 R 9轮缘侧叶片倾角： 1 =60.51-0.13 1 s n =60.51-0.13 115.244 1 =45.528 取 =45 1 10轮毂侧叶片倾角： 2 =57.1-0.1 2 s n =57.1-0.1 115.244 2 =45.58 2 取 =45 2 11叶轮出口倾角： 3 =7.79 3 03.24ln s n =7.7903.24244.115ln =12.95 取 =13 3 12叶轮出口最小直径： min2 D 10 = min2 D 32max2 2tgbD =260-2 1380tg =189.45 取=190（mm） min2 D 13轮缘和轮毂各段轴向长度： 41 LL L =（0.450.68）L=（0.450.68）=87.75132.6 （作图在范围 1 195 内） 156117195)8 . 06 . 0()8 . 06 . 0( 2 LL 取 =140（mm） 2 L L =（0.20.4）L=3978 3 取 L =60（mm） 3 L =（0.050.08）L=9.7515.6 （作图在范围内） 4 14轮缘侧叶片出口安放角： sh2 = sh2 )1 ( 2 21 shsh m Ku V tg 其中： gHKV mm 2 22 其中： 04938 . 0 ) 100 (048 . 0 2 . 0 2 s m n K 60/145026014 . 3 60/ max22 nDu sh =19.7297 11 8055 . 0 ) 100 (826 . 0 177 . 0 s sh n K 所以： )8055 . 0 1 (7297.19 138 . 9204938 . 0 1 2 tg sh =11.6 15轮毂侧叶片出口安放角： hu2 = hu2 )1 ( 2 21 huhu m Ku V tg 其中： 60 min2 2 nD u uh = 60 145019014 . 3 =14.42 164 . 0 ) 100 (848 . 0 s hu n K =0.789 所以： )789 . 0 1 (42.14 138 . 9204938 . 0 1 2 tg hu =14.5 16叶片进口安放角： hush11 , 151812 11 shsh 取 657560 11 huhu 取 17叶轮出口叶片包角： ex =156.95（ ex 43 . 0 ) 100 s n =147.67 12 取 =150 ex 18轮缘螺线起点处圆弧半径： 0 R =0.63 0 R17 . 4 s n =0.63 115.244-4.17 =68.43 圆整得： =70（mm） 0 R 19轮毂侧叶片包角： hu =821.17-1.42 hu s n =821.17-1.42 115.244 =657.524 取 =658 hu 20轮缘侧叶片包角： sh =652-1.02 sh s n =652-1.02244.115 =534.451 取 =535 sh 21计算叶轮曲面螺线 首先计算叶轮轮缘侧曲面螺线。包括和各曲面上的螺线，其次 21a a 32a a 计算叶轮出口边曲面螺线，最后，计算轮毂侧曲面螺线，包括， 11b a 21b b 和各曲面上的螺线。 32b b 43b b 13 （1）曲面螺线方程： 21a a 由何希杰所推导的公式： 0 0 )1 ( )1 ( zbz rbr 式中)130,115(),( 100 点坐标为arz 根据边界条件，以空间曲线方程为： 点为坐标原点得 o 21a a r=1301-0.00163 z=1151-0.00163 = 1350 (= z=86.34)34.101,135r时 (2) 空间曲线螺线方程: 32a a 设端点对应的螺线转角分别为和在上取一点 p(z,r)转 32a a 2a 3a 32a a 角为,可建立 z,r,三者之间的关系如下: 2 3 21 2 32 32 2 )() 2 ( )( s a aa az a ZZR D Rr ZZ ZZ 根据边界条件，以空间曲线方程为：点为坐标原点得 o 32a a 2 2560024.206 216 . 