毕业设计（论文）-输送粗纸浆离心泵的设计.doc

齐齐哈尔大学毕业设计（论文）理 工 大 学题 目： 输送粗纸浆离心泵的设计 学 院： 专业班级： 机械 学生姓名: 指导教师： 成 绩： 2000年6月10日II齐齐哈尔大学毕业设计（论文）摘 要随着水资源的紧缺以及环保要求的提高，纸浆离心泵的作用也将日益凸显。所以对纸浆离心泵的功能要求也日益严格，使其的性能能够满足实际的需要。针对离心泵领域的发展趋势和当前实际需求，本文通过新的思路和方法，对这一课题进行了研究。文中介绍了设计输送粗纸浆离心泵的全过程。主要是水泵与电机的选型配套，叶轮叶片的设计计算，吸入室、压出室的设计计算，泵体整体设计与布置，泵零件的强度校核以及密封装置的选择。该纸浆离心泵具有运转平稳、耐腐蚀性强、效率高、使用寿命长等特点，并且结构合理，维修方便，适用于造纸等行业使用。应用本文的设计方法，可设计出其它性能要求的泵，使纸浆泵这一具有广阔前景的产品形成系列化。关键词：纸浆；离心泵；叶轮；密封；设计 Abstract With the shortage of water resources and the improvement of environmental requirements, pulp centrifugal pump role will become increasingly prominent. So the paper pulp pump of the increasingly stringent requirements, so that its performance can satisfy the actual need。 Direct against the development trend of the mechanism field of the pump and present actual demand, this text researched this subject through the new thinking and method. This text introduces the whole design of the pulp liquid centrifugal pump. It is mainly that the selecting type of water pump and electrical machinery form, the design and calculation of the impeller and blade, the choice and assignment of the press chamber and the sucking chamber, the design and assignment of the global body pump, the checking of the part of the pump and the seal. This starch centrifugal pump operates steadily and has long performance life. The pump also has the high efficiency and is able to bear corrosion. The structure is rational and you can maintain it conveniently. So it is suitable for the use of the starch food trade. Using the design method of this text, you can design the pump that other performance required and make this product with wide prospect form the series. Key words: Starch; Centrifugal pump; Impeller; Seal; Design目 录摘要Abstract第1章 绪论11.1 选题意义11.2 本课题在国内外的研究现状11.3 本课题的主要内容和难点及其解决方法1第2章 泵的基础知识概述32.1 泵的概述32.2 泵的分类42.3 泵的用途4第3章 离心泵的水力设计53.1 泵水力设计方案53.2 