离心式注水泵设计

精品资料，值得下载学习！ 1 概 论 研究的背景和意义 油田注水系统是油田能耗大户，也是油田投资的主要领域之一，因此开发高效注水设备，提高现有注水系统运行效率，对于降低油田生产成本具有重要意义。 早期注水是提高油田采收率的有效方法，通过人工注水可以提高地层压力，使油层具有强有力的驱油条件，保持较高的油层压力，有效克服各种阻力，达到长期稳产高产，而高压注水泵在注水工艺中起着重要的作用。 在油田开发后期采用油层注水，以保持油层压力，从而提高原油产量。随着钻井深度的增加，注水油层也不断加深。近几年来国内各大油田的部分注水单井 或区块高压欠注问题日趋突出，促使人们逐渐认识到发展增压注水工艺的必要性。因此，增压注水泵的发展十分迅速，到目前为止，增压注水泵已初步形成离心式和往复式两大类。 本设计的目的 高压注水泵是油层注水过程中的必需设备， 而高压注水泵一般用高压柱塞泵和高压离心泵，但是高压柱塞泵有可靠性差以及出口脉冲的缺点，同时随着石油工业的发展，油田注水量日趋增加 ， 而且还在逐年增长 中 ，排量小的柱塞泵已不能满足要求，所以，油田采用比较多的还是高压离心水泵。 我国 使用离心式注水泵的主要有大庆油田和胜利油田 ，在注水泵中所占比例达 50%左右。 目前，我国用于注水的电耗占油田全部耗电量的 30%以上，而使用的离心式注水泵型号繁杂，部分效率偏低，与国际水平仍有相当差距。因此，迫切需要建立起国产离心式注水泵的系列型谱，研制出具有国际先进水平的产品，并对现有离心式注水泵进行技术改造，提高其运行效率，以满足石油工业发展的需要。 泵的发展展望及国内外现状 从目前国内外 泵的 发展情况和生产 需求 对 泵技术 提出的要求看，在今后一段时期内，它的主要发展 展望 可以概括为以下的几个方面 ： (1) 注意发现和开发新领域用泵 ; (2) 先进技 术结合实际开展试验研究 ; (3) 树立精品意识，重视标准化、通用化 ; (4) 重视关键技术和关键产品的研究与开发 ; 国外情况 泵是伴随着工业发展而发展起来的。 19 世纪时，国外已有了比较完整的泵的型式和品种，并得到了广泛的应用。国外泵技术水平比较高的国家有美国、日本、荷兰等。美国多为高扬程、大流量的灌溉泵，日本和荷兰的多为低扬程、大流量的排水泵。 在国外，泵的技术发展迅速，美国的 司、德国的 本精品资料，值得下载学习！ 的 都生产研究出高性能的泵；在工艺设备上，国外大型泵零件的加 工大多采用数控加工或专机加工，不论批量的大小，专用工装、工夹使用都较多，这样大大提高了大型泵的制造质量； 在新技术的应用上，泵水力设计与绘型软件逐渐代替了人工计算和绘图，大大提高了设计的效率。 国内情况 我国离心泵产品图样的来源可分为联合设计引进自行开发等几种。 1联合设计产品 以沈泵所为主的研究单位，在 20 世纪 60 至 80 年代，组织有关泵厂进行了多种离心泵的联合设计。这些产品当时都是国内的主导产品，至今仍在生产，但是有些产品的结构（造型）性能指标比较落后，应该逐步用新型产品替代。 2引进产品 80 年代以前我国引进的泵技术很少，到改革开放初期，大量从国外引进泵技术，并随着外国泵公司以合资或独资的形式陆续进入我国，也带进了一些新的泵产品技术。引进的这些泵产品，技术比较成熟，性能比较先进，对推进我泵技术的发展起了重要作用，成为我国泵产品的主体，至今仍大量生产。其中有的产品在结构或性能方面也存在问题，应进一步改进。 3外国在华合资（独资）泵企业的产品 这些产品的质量大都比国内产品好，尽管价格高，但销售情况很好。 4自行开发产品 这些产品大部分通用化、标准化程度不高，性能也有待 进一步提高。 由于引进产品和 著名企业的进入，我国离心泵的生产能力显著提高。同时以 主的新技术广泛应用，数控机床加工技术的不断提高，以及近年计算流体动力学（ ,简称 问世，为离心泵的设计和制造提供了新的思路和手段。 