毕业论文-ANSI大流量离心泵设计.doc

本科毕业设计（论文）题目： ANSI大流量离心泵设计学 院 机械与汽车工程学院 专 业 过程装备与控制工程 学生姓名 学生学号 指导教师 提交日期 年 月 日摘要本文详细介绍了ANSI大流量离心泵的工作原理及其特性，包括介绍ANSI标准泵与ISO标准泵的不同地方，单级单吸离心泵的结构与工作原理，叶轮与压水室的水力设计，泵的零部件选择和校核。主要重点在于单级单吸离心泵的叶轮和压水室的水力设计方面。针对大流量离心泵的工作特性，沿用经典设计方法，一并结合工程实践的经验，完整呈现了ANSI大流量离心泵的产品设计过程。在设计上先对比了ISO标准和ANSI标准中的不同，而后初步确定泵的基本结构型式，再使用采用速度系数法详细展开叶轮、压水室的水力设计过程，并对泵的典型零部件进行了选择与校核。进行水力设计时，使用速度系数法的同时，结合ASME B73.1-2001中的有关规定，进行设计符合ANSI标准的叶轮和压水室。由于国内ANSI标准泵尚未普及与成熟，本次设计中的ANSI标准泵的出口尺寸、主要安装尺寸、制造精度与规范、密封腔尺寸、轴承寿命符合ASME B73.1-2001标准，法兰尺寸符合ASME B16.5-2003，其余部件按照ISO或GB标准进行设计。完成水力设计以后，再进行典型零部件的选型，之后校核相关的关键零部件，使泵能够顺利安全地运行。关键词：ANSI标准；大流量；离心泵；单级；水力设计；校核AbstractThis paper mainly introduces the working principle and characteristics of the high-flow rate centrifugal pumps in ANSI standard, including the differences between the ANSI Standard pump and the ISO standard pumps, the structure and working principle of the single-stage single-suction centrifugal pump, the hydraulic design of the impeller and the casing and selection and checking of the typical parts. It focuses on the hydraulic design of the impeller and the casing. For the operating characteristics of the high flow rate centrifugal pump, we follow the classical design method together with the experience of engineering practice to show a complete design process of a high flow rate centrifugal pump in ANSI standard. Firstly, we contrast the difference between ISO standards and ANSI standards. Secondly, we determined the basic structure of the pump preliminarily. Thirdly, we use the speed coefficient method to show the hydraulic design process of impeller and casing in detail. And the last we go to select the typical pats and then check them.In process of the Hydraulic design, we shall consider the speed coefficient method and the relevant provisions of ASME B73.1-2001 at the same time. Only to make sure to meet the ANSI standard.Due to the ANSI standard pump is not yet universal in China, we make the