0 48.115 Zr Z 535135 （3）曲面螺线方程： 11b a 14 1280 150 130 80 150 115 tgr Z 1500 （4）曲面螺线方程： 21b b 2 )41.186(490081.146 172 . 0 23.169 Zr Z 100150 （5）曲面螺线方程： 32b b 006 . 0 1 41.186 006 . 0 1 8 .99 Z r 86100 （6）曲面螺线方程： 43b b 2 )55(4840031.229 184 . 0 85.150 Zr Z 52086 表 3-1 轮缘侧曲面螺线（部分）值 N012345678 022.54567.590112.5135157.5180 r130125.2120.5115.7110.5106.6101.496.391.3 Z115110.7106.6102.497.894.389.781.576.6 N91011121314151617 202.5225247.5270292.5315337.5360382.5 r86.481.676.972.267.663.158.754.450.4 Z71.866.96257.252.347.542.537.732.9 N18192021222324 405427.5450472.5495517.5535 r48.647.947.246.846.346.146 15 Z2823.218.313.48.63.70 表 3-2 出口段螺线（部分）值 N0-1-2-3-4-5-6-7 0-22.5-45-67.5-90-112.5-135-150 r130127.5125.1122.6120.1117.6115.2113.5 Z115126.9138.9150.8162.7174.6186.6194.5 表 3-3 轮毂侧曲面螺线（部分）值 N-6-5-4-3-2-10123 - 135 -112.5-90- 67.5 -45- 22.5 022.54567. 5 r110 .5 103.597.993.288.68479. 3 74.77065. 5 Z192 .5 188.6287. 1 261. 9 236.7211. 6 186 .41 161. 2 136. 1 110 N456789101112 90112. 5 135157 .5 180202.5225247. 5 270 r6156.652.2484440.53733.730. 5 Z134.3130. 2 126.1121 .9 111.8113.6109. 5 105. 4 101 .2 N131415161718192021 67.663.158.754 .4 50.440 5 427.5450472.5 r28.426.324.322 .4 21.120 .3 16.314.113 Z97.192.988.884 .7 80.576 .4 72.268.164 N222324 495517.5520 r12.512.212 Z59.855.755.2 16 22叶片螺线平面图 根据上述叶轮叶片曲面螺线计算结果，绘制叶片螺线。在圆周上取 16 个 轴面，每两个轴面夹角为 22.5 ,当 Z=0 时,空间螺线在平面上投影,如图所示: 图 3-2 空间螺线在平面上的投影图 23叶片厚度计算 确定叶片厚度时，应注意到铸造的可能性，对铸铁叶轮，叶片最小厚度 为 34 毫米，本次设计的叶轮材料选用 MT-4，叶片厚度（S）由经验公式求 出： 1 max2 Z H KDS 式中： K经验系数，与材料和比转数有关，查表得 K=5 叶轮外径 max2 D H扬程 Z叶片数，Z=1 所以： S=1 1 13 26 . 0 5 17 =5.687（mm） 取： S=6（mm） 3.3 背叶片的设计 背叶片的主要作用是减压，其减压程度决定了背叶片的几何参数。背叶 片对于一般的泵而言，还有另一个作用，就是能够及时地把固体颗粒甩至涡 室内，以防止固体颗粒进入填料箱，破坏其密封性能。背叶片减压后剩余的 压头可由下列经验公式求出： SR H = 式中： SR H)() 2 ()() 1000 ( 286 1 222 2 22 max2 22 SRR d DD tS tS DD n H 泵腔压头（包括灌注压头）m，其中灌注压头 d HHH15 . 0 0 HHd)15 . 