目前，国内较先进的泵型主要有 等 列新型离心注水泵，已在大庆胜利等油田推广使用。但是 ,各油田泵效平均水平相差较大 ,与国外先进水平相比还有一定差距。 调研表明，我国离心式 注水泵目前仍存在泵效低寿命短检测手段落后和“三化”（即标准化、通用化、系列化）程度差等问题。因此，必须重视关键技术和关键产品的研究与开发，树立精品意识，重视“三化”问题，推进我国离心泵技术的发展。 精品资料，值得下载学习！ 2 结构方案的确定 注水泵的选择 本设计是油田用的注水泵，现今普遍采用的高压泵有两种，即离心泵和柱塞泵。 从压力来说单级离心泵无法满足本设计的要求，但可通过多级组合来实现。柱塞泵能满足这一要求，但从流量上来讲柱塞泵通过多缸组合才能满足设计要求，而离心泵采用单叶轮的流量即可。 从结构上分析，离心 泵即使采用多级组合也有体积小，质量轻等优点，而柱塞泵则（多缸的话）其体积大，重量大。 从性能上来说。离心泵可采用现在较为流行的机械密封，故其泄漏小，效率较高，而柱塞泵泄漏严重，特别是在高压下，且其传动机构在高压下工作性能不大稳定。 从介质上分析，本设计疏松的介质为清水，对两种泵都较合适，但相对柱塞泵来说其泄漏要大些。当然如果输送粘度较大或杂质较多的介质（如泥浆），油田上还是多用泥浆柱塞泵。 综上分析及参阅的相关资料和指导老师的建议，本设计最终选择分段式多级离心泵为设计对象。 零部件的选择 离心泵结 构型式虽然多种多样，但其工作原理基本上是相同的。 主要零部件有泵壳，叶轮，泵轴，吸入室，压出室，密封环，轴封结构，轴向力平衡机构，联轴器。本设计中的多级离心泵还有平衡管，滑动轴承，温度计等辅助装置。 在多级离心泵中，其主要零部件的结构和功能基本上相同，本设计中多级离心泵的主要零部件的具体选择如下： 叶轮的选择 离心泵是通过叶轮对液体做功的，叶轮的好坏将直接影响到泵的性能，所以在整个设计过程中叶轮的设计是非常重要的。 用于离心泵的叶轮的形式主要有封闭式，半开式和开式。 本设计中选用比较常见的单吸 式封闭叶轮。 轴封结构的选择 在泵轴伸出泵体处，旋转的泵轴和固定的泵体之间有轴封机构。离心泵的轴封机构有两个作用：减少有压力的液体流出泵外和防止空气进入泵内。 离心泵中常用的轴封结构有：有骨架的橡胶密封，填料密封，机械密封和浮动环密封。 而石油机械中常见的密封有填料密封和机械密封两种。 精品资料，值得下载学习！ 填料密封具有结构简单，成本低等优点，但填料密封是靠将填料紧压在密封室内，使其包紧泵轴来达到密封的，因此其摩擦及磨损都非常严重，功耗也较大，密封性能较差，寿命较短，而且需要经常拧紧压盖，更换填料，因此对于密封要求 较高或密封介质压力较高时，填料密封一般情况下不宜采用。 机械密封是靠一组研配的端面而形成密封的，所以机械密封又称为端面密封。机械密封的种类很多，但其工作原理基本相同。 机械密封的特点是：将容易泄漏的轴向密封改成泄漏的静密封和端面径向接触的动密封，与填料密封相比，其主要优点是泄漏量少，一般为 10ml/h，泄漏量仅为填料密封的 10%；寿命长，一般可连续使用 1 2 年；对轴的精度及表面粗度要求相对较低；对轴的振动敏感性相对较小；而且轴不受磨损，机械密封的功耗少，约为填料密封的 10% 50%；可靠性高，但其造价也高， 对密封元件的制造要求及安装要求也高，因此多用于要求较为严格的场合。 根据本设计中的泵参数及上面的分析比较，并考虑其可靠性及经济性后决定，本设计采用机械密封。 其具体结构形式见装配图中泵轴两端。 冷却系统的选择 密封系统的冷却冲洗的目的在于使机械密封散热、降温、润滑和洗涤，以改善其工作环境，提高密封技术的应用水平和扩大其应用领域，减少故障，降低能耗，延长其使用寿命和泵的维修周期，为工厂的安全生产提供安全保证。 