pump outlet size , installation size, manufacturing precision and specification, size of the seal chamber and bearing life to comply with the ASME B73.1-2001 standard, flange dimensions conform to ASME B16.5 -2003, and the remaining parts in accordance with ISO or GB standards.With the hydraulic design completing, we select the typical parts, and then check the key components related to the pump. It can make sure to keep the pump running safely.Keyword: ANSI Standard; High flow rate; Centrifugal pump; Single-stage; Hydraulic Design; CheckII目 录摘要IAbstractII第一章绪论11.1离心泵概要11.2 ANSI大流量离心泵的主要特点与设计工作条件11.2.1 主要特点11.2.2 设计工作条件21.3 ANSI离心泵与ISO离心泵的对比2第二章单级单吸离心泵的基本构造及工作原理42.1单级单吸离心泵的基本构造42.2 工作原理4第三章泵的基本结构确定63.1 泵的进出口直径63.1.1 进口直径63.1.2 出口直径63.1.3 泵进口速度63.1.4 泵出口速度63.2 泵转速的确定73.3 计算比转速，确定水力方案83.4 估算泵的效率83.4.1 水力效率83.4.2 容积效率83.4.3 机械效率93.4.4 总效率93.5 轴功率和原动机功率9第四章叶轮的水力设计104.1泵轴径和叶轮轮毂直径的初步计算104.1.1 轴径104.1.2 叶轮轮毂直径104.2 初步确定叶轮主要尺寸104.3 第一次精算叶轮外径124.4 第二次精算叶轮外径134.5 叶轮出口速度134.6 叶轮进口速度144.7 绘制叶轮轴面投影图164.8 绘制叶轮中间流线184.9 流线分点204.10 绘制流线方格网214.11 绘制轴面截线与叶片加厚224.12 绘制木模图24第五章压水室和吸水室的水力设计255.1 压水室的水力设计255.1.1 基圆直径255.1.2 涡室进口宽度255.1.3 涡室隔舌安放角265.1.4 隔舌螺旋角265.1.5断面面积的计算265.1.6 涡室断面形状的确定265.1.7涡室扩散管的计算275.1.8涡室绘型275.2 吸水室的水力设计29第六章轴向力与径向力的计算与平衡306.1 轴向力的计算与平衡306.1.1盖板力A1的计算306.1.2 动反力A2的计算306.1.3 轮毂轴端等结构引起的轴向力A3的计算306.1.4 总轴向力316.1.5 轴向力的平衡316.2 径向力的计算326.2.1 径向力的计算与平衡326.2.2 径向力的平衡32第七章轴的临界转速及强度计算337.1 轴的强度计算337.1.1 计算作用在泵轴上的载荷337.1.2 计算轴的不同断面上的扭矩，轴向力和弯矩337.1.3 强度校核347.2 轴的临界转速计算35第八章主要通用零部件的选择368.1轴承368.2密封件378.3联轴器378.4电动机38第九章主要零部件的强度计算399.1 键的强度计算399.1.1 工作面的挤压应力399.1.2 a-a断面的剪切应力399.2 叶轮强度的计算409.2.1 盖板强度的计算409.2.2 叶片厚度的计算409.3 泵体的强度计算41结 论42参考文献43致谢44第一章 绪论1.1 离心泵概要在化工生产中，流体输送是最常见的，甚至是不可缺少的单元操作。通常，将输送液体的机械称之为泵。泵是将原动机的机械能或其他能源的能量传递给泵所输送的液体，使液体的能量（压能、位能和动能）增加的机械。泵可以分成动力式和容积式两大类。动力式包括叶轮泵等。叶轮泵是通过转动的带有叶片的叶轮使水或其他液体的压能和动能都得到提高的机械，它是一种反击式水力机械。叶轮泵又可分为离心泵、混流泵、轴流泵和旋涡泵等。如上所述，液体输送机械种类很多，其中，以离心泵在化工生产中应用最为广泛。离心泵是流动介质从叶片转轴根部（进口）进入，介质依靠高速转动叶片获得离心力，产生一个高压，从泄压口（出口）流出的介质输送设备。