0 1 ( n泵的转速 n=1450r/min 叶轮外径 cm =27cm max2 D max2 D 背叶片外径 cm =19cm R D R D min2 D 背叶片宽度 取=5mm 2 S 2 S t背叶片与涡室间隙 取 t=1mm 背叶片内径 cm 取 =8cm S D S D 故：=（1+0.15） SR H)819() 15 125 ()1926() 1000 1450 ( 286 1 13 222222 =9.65（m） SR H 由计算结果可知，经背叶片减压后，剩余压头为 9.65m，如果近似把 1bar=10m 水柱，则剩余压头为 0.965bar。 18 第四章 压水室及吸水室的设计 4.1 压水室的用途及分类 压水室即涡形体，是泵中的一个非常重要的过流部件。它主要是把从吸 水室和叶轮中流通过来的高速流体介质，通过叶轮的离心力作用，送入下级 叶轮进口或者送入排出管路，从而把泵轴的机械能转化为液体的压力能。 常用的压水室结构形式有环形压水室、螺旋形压水室、以及半螺旋形压 水室。实验数据显示，螺旋形压水室比环形压水室的效率个高，所以本次设 计的螺旋离心泵采用的是螺旋形压水室。 4.2 压水室的设计 压水室的设计要根据泵输送介质的特性来决定。 过去我国生产的老型号离心杂质泵几乎全是环形压水室，压水室各个断 面的水流速度不同，用环形压水室可减轻隔舌的磨损，但冲击损失较大，这 也是杂质泵水力效率很低的原因之一。为了增大效率选用螺旋形压水室，考 虑到离心杂质泵的特点，为了减少隔舌处的磨损，降低噪音，提高其寿命， 涡壳断面选择矩形，如图所示： 图 4-3 泵体断面图 螺旋形涡室俗称涡形体，其主要优点是制造比较方便，泵性能曲线高效 率区域比较宽广，车削叶轮后泵效率变化比较小，缺点是单涡壳泵在非设计 公况运转时产生不平衡的径向力。 在设计螺旋形涡室时，通常认为液体从叶轮中均匀流出，并在涡室中作 等速运动，涡室只起收集液体的作用，在扩散管中将液体的一部分动能变为 压能。 涡壳主要由两部分组成。即压水室和出水管。主要是压水室的设计，压 泵体断面图 19 水室的作用是以最小的水力损失将叶轮流出的高速水流引向吐出口，并且将 水流的一部分动能变为压力能。 压水室几何参数的确定： 1基圆直径 3 D ： 根据经验取 3 D =290 mm 2.涡室宽度： 3 B = 3 B 905 . 0 ) 100 (97.91 s n =134.57 圆整后得： =135mm 3 B 3.隔舌位置角： 0 = 0 s nln12 . 0 62.15 =15.62-0.12244.115ln =15.05 取 =15 0 从涡室出口中心线起反时针方向 0 4.隔舌位置出间隙： 0 S =（0.234-0.041 0 S 3 )lnDns =（0.234-0.041290)244.115ln =8.74 取 =9mm 0 S 20 5.涡室内轮廓线型线： 采用对数螺线： e 0 式中： 初始动径 0 动径角 角系数 根据边界条件求出=202.5 ，=1.910 ，根据公式计算各个断面 0 3 位置和距中心点的半径。结果列于下表： 表 4-1 各断面位置和中心点半径 断面 )( 0304590135 )(mm 202.5214.5220.6240.3261.7 180225270315360 285.1310.5338.2368.4401.3 6.压水室的壁厚 根据铸造要求，强度要求，由经验初步选取壁厚为 8mm。 4.3 吸水室的设计 吸水室是指泵进口法兰到叶轮出口的过程部分。吸水室的作用是将吸入 管中的液体以最小的损失均匀地引向叶轮。吸入室的水力损失比压水室相比 叫得多，但是吸入室中液流的流动状态直接影响叶轮中的流动状态。对泵的 效率有一定的影响，对泵的汽蚀性能影响也比较大。因此，对吸水室有如下 要求： 1.保证叶轮进口有要求的速度场，如：速度分布均匀，大小适当，方向符合 等。 2.吸水室内部分布均匀，方向符合等。 3.吸水室的类型主要有：锥形管吸水室、圆环形吸水室以及半螺旋形吸水室 等。 21 由于本次设计的是螺旋离心式水泵，省略设计洗入室。 第五章 轴向力及其平衡 水泵运转时，在其转子上作用一个很大的与轴心线重合的力叫做轴向力。 5.1 产生轴向力的主要原因 1.