机械密封在运转过程中是个热源，其热源来源于动静环的摩擦热，旋转元件在密封介质中的搅拌热 ，辅助元件的震动及摩擦热，这些热量会使密封腔中热量升高，尤其是摩擦副端面的摩擦热会直接影响到密封件的使用性能，采用冲洗法可使密封腔中的热量随这些冲洗液而带走。 密封中冲洗的方式及选择： 机械密封的冲洗方式有很多种，常见的有以下三种： （ 1）自冲洗和它冲洗。利用密封介质本身做冲洗液，由泵出口经孔到密封腔，如果介质本身不宜做冲洗液，如黏度高的介质，可选用与介质相溶的介质做冲洗液，进行它冲洗。 （ 2）外冲洗和内冲洗。外冲洗是在摩擦副外压下进行冲洗，其作用是对密封的泄漏进行稀释；内冲洗是在摩擦副内侧进行冲洗，其 作用是带走摩擦副产生的热量及工作过程中产生的析出物防止介质结晶、沉积。 （ 3）循环冲洗。在密封腔的附近轴上设一个小叶轮，借助小叶轮可将腔内的介质进行循环，带走其热量，此种方式虽然结构较为复杂，但与其他方式相比较，因为循环冲洗带走的热量与机械密封在运动中产生的热量相平衡，可以有利于节省能量的损耗。 精品资料，值得下载学习！ 本设计中采用的是自冲式密封，即选用介质本身做冲洗液，这种冲洗方式的特点是： （ 1）密封为静止式平衡型，旋转环可用硬质材料，补偿环可用软质材料并采用满足高 的材料组对。 （ 2）选择合理的密封环几何形状和支撑点使 其具有足够的截面厚度。 （ 3）对冷却冲洗做了周密的考虑，摩擦副被均一地冷却，抑制了密封件的热变形。 轴向力平衡机构的选择 泵在运转中，转子上作用着轴向力，该力将拉动转子轴向移动。 双吸叶轮由两个轴向对称的叶轮构成，轴向力相互平衡，所以不存在轴向力，但是单吸叶轮不具备像双吸叶轮那样的对称性，作用在叶轮两侧的压力不等，存在着轴向力。 对于多级离心泵来说，轴向力很大，有时可高达数万牛顿，这么大的轴向力将使泵的转子与静止的部件接触，造成损害，所以在设计中必须想办法平衡掉此轴向力。 常见的用于平衡此轴向力 的方式有以下几种： （ 1）叶轮的对称布置。 这种对称布置平衡轴向力的方法简单，但增加了外回流管，使得泵壳笨重而且级间的泄漏量增加，同时这种方法不能完全抵消轴向力，还必须装设推力轴承来平衡掉残余的轴向力。 （ 2）采用平衡孔的方式。 这种平衡装置方法简单可靠，并且减少了轴封压力，但增加了泄漏量，降低了泵的容积效率，同时从平衡孔中流入的流体与吸入口处的流体流向相反，彼此撞击而产生旋涡，破坏了流体速度的均一性，降低了泵的流动性能，但这种方式亦不能完全平衡此轴向力。 （ 3）背叶片。 这种方式是根据作用在叶轮后盖 板的流体压力值随着背叶片间流体的旋转角度的增加而下降的原理提出的，常用于杂质泵。它除了能平衡轴向力外，还能阻止杂质进入轴端密封，提高轴端的使用寿命，但这种方式要消耗一定的功率，降低泵的整体效率。 （ 4）平衡鼓。 平衡鼓是装在末级叶轮后的一圆柱体。平衡鼓前面的压力接近于末级叶轮的排出压力，而平衡鼓后面的压力等于吸入室中的压力和平衡管中的阻力损失之和，这个压力差值就是作用在平衡鼓上的平衡力。这种平衡方式在泵起停其他运行条件发生变化时，不会发生平衡装置动静部分的磨损及咬合现象，所以其运行时安全可靠的，但由于轴向 力的计算不可能完全符合实际，且泵运行时可能会发生工况变化，而平衡鼓不能调整平衡力以适应轴向力的变化，所以平衡鼓只能平衡掉轴向力的 90% 95%，其精品资料，值得下载学习！ 余的轴向力需由止推轴承来承受，这种方式被广泛应用于多级离心泵。 所以本设计采用平衡鼓方式，另外常用的平衡方式还有平衡盘及平衡鼓和平衡盘的混合使用，其原理和平衡鼓的差不多，这里就不再分别叙述了，需要的话可以参考离心泵设计基础一书。 轴承部件的选择 轴承是支承离心泵转子的部件，承受径向和轴向载荷。根据轴承结构的不同，可分为滚动轴承及滑动轴承两大类。 （ 1）滑动轴承。 