具有优点是：结构简单，操作和维修容易，便于调节和自控；重量轻、体积小、转速较高、流量均匀，效率较高；流量和压头的适用范围较广；适用于输送腐蚀性或含有悬浮物的液体。缺点是启动前需要灌泵，液体粘度对泵性能有较大的影响等。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。 1.2 ANSI大流量离心泵的主要特点与设计工作条件1.2.1 主要特点ANSI 即American National Standards Institute（美国国家标准学会），是由公司、政府和其他成员组成的自愿组织。它们协商与标准有关的活动，审议美国国家标准，并努力提高美国在国际标准化组织中的地位。ANSI同时是IEC和ISO的成员之一。本次ANSI大流量离心泵设计所使用的标准为ASME B73.1-2001 Specification for Horizontal End Suction Centrifugal Pumps for Chemical Process 化工用卧式端吸离心泵规范。ANSI系列标准化工泵，在材料、设计、制造和试验等方面的要求均比较高，因此可靠性也相对高一些。主要用途可用在化学、石油化工、炼油厂、煤化工、发电厂、造纸业、制药业、制糖业、炼钢厂、废酸处理、给排水、城市供水、粮食深加工等行业。ANSI系列标准化工泵具有以下特点：特点1：泵体和泵盖的设计压力均为150lb（约为2MPa），高于ISO系列标准的16bar（约为1.6MPa），泵体为蜗壳式结构，效率高损失小，采用底脚安装，安装维修方便，可以不拆出入口管路的情况下即可将叶轮、泵盖等部件一起从泵体内拆出；特点2：叶轮可采用各种结构方式（开式，半开式，背开式，闭式），与泵盖之间的间隙方便调整，具有重复调整性，最大限度的平衡轴向力，并可以很好的保证密封腔的压力；特点3：泵盖密封腔设计为倒锥形，并设有导流块，可以使密封冲洗液的流动方向由绕轴改为沿轴向流动，平衡的流动与密封腔的低压降，可以使介质中的杂质远离密封，从而将杂质对密封的冲蚀降低到最。而且可以配置各种填料和机械密封，适合各种介质的输送。特点4：中间连接段可采用与轴承架不同的材料，增加强度和耐腐蚀性，保证在输送强腐蚀介质时，不会出现由于介质泄漏腐蚀而造成中间连接段断裂的现象，增加了泵运转的安全性和寿命。特点5：转子设有轴向调整机构，在不拆泵的情况下可以在外部准确的调整叶轮与泵盖之间的间隙，在不需要更换零部件的情况下就可以调整泵的性能，极大地简化了维修过程。1.2.2 设计工作条件介质：清水流量：305扬程：18m转速：1475（参考值）效率：84%必须气蚀余量NPSHr：2.2m液体温度：室温25介质温度：常温25环境温度：室温25系统最高工作压力：2.5MPa1.3 ANSI离心泵与ISO离心泵的对比ISO是国际标准化组织的简称。ISO离心泵的主要参考标准为ISO2858 End-suction Centrifugal Pumps (rating 16bar); Designation, nominal duty point and dimension（端吸离心泵(额定压强 16 bar) 标记、性能和尺寸）和ISO5199 Technical Specification for Centrifugal Pumps , Class(离心泵技术规范级)，主要依据是德国的DIN标准。其外形尺寸、性能符合ISO2858标准；底座符合ISO3661标准；机械密封或软填料用的空腔尺寸符合ISO3069标准；性能试验B级符合ISO3555标准，C级符合ISO2548标准。ASME是美国机械工程师协会(The American Society of Mechanical Engineers)的简称。ASME B73.1M-2001 Specification for Horizontal End Suction Centrifugal Pumps for Chemical Process(化工用卧式端吸离心泵规范)和ASME B73.2M-2003 Specification for Vertical Inline Centrifugal Pumps for Chemical Process(立式管道化工离心泵)是美国国家标准，由泵制造厂和化工生产厂共同编制，符合这两个标准的泵，称为ANSI泵。ANSI泵在材料、设计、制造和试验等方面的要求比ISO泵要高一些，因此可靠性相对要高一些，当然价格也昂贵许多。这两类泵均可满足一般化工用途的要求，常用于对易燃、危险等要求不太高的场合。