液体流入叶轮吸入口及从叶轮出口流出，其速度大小及方向都不相同，液 体动量的轴向矢量发生了变化，因此，由动量定理在轴上作用了一个冲力， 这个作用在叶轮上的力也是轴向力的一部分。 2.水泵叶轮前后盖板承受液体压力的面积大小不等，前后泵腔中的液体压强 分布也不相同，因此，作用于叶轮上的压力在轴向上不能平衡，造成了一个 轴向力，这个轴向力是轴向力的主要部分。 5.2 轴向力的计算 螺旋式叶轮可按半开式叶轮经验公式来近似计算轴向力，公式如下： HkdrF 111 2 式中： 圆心在叶片入口边上，并且与叶轮轮廓相切的圆的直径。 1 d =cm 1 d362/ )( 1 h dD k轴向力系数，查表得 k=1.63 圆心处的半径，=（mm 1 r 1 d 1 r904/ ) 21 DD 液体重度，=2650kg/m3 故： 26501363 . 1 036 . 0 09 . 0 14 . 3 2 1 F =1143N 5.3 轴向力的平衡方法 1利用对称性，平衡轴向力从分析对称形状的双吸叶轮可知，它相当 于两个单吸叶轮并联工作，这种叶轮轴向力是自动平衡的这个办法广泛的 22 应用于单吸两级悬臂泵，涡壳式多级泵以及立式多级泵上 2改造叶轮，以减少或平衡轴向力用改变叶轮形状的办法，降低叶轮 背面压力，达到平衡或者减少轴向力的目的 3采用专门的平衡装置，如平衡鼓装置，平衡盘装置 4对于单级小型轴向吸入泵轴向力不太大，一般采用径向止推轴承来平 衡轴向力，但有时考虑受径向力作用，可采用圆锥滚子轴承来承担 5采用平衡孔，使后泵腔的下部与叶轮的吸入口相连，使两面压力相同， 但不能完全平衡轴向力这种平衡轴向力的方法存在以下两个缺点：（） 泵的泄露量大，因此降低了泵的效率 （）液体流入叶轮时的速度不均匀， 因而降低了叶轮的水力效率 综上所述，该泵的轴向力较大，如果采用均压孔来平衡轴向力，不但水 力效率降低，又会因固体颗粒渗入填料箱或串到背叶片内，从而加速了叶轮 填料及轴的磨损，综合以上两种方式，采用单列圆锥滚子轴承平衡轴向 力因为这种轴承可以同时承受较大的轴向力和径向力 第 6 章 主要通用零部件的选择 6.1 正确选用主要通用零部件的重要性 现代大部分机械设备中有相当部分是通用零部件。也就是说通用零部件 对于现代机械来说，是非常重要的也是必不可少的部分。 通用零部件关系着机械产品的加工制造效率和经济效益。因为合理的通 用零部件的选择可以方便产品的组装和使用后的维修工作。特别是标准化后 的零部件对于主要零件的设计、标准件的选购以及方便用户使用维修方面更 是具有非常重要的意义。 6.2 轴封结构的选择 6.2.1 离心泵常用的填料 1. 用石墨或黄油侵透的棉织调料，用于低压离心泵输送常温清水。 2. 石墨侵透的石棉填料，在中等温度及压力下使用。一般输送液体的温度低 于 250，压力小于 10kg/cm ，最大压力不小于 18kg/cm2。最高温度为 2 400。 6.2.2 填料密封结构尺寸的确定 23 在已知轴径或轴套直径后，可按水泵行业标准选用填料压盖，填料套， 填料环，长扣螺栓和螺母等。填料可取 46 圈，如果没有行业标准，填料函 的主要结构尺寸可按下列步骤确定。 图 6.1 填料函结构 1填料宽度 S（mm） S（1.41.8）d 式中： d轴或轴套直径 所以： S=（1.01.8）56 =7.513.5 取 S=9mm 2填料高度 H（mm） 当液体压力 P10kg/cm 时 2 H=（57）S =4563 取 H=49mm 3填料压盖高度 h（mm） h=（23）S =1827 取 h=25mm 4压入填料函体内的填料压盖长度 b（mm） b=（0.51）S =4.59 取 b=9mm 24 5填料压盖螺栓长度 L 应保证在填料函体内装满填料时不需加盖就就能拧上螺母。 6填料压盖螺栓直径 d 可按下表选取： d 表 6.1 螺栓直径系列 轴或轴套外径20253035407580100 螺栓直径M6M8M10M12 所以螺栓直径选取为= M10 d 7填料压盖厚度 a（mm） a=（0.71.0） d =710 取 a=7mm 6.2.3 填料密封的安装技术要求 1切割填料时，最好将它绕在与轴外径相同的圆棒上切割，以保证尺寸准确 和切口平行、整齐、无松散的石棉线头，并成 30 度角。