泵的技术参数53.3 泵主要设计参数和结构方案的确定53.3.1 转速的选择与核算53.3.2 泵的比转数的确定63.3.3 泵吸入口直径及速度的确定73.3.4 泵的损失与效率的确定83.3.5 泵的理论流量和理论扬程的计算93.3.6 原动机型号的确定103.3.7 泵结构方案的确定103.4 泵轴径和轮毂直径的确定133.4.1 泵的轴径133.4.2 轮毂直径133.5 叶轮主要参数的选择和计算143.5.1 叶轮进口流速143.5.2 叶轮进口直径153.5.3 出口轴面速度153.5.4 出口圆周速度153.5.5 叶轮外径163.5.6 叶片出口安放角163.5.7 叶片数163.5.8 叶片包角163.5.9 叶片真实厚度173.5.10 叶片出口排挤系数173.5.11 叶轮出口宽度183.6 叶轮叶片绘型18第4章 压出室与吸入室的设计.194.1 压出室的设计和计算194.1.1 压出室的选型和作用194.1.2 蜗形体的设计和计算194.1.3 蜗形体绘型234.1.4 蜗壳壁厚的计算244.2 吸入室的设计和计算25第5章 轴向力径向力及其平衡275.1 轴向力的产生及平衡275.1.1 轴向力的产生275.1.2 轴向力的计算275.1.3 轴向力的平衡295.2 径向力的产生及平衡295.2.1 径向力的产生295.2.2 径向力的计算295.2.3 径向力的平衡30第6章 泵零件的强度校核316.1 轴的强度校核316.2 泵转子零件的强度校核336.2.1 叶轮的强度校核336.2.2 键的强度校核356.2.3 联轴器的强度校核366.3 螺栓联接部分的强度校核366.3.1 联接螺栓的强度校核366.3.2 螺母的强度校核386.3.3 密封垫的强度校核38第7章 联轴器与轴承397.1 联轴器的选择和校核397.1.1 联轴器的选择397.1.2 联轴器的强度校核407.2 轴承选择和计算417.2.1 轴承的组合设计417.2.2 寿命计算427.2.3 配合安装437.2.4 润滑与密封44第8章 泵的轴封458.1 常用轴封种类及选择458.2 机械密封的概述及初步选型458.2.1 机械密封的基本元件和工作原理458.2.2 结构型式的种类和选择468.3 机械密封精确设计488.3.1 密封端面尺寸的确定488.3.2 载荷系数和平衡系数498.3.3 密封圈尺寸确定508.3.4 弹簧尺寸的确定508.3.5 辅助元件518.3.6 机械密封的冷却和冲洗及保温518.4 机械密封的材料528.4.1 摩擦副材料528.4.2 辅助密封圈材料528.4.3 加载弹簧材料528.4.4 其它结构件材料528.5 机械密封精确选型53结论54参考文献55致谢56III第1章 绪论1.1 选题意义通过调研发现，许多造纸厂对纸浆离心泵功能要求不断提高，对结构要求也很严格，工厂需求也很大，尤其对于节水环保的要求。 现在在许多工业部门, 日益广泛地应用离心泵输送液固两相介质，离心式纸浆泵作为一种主要的浆料输送机械，在制浆造纸厂中有着重要的作用。 随着人们对工作效率以及对环保理念的追求不断提高，纸浆离心泵的作用也将日益凸显。在工业，农业，食品行业的作用也不可替代，对其的要求也是随着实际的要求而不断创新。随着不断的研究开发，将提高在泵体方面的研究和发展。使纸浆泵这一具有广阔前景的产品形成系列化。1.2 本课题在国内外的研究现状本课题主要研究的是纸浆离心泵，是一种重要的工农业用品，在国内外都发展的十分迅速。离心泵内的实际流动规律很复杂，还远没有被人们所认识，以至于迄今泵的设计仍停留在半理论、半经验的阶段。国内开发泵产品一般都要经过设计、试制、试验、改进的过程。离心泵已越来越向高速、高压、高效化发展。为了使泵产生更大的扬程和功率、减轻重量、使结构紧凑, 就必须提高离心泵的工作转速; 由于转速提高了就需要在主叶轮前增置诱导轮以提高泵机组的汽蚀性能。由于高速泵具有扬程高、结构紧凑、可靠性好等明显的优点, 因此具有高性能指标的高速离心泵是今后离心泵的发展趋势和方1。长期以来，国内外学者对泵性能预测进行了大量研究，取得了不少研究成果，目前对其研究方法归纳起来主要有流场分析法、水力损失法以及神经网络法。1.3 本课题的主要内容和难点及其解决方法本课题主要研究输送粗纸浆液离心泵的设计。选择电动机，设计及绘制泵轴、叶轮、叶片、吸入室、压出室，以及总的装配图，并对轴、键、联轴器、叶轮、联接螺栓等零件进行强度校核。