第二章 单级单吸离心泵的基本构造及工作原理2.1单级单吸离心泵的基本构造单级单吸离心泵的主要部件有吸入室、叶轮、蜗壳和轴，它们的作用简述如下：吸入室 离心泵吸入管法兰值叶轮进口前的空间过流部分称为吸入室。它把液体从吸入管吸入叶轮。要求液体流过吸入室的流动损失较小，液体流入叶轮时的速度分布均匀。叶轮 旋转叶轮吸入液体转换能量，使液体获得压力能和动能。要求叶轮在流动损失最小的情况下使液体获得较多的能量。叶轮形式有封闭式、半开式和开式三种。封闭式叶轮由前盖板、后盖板、叶片及轮毂组成。在前后盖板之间装有叶片形成流道，液体由叶轮中心进入，沿叶片间流道向轮缘排出。半开式叶轮只有后盖板，而开式叶轮前后盖板均没有。水泵叶片都采用后弯式，叶片数目在612片，叶片形式有圆柱形和扭曲形。蜗壳 蜗壳亦称压出室，位于叶轮之后，它把叶轮流出的液体收集起来以便送入排出管。由于流出叶轮的液体速度往往较大，为减少后面的管路损失，要求液体在蜗壳中减速增压，同时尽量减少流动损失。单级单吸离心泵通常使用螺旋形压出室。轴 轴是传递转矩的主要部件。轴径按强度、刚度及临界转速确定。轴封机构 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。密封一般为机械密封和填料密封两种。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。此外，离心泵的主要部件还有轴向推力平衡装置和密封环等。相关结构如图2-1所示图2-1 单级单吸离心泵基本结构1-泵体 2-叶轮 3-密封环 4-泵盖 5-轴 6-轴封 7-中间连接段 8-轴承箱 9-支座2.2 工作原理离心泵在启动之前，应关闭出口阀门，泵内应灌满液体，此过程称为灌泵。工作时启动原动机使叶轮旋转，叶轮中的叶片驱使液体一起旋转从而产生离心力，使液体沿叶片流道甩向叶轮出口，经蜗壳送入打开出口阀门的排出管。液体从叶轮中获得机械能使压力能和动能增加，依靠此能量使液体达到工作地点。在液体不断被甩向叶轮出口的同时，叶轮出口处就形成了低压。在吸液罐和叶轮中心线处的液体就形成了压差，吸液罐中的液体在这个压差作用下，便不断地经吸入管路及泵的吸入室进入叶轮之中，从而使离心泵连续地工作。第三章 泵的基本结构确定设计数据和要求：过流介质：清水；流量；扬程；转速（参考值）；效率：；必须气蚀余量；液体温度、介质温度与环境温度均取 253.1 泵的进出口直径3.1.1 进口直径泵的进口流速一般为3m/s左右。从制造经济性考虑，大流量泵的流速取大些，以减小泵的体积，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。查现代泵技术手册表7-1可得 在单级泵情况下，当流量时，流速，因此取流速进行计算。由现代泵技术手册式7-1可得，取进口直径3.1.2 出口直径由现代泵技术手册式7-2可得，取出口直径3.1.3 泵进口速度泵进口速度3.1.4 泵出口速度泵出口速度3.2 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）转速和比转速有关，而比转速与效率有关，所以转速应和比转速结合起来确定；（3）确定转速应考虑原动机的种类和传动装置。查现代泵技术手册表7-2知电动机的同步转速为3000r/min,1500r/min,1000r/min，在转速下的比转速与气蚀比转速比较如下：若使用极数为2的电动机，其同步转速为3000r/min，此时比转速为气蚀比转速为若使用极数为4的电动机，其同步转速为1500r/min，此时比转速气蚀比转速为若使用极数为6的电动机，其同步转速为1000r/min，此时比转速气蚀比转速为当比转速落在区间时，泵的效率最高。综合考虑各同步转速下的比转速，满足此范围的只有和，而且的比转速比要高，因而效率也比要高；另外，离心泵一般使用提高转速的方法来提高泵的效率，这是目前最实用的提高效率方法。综合考虑之下，选择极数为4，同步转速为1500r/min的电动机。提高泵的转速受到气蚀条件的限制，因此先选择一个气蚀比转速C的值，由确定的必须气蚀余量，然后根据式计算气蚀条件允许的转速，查现代泵技术手册P63，由于该泵要求抗气蚀性能较高，取气蚀比转速，则允许转速为电动机同步转速为，电动机带负荷后转速小于同步转速，通常按2%的滑差率确定电动机的额定转速，由现代泵技术手册式7-3可得额定转速，考虑电压电流波动以及联轴器、摩擦等其他因素，取泵的转速为3.3 计算比转速，确定水力方案由现代泵技术手册P181可得，比转速故泵的水力方案为：单级单吸离心泵3.4 估算泵的效率泵内的损失可分为三种，即机械损失、容积损失和水力损失。