装填料时填料接头必 须错开，一般交错 120 度。 2在安装时应注意使填料对准水封环，以免填料添死水封环，使水封失去作 用。 3在液体温度超过 105或吸入压力大于 8kg/cm 时，对填料函体应进行冷 2 却，并采用水冷填料压盖。 4为保证填料函的密封性能，对填料函应进行水封，一般用自来水或从泵吐 出口引水即可。 由于此次设计的为离心式固液两相泵，为防止泄露现象出现，轴封水经计 算得 3bar。 6.3 轴承部件的选择 轴承是支撑离心泵转子的部件，承受径向和轴向载荷，在离心泵中应用 较多的是滚动轴承。 滚动轴承的优点是：轴承磨损小，轴或转子不会因轴承磨损而下沉很多。 轴承间隙小，能保证轴的对中性，互换性好，维修方便，磨损系数小，泵的 启动力矩小，轴承的轴向尺寸小，缺点是担负冲击的能力较差，在高速时易 有噪音，安装要求准确，滚珠的工作能力随滚珠分离圈线速度的增加而减小。 25 总的来说，滚动轴承的优点远远超过缺点，所以，逐渐在各种机械中广 泛使用。 1轴承的润滑及结构选择 由于设计选用的轴承必须能够同时承受轴向载荷和径向载荷，故选用向 心推力轴承，经计算拟选单列圆锥磙子轴承。 滚动轴承能否正常工作，与轴承的润滑情况密切相关，一般来说，被输 送介质在 80以下，转速在 2900r/min 以下的泵，可以采用脂润滑，此次设 计的离心泵转速为 1450r/min，常温下输送介质，故采用脂润滑，润滑脂选用 锂基润滑脂 SY1412-75 的 2 或 3 。 # 2轴承安装时应注意的几个问题 （1）与内圈一起旋转的轴，一般采用过渡配合，js6，k6。 （2）安装时预热轴承内圈不允许超过 120。 （3）装轴承处的轴面最好淬火处理，以免拆卸时将轴擦伤。 （4）与外圈配合的轴承体可采用过渡配合或间隙配合。 第 7 章 V 型带的传动设计 带传动由主动轮、从动轮和张紧在两轮上的挠性带组成。当主动轮旋转 时，依靠带和轮间的摩擦来拖动从动轮一起转动，并传递一定的动力。 7.1 主要特点及应用 优点：1 结构简单，价格低；2 传动平稳，无噪声；3 能缓冲，吸振和过 载保护；4 中心距范围广。缺点是：1 摩擦型带传动不能保证准确的传动比， 效率低；2 会产生较大的压轴力；3 使用寿命较短。 在近代机械中，带传动应用广泛，尤其是在中小功率电动机与工作机之间的 动力传递中，最为常见。带的工作速度一般为 525m/s，使用高速环形胶带 时可达 60m/s，使用棉纶片复合平带时可高达 80 m/s。胶帆布平带传递功率 小于 500KW，普通 V 带传递功率小于 700KW。 7.2 带型的选择 由于此次设计的螺旋离心泵主要从事的是野外工作，所以原动机选择的 是柴油机，菜油机和泵轴的连接选择用 V 带传动有两个方面的考虑：1 方便调 速 2 当泵发生堵塞时，V 型带可以打滑以防止损坏柴油机。 由于所选柴油机转速r/min 和柴油机计算功率 12.02KW，由2200 n 26 机械设计手册中册图 8-1 初选胶带为 A 型。 小带轮直径： 1 D 由表 8-6 和表 8-12 选择=100mm 1 D 大带轮直径： 2 D = 2 D n nD 1 )1 ( = 1450 2200100 )05 . 0 1 ( =144mm 式中： 比例系数，取=0.05 计算带长： 122 2 144100 2 21 DD Dm 22 2 100144 2 12 DD 取中心距 a： a=500mm 带长 L： L= a aDm 2 2 = 500 22 500212214 . 3 2 =1384.05 取基准长度 =1400mm d L 求中心距和包角： 中心距 a： 22 8 4 1 4 ）（ m m DL DL a a= 22 22812214 . 3 1400 4 1 4 12214 . 3 1400 ）（ 27 =508mm 小带轮包角： 1 = 1 60180 12 a DD = 60 508 100144 180 =174.8 120 求带根数： 带速 V： 100060 11 nD V 100060 220010014 . 