滑动轴承在较大的冲击载荷下工作可靠，平稳无噪音，因有润滑作用的油层而使其具有吸震的能力，其缺点是结构复杂，零件较多，体积较大，故多用在高转速大型离心泵上。 （ 2）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的磨损而下降很多；轴承间隙小，能保证轴的对中性；互换性好，维修方便；摩擦系数小，泵的启动力矩小；但其承受冲击载荷的能力差，在高速时易产生噪音，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少。不承受轴向力或承受部分轴向力，转速一般在2950下，轴径在 100下的轴承均可采用滚动轴承。 综合上述分析及设计参数进行比较后决定，本设计选择滑动轴承，其具体结构见装配图轴端部分。 联轴器的选择 联轴器是使泵轴与原动机轴互相连接并传递功率的部件，泵通常是用联轴器直接与电机连接的。 常见泵使用的联轴器多为挠性联轴器，其优点是能补偿电机轴与泵轴的相对位移，缓和冲击，降低对联轴器安装的对中性要求，可改变轴泵的自振频率和避免发生危害性振动等。 离心泵轴常用到的挠性联轴器有：弹性柱销联轴器，爪型弹性联轴器和膜片联轴器三种。现今分别叙述如下： （ 1）弹性柱销联 轴器： 弹性柱销联轴器以柱销与两半联轴器凸缘相连，柱销的一端以圆柱面和螺母于半联轴器凸缘上的锥型销孔形成固定配合，另一端带有弹性套，装在另一半联轴器凸缘的柱销孔中，弹性套用橡胶制成。 弹性柱销联轴器的特点是结构简单，安装方便，更换容易，尺寸小，重量轻，传动的扭矩大，其在水泵行业的标准代号是 最大许用扭矩为 大轴径为 150 （ 2）爪型弹性联轴器： 精品资料，值得下载学习！ 爪型弹性联轴器的特点是体积小，重量轻，便于加工制造，结构简单，安装方便，价格低，其在水泵行业的标准代号是 最大许用扭矩 为 大轴径为50在小功率和轴径不太大的泵上广泛使用。 （ 3）膜片联轴器： 膜片联轴器采用一组厚度很薄的金属弹簧片制成各种形状，用螺栓分别于主从轴上的两半联轴器连接而成，其特点是不需要润滑和维护，抗高温及抗不对中性性能好，可靠性高，传动的扭矩大，但其结构复杂，造价高。 从以上的分析并结合设计的要求可看出，爪型弹性联轴器传递的功率太小，不能满足要求，弹性柱销联轴器传递的扭矩太小也不能满足要求，且从可靠性和使用寿命上可看出在本设计中使用膜片联轴器较为合理，而且这种联轴器在水泵业中的使用率也成上 升趋势。 精品资料，值得下载学习！ 3 泵的基本参数与基本方案的确定 泵的基本设计参数 流量 Q=1000m3/h 扬程 H=1600m 转速 n=4500率 = 0m 介质温度： 60 介质相对密度 =基本方案的确定 确定比转数及级数 根据比转数公式有 343 n 3 1） 而对于多级单吸式泵，一般只以其一级的压头来计算比转数，则 343 n 式中 K 叶轮级数，取 K=5，则 343 . 6 5 4 5 0 0 1 0 0 0 / 3 6 0 0n 1 1 5320s故采取 5 级泵作为设计对象。 泵进出口直径的确定 根据离心泵设计基础，可知泵的入口流速一般为 m/s 左右。一般来说，低压泵的进口直径和出口直径是相等的，但是在压力较高或泵较大时，出于对管路系统投资经济性的考虑，常取泵出口直径小于进口直径，压力越高，差值越大。一般取 1 0 所以有： 4s v （ 3 2） 4 1 0 0 0 3 6 0 03 350 精品资料，值得下载学习！ 0 . 7 0 . 7 3 5 0 2 4 5 （ 3 3） 式中进口直径 出口直径 泵的实际进口流速 24s （ 3 4） 24 1 0 0 0 3 6 0 0 m/s 泵的实际出口流速 0 24 （ 3 5） 24 1 0 0 0 3 6 0 0 m/s 比较知，不需要再调整泵进口直径。 