与之相应的泵的效率也分为机械效率、容积效率和水力效率。三种损失之和为泵的总损失，三种效率之积为泵的总效率，简称泵的效率。3.4.1 水力效率由现代泵技术手册式7-4可得水力效率，取3.4.2 容积效率由现代泵技术手册式7-5可得容积效率，取3.4.3 机械效率泵的机械损失可分为两部分：一为泵的轴承和填料函中的机械摩擦损失；二为液体与转子之间的机械摩擦损失，即圆盘损失。由现代泵技术手册式7-6得圆盘损失效率，假定轴承、填料损失为2%，取机械效率为3.4.4 总效率因此估算泵的总效率为3.5 轴功率和原动机功率由现代泵技术手册P185可得，泵的轴功率原动机功率，式中，k为余量系数，查叶片泵设计与实例P63可得电动机的余量系数，又ASME B73.1-2001规定轴与电动机的联接必须使用加长挠性联轴器，而加长挠性联轴器的传动效率为。查现代泵技术手册P180 电动机额定功率档次 取配套电动机额定功率为22kW第四章 叶轮的水力设计4.1泵轴径和叶轮轮毂直径的初步计算4.1.1 轴径因为扭矩是泵轴的最主要负荷，所以在开始设计时，应按扭矩确定泵轴的最小直径（一般是联轴器处的直径）。由现代泵技术手册式7-8可得扭矩，式中，为计算功率，取由现代泵技术手册式7-7可得，圆整取标准轴径25mm，式中为材料的许用切应力，查现代泵技术手册表7-12可得，单级单吸离心泵泵轴一般选用45号钢，调质处理HB=241286，取许用切应力4.1.2 叶轮轮毂直径由现代泵技术手册P188，叶轮轮毂直径一般为，因此初定叶轮轮毂直径，圆整取标准轴径4.2 初步确定叶轮主要尺寸采用速度系数法初步确定叶轮主要尺寸，并精算叶轮外径。进口当量直径由于有些叶轮有轮毂（穿轴叶轮），有些叶轮没有轮毂（悬臂式叶轮），因此引入叶轮进口当量直径的概念。由现代泵技术手册式7-19a得其中为系数，根据统计资料选取，考虑该泵的效率和气蚀的要求均较高，所以选取兼顾效率和气蚀，选叶轮进口直径在现实生产中，穿轴的叶轮更有利于制造和定位，而且与轴之间的联接牢固，因此叶轮设计为穿轴，由现代泵技术手册式7-19a得叶轮出口宽度由现代泵技术手册式7-19c得，考虑到泵的流量较大和铸造工艺等要求，适当加宽出口，取叶轮出口宽度叶轮外径由现代泵技术手册式7-19b得，叶片出口角取叶片数由离心泵设计基础P135可知，当时，叶轮入口边直径，取进口安放角，取由现代泵技术手册P209可得叶片数，取片确定叶片包角由叶片泵设计与实例表4-3可得，当时，叶轮叶栅相对稠密度，而，所以取包角4.3 第一次精算叶轮外径取叶轮外径进行第一次精算理论扬程修正系数 式中，由现代泵技术手册P25可知 蜗壳式压水室，取静矩对于中比转数叶轮，静矩可用下式计算有限叶片数修正系数由现代泵技术手册式2-21得无穷叶片数理论扬程由现代泵技术手册式2-20得叶片出口排挤系数出口轴面速度出口圆周速度出口直径，与假设的273mm不符，需要进行第二次精算4.4 第二次精算叶轮外径取叶轮外径进行第一次精算叶片出口排挤系数出口轴面速度出口圆周速度叶轮外径，与假设的267.6mm相符，不再进行精算取叶轮外径4.5 叶轮出口速度由于a、b、c三条流线外径均为，故各流线的出口速度均相等。出口轴面速度出口圆周速度出口圆周分速度无穷叶片数出口圆周分速度4.6 叶轮进口速度对于a流线叶轮进口圆周速度叶轮进口轴面液流过水断面面积进口轴面速度取叶片冲角，则叶片进口角叶片进口排挤系数，与假设相符。对于b流线同理，叶轮进口圆周速度 叶轮进口轴面液流过水断面面积进口轴面速度取叶片冲角，则叶片进口角叶片进口排挤系数，与假设相符对于c流线c流线处，叶轮进口圆周速度叶轮进口轴面液流过水断面面积进口轴面速度取叶片冲角，则叶片进口角，与假设相符4.7 绘制叶轮轴面投影图画叶轮轴面投影图时，选择ns相近，性能良好的叶轮图作为参考，考虑到前后盖板出口保持一段平行或者对称变化；流道弯曲不应过急，采用较大的曲率半径为宜。根据已计算出的D2、b2、Dj、和dh，绘制叶轮轴面投影图如图4-1所示。