3 =11.45m/s 根数 Z： La c KKPP P z )( 00 式中： 计算功率 12.02KW c P 包角系数，查表 13.10 得 0.98 a K 长度系数，查表 13.11 得 0.96 L K 单根 V 带的基本额定功率，查表 13.4 得 2.8KW 0 P 单根 V 带的基本额定功率的增量，查表 13.6 得 0 P 0.24KW 所以 96 . 0 98 . 0 )24 . 0 8 . 2( 02.12 z 取 z=4 根 求轴上载荷 张紧力： 0 F 28 = 0 F 2 1 5 . 2 500qv Kzv pc =500 2 45.111 . 0 1 98 . 0 5 . 2 45.114 02.12 =216.6N 轴上载荷： Q F = Q F 2 sin2 1 0 zF = 2 8 . 174 sin 6 . 21642 =1731N 第 8 章 离心泵主要零部件的强度计算 离心泵的主要零部件在设计的时候需要进行强度计算以满足运行和安全 要求。在螺旋离心泵中，需要进行强度计算的零部件主要有：泵体，泵轴和 轴承。 8.1 泵体的强度计算 涡室是离心泵中较大的零件，并承受高压液体作用。所以，涡室应有足 够的强度和刚度，本次设计的螺旋离心泵的泵体强度计算是校核涡室的壁厚， 计算公式如下： H H Q SS cg 式中：S涡室厚度 cm 许用应力（kg/cm2） ，铸铁 100150 （kg/cm2） ，铸钢 200250 kg/cm2。 涡室当量壁厚， cg S 29 = cg S2 . 70084 . 0 1545 s s n n =2 . 7244.1150084 . 0 244.115 1545 =21.57 S= 200 13 13 3600/80 57.21 =0.58cm 所以设计时选用 MT-4，壁厚为 8cm，满足强度要求。 8.2 泵轴的校核 校核过程如下： 受力简图如下： A B Y BY BX G 280 图 8-1 受力简图 已知： 叶轮自重，经估计=180 N G F G F V 带泵轴的拉力，=1012.2 N L F L F T 泵轴传递的扭矩，T=49.7 N.m 计算支撑反力： 水平面反力： N 234 200 260180 AX F N 414180234 BX F 垂直面反力： N 3 . 607 200 120 2 . 1012 AY F N 5 . 1619 2 . 1012 3 . 607 BY F 画弯矩图： 水平面弯矩图： 30 A B .m 图 8-2 水平面弯矩图 垂直面弯矩图： AB 46800 .m 图 8-3 垂直面弯矩图 合成弯矩图： AB .m 46800 .m 图 8-4 合成弯矩图 画转矩图： T=49700Nmm 转矩图： AB 49700 .mm 图 8-5 转矩图 许用应力： 许用应力值： 用插值法由表得Mpa, Mpa 5 . 102 0 b 60 1 b 应力校正系数： 31 59 . 0 5 . 102 60 0 1 b b 画当量弯矩图： 当量弯矩： 在 A 点： 22 )( TMM = 22 2932391098 =95701 N.mm A 点处轴径:50 mm 轴径: =25.250 mm 3 3 601 . 0 95701 1 . 0 M dA 轴钢度校核: 由实践经验公式,单级悬臂泵比 t/l1.01.5 就不会有问题. t/l=260/200=1.31.5,故钢度可满足要求. 8.3 轴承的校核 查表得 30210 轴承的主要性能参数如下： N, N, 3 10 2 . 75 r C 3 1092 or C42. 0e r/min4300, 8 . 0, 4 . 1 00 NYY N 2 . 1486234 7 . 1467 2222 AYAX rA FFF N615414455 2222 BYBX rB FFF B r rB 32 图 8-6 受力分析图 寿命计算： 附加轴向力： N531 8 . 2 2 . 1486 2 Y F F rA SA N 7 . 219 8 . 2 2 . 615 2 Y F F rB SB 轴承轴向力： SA FN 7 . 2540FF 2350NF SB 故轴承 A 被压紧， N531 1 SA FF N 7 . 2540 2 FFF SB X/Y 值： 6 . 14 . 0.7 . 1 2 . 1486 7 . 2540 6 . 14