泵效率的初 步计算 （ 1） 容积效率： 231 =1 + 0 . 6 8 n （ 3 6） =（ 2） 水力效率： 22n + 970sh s （ 3 7） =（ 3） 机械效率：假定轴承机械密封损失为 2% = 0 . 0 2 2 % （ 3 8） =此泵的总效率为 = v h j （ 3 9） = 0 . 9 7 3 0 . 9 2 0 . 9 0 0 . 8 0 6 与设计要求 比，可知满足效率要求。 精品资料，值得下载学习！ 轴功率的计算 有效功率： 30e （ 3 10） 331 . 0 1 1 0 9 . 8 1 6 0 0 1 0 0 0 / 3 6 0 0= 10 功率： （ 3 11） 0= 配套功率： N （ 3 12） 31 3 式中 K 为工况变化系数，取 K= 原动机的选择 根据以上的计算结果和设计要求中的转速，本离心泵采用定做电机，泵转速为1500r/后用三级开速至 4500r/率为 7000 泵最小轴径的确定 轴径和轮毂直径的确定 ： 扭矩9 . 5 5 1 0n NM n （ 3 13） 33 6 . 8 1 09 . 5 5 1 04500 =品资料，值得下载学习！ 最小轴径 d 3d= 0.2 （ 3 14） 这里选择轴的材料为 35其 70 33 61 4 . 4 3 1 1 0 . 1 0 0 50 . 2d d=100步确定安装叶轮处轴径为 150毂的直径1 （ 3 15） 1 . 2 1 . 4 1 5 0 180 210 190品资料，值得下载学习！ 4 叶轮的水力 设计 叶轮主要参数的确定 叶轮尺寸的确定主要有速度系数法和相似换算法，在本泵设计中采用速度系数法。它和相似换算法在实质上是相通的，其差别在于模型换算是建立在一台相似泵基础上的设计，而速度系数法是建立在一系列相似泵基础上的设计，是按相似的原理，利用统计系数计算过流部件的各部分尺寸。 初定叶轮主要尺寸 叶轮进口当量直径 30D e QK n （ 4 1） 3 1 0 0 0 3 6 0 04 . 4 1 0 0 04500 174 中0轮进口直径 220 D + （ 4 2） 221 7 4 1 9 0 0 260D 轮出口直径 2129 . 3 5100 （ 4 3） 121159 100 2 32 （ 4 4） 31 0 0 0 / 3 6 0 08 . 7 1 94500 =345轮出口宽度 精品资料，值得下载学习！ 2560 100 （ 4 5） 561150 100 2 32 （ 4 6） 31 0 0 0 / 3 6 0 00 . 7 1 94500 =28据参考资料离心泵与轴流泵原理及水力设计，预先设叶片进口角1 20，而取叶片出口角2 25。现在尚无确定叶片数的准确方法，对于 6 0 2 5 0的泵，一般取 6 片。根据其表 5 2，叶片数 Z 取 6 精算叶轮出口直径 叶片出口排挤系数 2222 c t g 1 1 +s i n K t （ 4 7） 假定2 =82 90， 而221 ,则 22 6 8 c t g 2 51 1 +3 4 5 s i n 9 0K 理论扬程 H=4 8） 1600 / 5= =叶轮修正系数 2 = a 1 + 60 （ 4 9） 精品资料，值得下载学习！ 对于导叶式压出室， a=5 = 0 . 6 1 + = 0 . 8 560 静力矩 20 （ 4 10） 222012 222018 =滑移系数 22 （ 4 11） 210 . 3 4 5 20 . 8 5 0 . 6 5 66 0 . 0 0 6 4 2 8 无穷叶片数理论扬程 H 1 + （ 4 12） 1 0 . 6 5 6 3 4 7 . 8 m 出口轴面速度 2 2 2 2m b K （ 4 13） 1000 3 6 0 0 0 . 9 7 3 0 . 3 4 5 0 . 