图4-1叶轮轴面投影图画好轴面投影图后，应检查流道的过水断面变化情况，下图为检查过水断面变化情况图：图4-2 检查过水断面变化情况图下表为过水断面变化情况计算表：表4-1 叶轮轴面投影图检查数据表项目序号Rc(mm)b(mm)l(mm)F=2Rcb(mm2)148.0064.000.000019301.94251.9861.9520.561020232.87358.2459.9236.854421926.69465.3457.9048.274323770.46572.9455.8858.596325609.55680.8853.8768.035527375.87789.1251.8777.190529044.99897.6249.8786.170030588.499106.3847.8895.150632003.2410115.4945.88104.404133292.6011124.8743.90113.885434443.1212134.0042.00124.552735361.77下图为检查过水断面变化情况图图4-3 F-l曲线图由图可知，过水断面面积曲线光滑平直，单调上升，形状良好，进口边位置稍稍隆起，具有较高的水力效率和抗气蚀性能。4.8 绘制叶轮中间流线对于中比转数叶轮，一般只须作三条流线，即中间流线和前后盖板流。进口边中间流线半径出口线与轴线平行，因此只需将出口边二等分即可。有了进出口点，按照流道面积相等的原则可初步大致画出中间流线。沿流道取12组过水断面，不断修改中间流线，直至同一过水断面上各小过水断面所包含的面积相等（误差在3%以内）。所作中间流线如图4-4所示：图4-4 中间流线中间流线作图的过流面积检查过程如图4-5所示：图4-6 中间流线作图过程过流面积检查中间流线作图过程过流面积检查情况如下表所示表4-2 叶轮中间流线作图过流面积检查序号12相对误差R1b1F1=2R1b1R2b2F2=2R2b2F1（%）2（%）168.5722.859844.6536.5741.159455.299649.972.0 -2.0 270.2123.2510256.5640.8438.709930.6210093.591.6 -1.6 373.4923.9511058.9447.7235.9710785.0110921.981.3 -1.3 477.6924.4511935.0455.7833.4411719.9211827.480.9 -0.9 582.6024.7312834.6564.6031.1612647.6512741.150.7 -0.7 688.0924.7813715.3873.9729.0913520.0813617.730.7 -0.7 794.1424.5014491.7383.8027.3714411.1514451.440.3 -0.3 8100.6324.1115244.2093.9425.7715210.5515227.370.1 -0.1 9107.5423.5915939.62104.3824.2915930.3315934.970.0 0.0 10115.0622.8616526.48115.0523.0216640.7116583.60-0.3 0.3 11124.4821.9317152.13124.4821.9717183.4217167.77-0.1 0.1 12134.0021.0017680.88134.0021.0017680.8817680.880.0 0.0 由上表可知，同一过水断面的面积相对偏差均小于3%，因此该中间流线符合要求。4.9 流线分点取则分别给三条轴面流线分点，使，以构建曲面四边形。并选择a流线点5.1、b流线点8.3、c流线点12为进口边的的位置，如图4-6所示。图4-6 叶轮流线的分点流线分点过程如图4-7所示图4-7 叶轮流线的分点过程4.10 绘制流线方格网依据叶片进出口安放角可绘制出流线的平面方格网展开图，如图4-7所示。图4-7 流线方格网4.11 绘制轴面截线与叶片加厚根据流线方格网，可作出叶轮的轴面截线，所作叶轮轴面截线如下图（细线为轴面截线）所示：图4-8 叶片轴面截线图图4-9 叶片厚度变化规律图图4-10 叶片加厚图（虚线为加厚后的叶片厚度）表4-3 叶片加厚厚度表轴面0S/mm3.503.704.304.605.005.005.004.904.804.704.50前流线aa/17.8315.4213.4212.5512.4913.4815.5217.9721.0325cosa0.9520.9640.9730.9760.9760.9720.9640.9510.9330.906m/mm3.94.54.75.15.15.15.15.05.05.0前流线ba/21.9122.4223.0523.4523.8124.1324.424.6424.8325cosa0.9280.9240.9200.9170.9150.9130.9110.9090.9080.906m/mm4.04.75.05.55.55.55.45.35.25.0前流线ca/29.7830.9932.0832.7232.9232.7232.083129.4427.3625cosa0.8680.8570.8470.8410.8390.8410.8470.8570.8710.8880.906m/mm4.04.35.15.56.05.95.95.75.55.35.04.12 绘制木模图用一组垂直于轴线的平面去切割叶片，每个平面与叶片有两条交线（与叶片工作面的交线以及与叶片背面的交线），将各截面和叶片工作面及背面的交线分别在平面图中（旋转投影法），即可得到叶片的剪裁图，最终得到叶片剪裁图如图4-11所示。图4-11 叶片剪裁图第五章 压水室和吸水室的水力设计5.1 压水室的水力设计压水室位于叶轮之后，是固定的过流部件。压水室有以下作用：1.收集从叶轮中流出的液体，并输送到排出口或下一级叶轮吸入口；2.保证流出叶轮的流动是轴对称的，从而使叶轮内具有稳定的相对运动，以减少叶轮内的水力损失；3.降低液流速度，使速度能转换成压能；4.消除液体从叶轮流出的旋转运动，以避免由此造成的水力损失。压水室有三种形式：螺旋形；导叶式；带导叶的环形压水室。单级单吸离心泵通常采用螺旋形压水室。其基本几何参数如图5-1所示。图5-1涡室几何参数图5.1.1 基圆直径切于隔舌头部的圆称为基圆，以表示。应稍大于叶轮外径，使隔舌和叶轮间有一适当的间隙，该间隙过小，容易因液流阻塞而引起噪声和振动，还可能在隔舌处发生汽蚀。由现代泵技术手册P245得，取。5.1.2 涡室进口宽度涡室进口宽度b3通常大于包括前后盖板的叶轮出口宽度B2。由叶片泵设计与实例，范围之内盖板厚度通常取6mm，则，由现代泵技术手册P245得经验证明，有些涡室的b3取得比较宽，可以提高泵的效率，另外可适应不同宽度的叶轮，提高产品的通用性。选取。5.1.3 涡室隔舌安放角隔舌和第8断面的夹角为隔舌安放角，用表示。应保证螺旋线部分与扩散管光滑连接，并尽量减小径向尺寸。查现代泵技术手册表8-1，当时，选取5.1.4 隔舌螺旋角隔舌螺旋角在涡室第VIII断面的0点处，是螺旋线的切线与基圆切线间的夹角。为了符合流动规律、减小液流的撞击，隔舌螺旋角应等于叶轮出口稍后的绝对液流角。 则取隔舌螺旋角5.1.5断面面积的计算查现代泵技术手册图8-10得速度系数。则涡室断面平均速度，取，共分8个断面。首先计算第VIII断面：其它各断面面积按下式计算：各断面面积计算见表5-1表5-1 涡室断面面积断面VIIIVIIVIVIVIIIIII包角（）3603152702251801359045面积F（mm2）13033.911404.69775.48146.26516.94887.73258.51629.25.1.6 涡室断面形状的确定涡室断面形状有矩形、梨形、梯形和圆形等。由于梯形截面的结构比较简单，制造比较方便，因此单级单吸离心泵通常采用梯形断面。（1）确定角一般取=1525，则，各断面角取值如表5-2。表5-2 各断面角取值断面VIIIVIIVIVIVIIIIII（）2524232221201918（2）分别选8个断面的半径R及断面高H分别取半径；断面高5.1.7涡室扩散管的计算扩散角扩散角一般，取。吐出段直径吐出段直径为吐出段长度取吐出段长度，以保证出口至基圆中心处距离为。5.1.8涡室绘型参照现代泵设计手册第八章第二节进行涡室绘型，如图5-2,5-3，5-4所示。图5-2 涡室断面图图5-3 扩散管断面图5-4 涡室平面图5.2 吸水室的水力设计吸水室是指泵进口法兰到叶轮进口的过流部分。吸水室的作用是把液体按要求的条件引入叶轮。吸水室中的速度较小，因而水力损失比压水室要小得多，但是吸水室中的流动状态，直接影响叶轮中的流动情况，对泵的效率也有一定的影响，尤其是对泵的气蚀性能影响较大。吸水室的主要要求是：保证叶轮进口速度分布均匀，大小适当，方向符合要求，水力损失最小。直锥形吸水室的结构简单，性能优良。液体在直锥形收缩管中流动，流速逐渐增大，分布均匀，水力损失小，保证了叶轮进口有均匀的速度场。这种吸水室多用于单级悬臂式泵。估选取直锥形吸水室。吸水室进口直径为泵进口法兰处的内径，即。根据结构，吸水室的长度为。如图5-5所示。图5-5 吸水室第六章 轴向力与径向力的计算与平衡6.1 轴向力的计算与平衡泵在运转中，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，方能使泵正常工作。