0 2 8 0 . 9 0 =s 出口圆周速度 2222 + + 2 g t g （ 4 14） 2 1 0 . 4 6 1 0 . 4 6+ + 5 2 2 5 T gt g t g =s 精品资料，值得下载学习！ 出口直径 22 60uD n （ 4 15） 38 7 6 0 104500 =3712 371D 行第二次计算 叶片出口排挤系数 2222 c t g 1 1 +s i n （ 4 16） 26 8 c t g 2 51 1 +3 7 1 s i n 9 0 出口轴面速度 2 2 2 2m b K （ 4 17） 1000 3 6 0 0 0 . 9 7 3 0 . 3 7 1 0 . 0 2 8 0 . 9 0 4 =s 出口圆周速度 2222 + + 2 g t g （ 4 18） 2 9 . 6 8 9 . 6 8+ + 5 2 2 5 T gt g t g =s 出口直径 22 60uD n （ 4 19） 38 6 6 0 104500 =366对误差为 精品资料，值得下载学习！ 3 7 1 3 6 6 1 0 0 % 1 . 3 % 2 %371 可以确定以 371为叶轮的出口直径 确定叶轮的各参数 以2 371D 确定叶轮的各参数 出口圆周速度 22 6 0 1 0 0 0 （ 4 20） 371 =s 叶片出口排挤系数 2222 c t g 1 1 +s i n （ 4 21） 26 8 c t g 2 51 1 +3 7 1 s i n 9 0 出口轴面速度 2 2 2 2m b K （ 4 22） 1000 3 6 0 0 0 . 9 7 3 0 . 3 7 1 0 . 0 2 8 0 . 9 0 4 =s 出口圆周速度 2 2u（ 4 23） =s 无穷叶片出口圆周速度 2 2H T gV u （ 4 24） 精品资料，值得下载学习！ =s 叶片进口直径 0 1 1D K D（ 4 25） 这里取1 1K，则01260片进口轴面速度 02204dv （ 4 26） 2210003 6 0 0 0 . 9 7 3 4 0 . 2 6 0 . 1 9 =s 叶片进口处绝对速度，一般情况下可取10对抗汽蚀性能要求高的泵可取 100 0 ， 这里取 （ 4 27） =s 叶片进口宽度 1 11V （ 4 28） 1000 3 6 0 0 2 6 0 9 . 6 3 =1 40b 片出口处圆周角速度 11 60 （ 4 29） =s 叶片入口轴面速度 1 11 （ 4 30） 1 叶片入口排挤系数，取1 = m =s 精品资料，值得下载学习！ 叶片入口安放角度 1111 （ 4 31） 1叶片出口处圆周分速度，由吸入室（多级泵的反导叶出口角）的结构确定 液流无涡旋进入时 1 1 1 . 5 6 0 . 1 8 8 7 96 1 . 2 3 1 1 液体进入叶轮相对速度液流角 11 + （ 4 32） 1为冲角，通常范围为 3 15 ，这里取 9 1 1 0 . 6 9 + 9 1 9 . 6 9 取1 20叶片厚度计算 2 1 （ 4 33） K 经验系数，与材料和比转数有关，根据离心泵设计 基础表 8取为 5 单级扬程（ m） Z 叶片数 2D 叶轮外径（ 这里取 S=8轮出口绝对速度和圆周速度的夹角 1 222 （ 4 34） 1 取 2 14液流出口叶轮的绝对速度 222 2 2 + V （ 4 35） 223 9 9 + 精品资料，值得下载学习！ =s 校核1111 1s i n （ 4 36） 26068260 s i n 2 0 相对误差为 1 . 2 3 6 1 . 2 1 0 0 % 3 %1 . 2 原来所取1 =比较两者相差不大，故不再更正了。 精品资料，值得下载学习！ 5 吸入室与压出室的设计 吸入室的选择 吸入室是指泵进口法兰到叶轮入口前泵体的过流部分。吸入室中的水力损失要比压出室中的水力损失小很多，因此，与压出室相比，吸入室的重要性要小一些。尽管如此，吸入室仍是水泵中不可缺少的 部件，而且，在设计中对吸入室绝不可掉以轻心，这是因为吸入室设计的好坏，直接影响到水泵汽蚀（空穴）性能。因此，设计吸入室时，要在水力损失最小的条件下保证： 1）为了创造在设计工况中，叶轮内稳定的相对运动，沿吸入室所有断面的流速必须尽可能均匀地分布； 2）将吸入管路内的速度变为叶轮入口所需的速度。 吸入室主要有三种结构型式：锥形管吸入室、环形吸入室和半螺旋形吸入室。 本设计中采用环形吸入室。此吸入室各轴面内的断面形状和尺寸均相同。其优点是结构简单，紧凑。其缺点是存在冲击和旋涡，并且液流速度分布不均匀。可在吸入室中加 入隔板，这样可以降低液流的斡旋，改善其吸入性能。主要应用于节段式多级泵中。 压出室的设计 对多级泵来说，压出室是指叶轮出口到泵出口法兰（对节段式多级泵是到次级叶轮进口前，对水平中开水泵则是到过渡流道之前）的过流部分。压出室是泵的重要组成部分，并且和叶轮一样，是任何一个叶片式泵都不可缺少的构件。液体从叶轮中流出来的速度是很大的但液体进入下一级叶轮（或进入压水管道中）又要求其速度降到叶轮入口要求的速度。因此，在离心泵中压出室要在水力损失最小的前提下完成以下任务： （ 1） 为在叶轮内形成稳定的相对运动（使用动量 矩方程研究叶轮和液体相互作用力矩的唯一限制）的条件，必须保证液体在压出室内的流动是轴对称的； （ 2） 把从叶轮流出的高速度液体收集起来，并将液体的大部分动能转换为压力能，然后，输送到压出管路或送到下一级叶轮入口，而且在能量转换过程中不能破坏液流在压出室中的轴对称流动； （ 3） 流出叶轮的液体，具有很大的速度环量，而液体进入次级叶轮入口时，要求其速度环量基本上等于零，即消除速度环量。 实践证明，压出室中的水力损失是离心泵内水力损失的重要组成部分，在非设计工况中更为突出。因此，压出室设计的优劣，将在很大程度上决定泵的完善程度。 压出室主要有以下几种结构型式：螺旋形涡室、环形压出室、径向导叶、流道式导叶和扭曲叶片式导叶等。 本设计中的压出室采用径向导叶室，但将反导叶（起吸入室作用）叶片去掉。 精品资料，值得下载学习！ 6 轴向力的计算 轴向力产生的原因 泵在运转中，转子上作用着轴向力，该力将拉动转子轴向移动。因此，必须设法消除或平衡此轴向力，才能使泵正常工作。 双吸叶轮由两个轴向对称的叶轮构成，轴向力相互平衡，所以不存在轴向力，但是单吸叶轮不具备像双吸叶轮那样的对称性，由于作用在叶轮两侧的压力不等，故有轴向力存在。 泵转子上作用的轴向力主要有两 部分组成： （ 1）叶轮前后盖板不对称产生的轴向力，此力指向叶轮吸入口方向，用 示； （ 2）动反力，此力指向叶轮后面，用 示； 作用在叶轮上的轴向力 轴向力1 221 4 H （ 6 1） 式中1F 作用在一个叶轮上的轴向力， 实验系数，与比转数有关，当 4 0 2 0 0时， K= K=i 单级扬程， m 液体重度 , kg/叶轮密封环直径， m 叶轮轮毂直径， m 221 4 H 223 0 . 2 3 2 0 . 1 90 . 6 1 6 0 0 1 . 0 1 1 0 4 体作用于叶轮入口处动反力 20 0GF m c （ 6 2） m 液体量得质量流量， kg/s G 液体重量的流量， n/s 0c 叶轮进口处的液体速度， m/s 精品资料，值得下载学习！ 20 0c g 0总的轴向力为 12F F F 534 . 3 6 1 0 3 . 3 6 1 0 0向指向吸入口 精品资料，值得下载学习！ 7 泵零件的强度计算 叶轮强度计算 叶轮强度计算可以分为计算叶轮盖板强度、叶片强度和轮毂强度三部分，现分别介绍如下： 叶轮盖板强度计算 离心泵不断向高速化方向发展，泵转速提高后，叶轮因离心力而产生的应力也随之提高，当转速超过一定数值后，就会导致叶轮破坏。