卧式单级单吸离心泵转子上作用的轴向力，由下列各分力组成：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A1表示；动反力，此力指向叶轮后面，用A2表示；轮毂、轴端等结构因素引起的轴向力，此力指向叶轮吸入口方向，用A3表示；6.1.1盖板力A1的计算角速度势扬程盖板力6.1.2 动反力A2的计算,则动反力6.1.3 轮毂轴端等结构引起的轴向力A3的计算进口压力，则轴向力6.1.4 总轴向力总的轴向力，方向指向叶轮入口方向6.1.5 轴向力的平衡对于轴向力不大的小型泵，采用推力轴承承受轴向力，通常是简单而经济的方法。上述计算所得总轴向力并不小，故需在叶轮后盖板上对着叶轮入口开若干个平衡孔，使后盖板前后空间压力相同，同时在后盖板后侧的轴向上增设密封环，其直径与叶轮进口密封环直径相同。这种结构简单，但增加了内泄漏，同时也使进口水流更加紊乱，降低水泵效率。开平衡孔仍有10%15%的轴向力由轴承来承受。（1）平衡孔泄漏量的计算若在后盖板上设置2个均布的平衡孔，则平衡孔泄漏量式中；为密封间隙阻力系数，其中选取；为平衡孔阻力系数，通常；为密封间隙过流面积，；为平衡孔总面积，；泄漏量百分比，因此符合要求。（2）平衡程度的计算平衡轴向力的数值可以近似按下式计算平衡程度，开平衡孔不足以完全平衡轴向力，因此需安装能承受轴向力的滚动轴承来抵消轴向力6.2 径向力的计算6.2.1 径向力的计算与平衡对于卧式泵，径向力是泵轴的重量6.2.2 径向力的平衡由于是单级单吸离心泵，目前尚无很好的平衡径向力方法。只能使用深沟球轴承和一对角接触球轴承来平衡径向力。第七章 轴的临界转速及强度计算7.1 轴的强度计算7.1.1 计算作用在泵轴上的载荷径向力由6.2.1可知 径向力，方向垂直向下轴向力由6.1.5可知 残余轴向力，方向指向叶轮入口方向扭矩由4.1.1可知 扭矩7.1.2 计算轴的不同断面上的扭矩，轴向力和弯矩扭矩轴的各个截面扭矩相等，均为轴向力轴的各个截面轴向力均相等，均为弯矩和轴承支反力简化后的轴受力分析如图7-1所示图7-1 轴受力分析图其中，单位（mm），载荷首先计算支反力A点的支反力B点的支反力然后计算弯矩MAC段AD段DB段BE段作出弯矩图和扭矩图如图7-2所示图7-2 轴的弯矩图和扭矩图7.1.3 强度校核确定危险断面、计算应力由弯矩图可得，弯矩最大的地方在B点，因此A点是危险截面，弯曲应力拉压应力切应力安全系数按第四强度理论，折算应力为按屈服极限取安全系数，由，查现代泵技术手册表19-3.，因为，因此轴满足强度要求，不需再所作疲劳强度校核7.2 轴的临界转速计算通常将单级泵的轴设计成刚性轴，即泵的工作转速低于轴的临界转速，对于刚性轴，需满足cr1采用能量法计算轴的临界转速： 惯性矩 叶轮重量约为，查得45号钢的弹性模量则静挠度所以临界转速因为，故轴的转速在合理范围之内。第八章 主要通用零部件的选择8.1轴承单级单吸离心泵中，通常采用滚动轴承。参考国内外ANSI泵的结构，一般均采用一对背靠背安装的40度角接触球轴承和深沟球轴承来承受径向力和残余轴向力。由轴径为40mm，查机械设计手册得，选用深沟球轴承为6208，一对背靠背安装的40度角接触球轴承为7208B/DB。由于ASME B73.1要求轴承寿命，下面根据载荷校核所选用轴承是否符合标准要求。设深沟球轴承6208为I轴承，一对背靠背安装的40度角接触球轴承为7208B/DB为II轴承。计算轴承的轴向力轴承I的径向载荷轴承II的径向载荷查机械设计手册可知轴承的内部轴向力为轴承按照面对面安装进行计算，因为，所以计算轴承I、II的当量动载荷查机械设计手册表16-3得6208基本额定动载荷，7208B/DB的基本额定动载荷轴承I只承受径向力作用，轴承II承受径向力和轴向力的共同作用，查机械设计手册得故径向当量动载荷为计算轴承所需额定动载荷轴承箱工作温度正常，查机械设计手册得；按中等冲击，查机械设计手册表18-9得，按设计要求，轴承的寿命为： 则满足要求，所以选取的轴承合适。8.2密封件泵轴处的密封泵内流体和泵外大气间存在着压差，流体沿着轴和壳体间的间隙向外泄露，为此需设轴封。常用的轴封种类为填料密封和机械密封。相对于填料密封，机械密封有泄漏量极少，使用寿命长，轴的磨损少，功率损失小，抗震等诸多优点，故本设计选用单端面机械密封，查机械设计手册，选择103UB1-P40，使用旋转环材料为钨钴硬质合金，静环材料为浸渍酚醛石墨，密封圈材料为丁腈橡胶，弹簧为65Mn。轴承箱的密封轴承使用油润滑，因此轴承箱处需要密封。由于组合密封-毛毡加迷宫密封有着双重优点，因此选择组毛毡加迷宫密封为轴承箱的密封。8.3联轴器泵常用的联轴器有两种：即爪型弹性联轴器及弹性柱销联轴器。ASME B73.1规定只允许挠性联轴器，比较两种联轴器，弹性柱销联轴器在轴径不超过50mm的泵上广泛使用，且体积小、重量轻、结构简单、便于加工制造，查机械设计手册得选用弹性柱销联轴器HL3