在计算时，可以把叶轮盖简化为一个旋转的圆盘（即将叶片对叶轮盖板的影响省略不计）。计算分析表明，对旋转圆盘来说，圆周方向的应力是主要的，叶轮的圆周速度与圆周方向应力近似地有以下关系： 42210 m （ 7 1） 式中 m 叶轮材料的重度（ kg/，对铸钢叶轮 m=kg/2u 叶轮圆周速度（ m/s） 420 . 0 0 7 81 0 8 7 . 3 79 . 8 =608kg/应力 应小于叶轮材料的许用应力 ，根据离心泵设计基础表 8得 7 0 0 8 0 0 kg/ ，故叶轮盖板强度满足。 叶片厚度计算 为了扩大叶轮流道有效过流面积，希望叶片越薄越好；但如果叶片选择得太薄，在铸造工艺上有一定的 困难，而且从强度方面考虑，叶片也需要有一定的厚度。叶片也不能选择得太厚，叶片太厚要降低效率，恶化泵的汽蚀性能。大泵的叶片厚度要适当加厚一些，这样对延长叶轮寿命有好处。 此计算在“ 心泵叶轮几何参数的具体计算”已进行，在此不再重复。 轮毂强度计算 对一般离心泵，叶轮和轴是动配合。为了使轮毂和轴的配合不松动，在运转时由离心力产生的变形应小于轴和叶轮配合的最小公盈。在叶轮轮毂处由离心力所引起的应力可近似按下式计算： （ 7 2） E 弹性模数 （ kg/，对铸钢 0E kg/叶轮轮毂平均直径 (80品资料，值得下载学习！ D 由离心力引起的叶轮轮毂直径的变形 (6608 1 8 0 0 . 0 0 6 2 510D 应小于叶轮和轴配合的最小公盈即根据机械零件手册的公差配合表查得轴径为 15076 由离心力所引起的变形小于最小的配合公盈，故轮毂满足要求。 泵轴的校核 叶轮、轴套等零件是套装在轴上的，并同在泵体内高速旋转，轴的强度和刚度对泵的寿命和可靠性有很大影响，所以，对轴的强度和刚度校核是十分必要的。 轴的具体结构参 见零件图 根据离心泵的设计基础查得，轴的材料选用 35用弯曲应力 980b 个叶轮的重量为 1 8 9 . 8 1 1 7 7F m g N 轴的重量为1 1 9 2 9 . 8 1 1 8 8 3 . 5G m g N 轮毂的重量为2 2 2 9 . 8 1 2 1 6Q m g N 其中12,m m m 分别为叶轮，轴，轮毂的重量 单位载荷 5 5 1 7 7 1 8 8 3 . 5 2 1 6 1 . 3 72 1 8 2 2 1 8 2F G N/轴的强度校核 泵轴的自重和套装在轴上的叶轮、轴套等零件的重量，转子的径向力、由叶轮平衡后的剩余不平衡所引起的离心力等使泵弯曲，因此，泵轴是在弯曲与扭转联合作用下工作的，通常应以弯曲和扭转联合作用来校核轴的强度。 作出轴的具体受力图： 图 7轴的具体受力图 其具体计算过程如下：集中载荷受力计算 2 4 1 8 1 0 4 1 3 8 1 3 8 1 3 8 1 3 8 5 8 6 精品资料，值得下载学习！ 1 2 3 45 8 6 5 8 6 1 3 8 5 8 6 1 3 8 1 3 8 5 8 6 1 3 8 1 3 8 1 3 8F F F F 5 5 8 6 1 3 8 1 3 8 1 3 8 1 3 8 5 8 6 1 3 8 1 3 8 1 3 8 1 3 8 1 0 4 1 2 3 4 5 177F F F F F N 216Q N 2 621N 121 2 3 4 5 480 F F F F Q F N 图 7集中载荷受力图 均布载荷受力计算： 2 q 2 1611N 12q 1 . 3 7 图 7均布载荷受力图 精品资料，值得下载学习！ 集中载荷弯矩的计算：叶轮和轮毂在简图中的位置分别为 a、 b、 c、 d、 e、 f 1a 1 6 1 3 8 m F 1c 1 25 8 6 1 3 8 1 3 8 1