课题研究的主要难点是泵的扬程和流量如何保证。为了提高泵扬程，在设计时应适当增加叶轮的外径,以加大理论扬程。对于流量不够的问题，在设计时为提高流量,应适当增大流通面积, 使流量增加, 达到设计要求。第2章 泵的基础知识概述2.1 泵的概述泵是一种将原动机的能量传递给所输送液体，使其位能、比压能和动能增加的机器。通过原动机带动主轴，主轴带动叶轮旋转，叶轮带动泵中的液体旋转运动，并使其能量增加，从而使泵中的液体，由吸入室通过叶片和压出室等部件输送到期望的高处或期望的压力的位置2。为了使离心泵能正常工作，离心泵必须配备一定的管路和管件，这种配备有一定管路系统的离心泵称为离心泵装置。图11所示为离心泵的一般装置示意图，主要有底阀、吸入管路、排出阀、排出管线等。它的工作原理是离心泵在启动之前，依靠电动机带动叶轮高速旋转，液体在惯性离心力的作用下获得了能量，从而将液体沿着排出口排出去。当叶轮高速转动时，叶片使液体高速旋转，在离心力的作用下使高速旋转的液体从叶轮中飞向排出口，泵内的液体被叶轮甩出去后，泵壳内会形成真空区域。在大气压的作用下吸水管不断地从池中吸入液体，高速旋转的叶轮又不断地给予吸入的液体一定的能量将液体排出，离心泵就是如此连续不断地工作3。图1-1离心泵的一般装置示意图 离心泵启动前一定要向泵壳内充满水以后，方可启动，否则将造成泵体发热，震动，出水量减少，对水泵造成损坏（简称“气蚀”）造成设备事故。2.2 泵的分类泵的种类很多，按作用原理可分为以下三类4：叶片式泵、容积式泵和其它类型的泵（如活塞泵、柱塞泵、旋蜗泵等）。叶片式泵又称动力式泵，这种泵是利用高速旋转的叶片连续地给液体施加能量，达到输送液体的目的。叶片式泵可分为：离心泵、轴流泵和混流泵，它们的叶轮流入方向皆为轴向，所不同的是叶轮的流出方向。离心泵中的液流在离心力的作用下，沿与泵轴线垂直的径向平面流出叶轮。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卧式泵和立式泵；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式泵；按叶轮个数可分为单级泵和多级泵。2.3 泵的用途泵是一种通用机械，种类甚多，应用极广。可以说，在国民经济各部门中，凡是有液体流动的地方，就有泵在工作。其主要应用范围是：农田灌溉、石油化工、动力工业、城市给排水、采矿和船舶工业等。例如本课题中，粗纸浆离心泵，就是利用其对纸浆的输送，对造纸厂的运营及生产过程起到关键作用。第3章 离心泵的水力设计3.1 泵水力设计方案离心泵的主要过流部件有吸入室、叶轮和压出室。泵的吸入室位于叶轮前面，其作用是把液体引向叶轮，由于泵进出口压力及叶轮的旋转，叶轮中的液体在叶片的作用下得到能量，流入压出室，并通过出口进入出水管。叶轮是泵最重要的工作元件，是过流部件的心脏。叶轮由前后盖板和中间叶片组成。泵的水力设计主要是叶轮的水力设计，可以根据泵的主要参数如：泵进出口直径、转速、比转数和效率等确定。叶轮的主要参数有：叶轮的进出口直径、外径、出口宽度、出口安放角、叶片数、叶片厚度和叶片包角等，然后根据水力模型绘出叶轮的叶片，以达到泵的水力设计要求5。3.2 泵的技术参数根据输送粗纸浆离心泵的技术要求，该泵的技术参数为：1 流量 ；2 扬程 ；3 装置气蚀余量 m；4 级数i =1；5 介质的性质：所输送的纸浆的浓度为3%-6%，计算定为6%，纸浆在泵内无过热糊化，使用时进口管路安装形式为倒灌装置；6 特性曲线：平坦、光滑；7 该泵要求常温运行，运转平稳，密封可靠，耐腐蚀。3.3 泵主要设计参数和结构方案的确定3.3.1 转速的选择与核算1.转速的选择6确定泵转速时应考虑下面因素：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，所以转速应和比转数结合起来确定；3) 确定转速应考虑原动机的种类和传动装置，通常选择电动机直接联结传动；4) 提高泵的转速受到汽蚀条件的限制。综上，该泵初步选定同步转速为 r/min的电机，以柱销联轴器带动泵运转，满载时泵轴转速为 r/min。2转速的核算从汽蚀比转数公式 (3-1) 式中 汽蚀比转数； 泵的转速 (r/min)； 泵汽蚀余量 (m)。可知，应该正确处理 转速 和 之间的关系，以及对气蚀现象的影响。对于一般用途的泵n1480（r/min）时按照图3-4中的曲线1取汽蚀比转数的值，由此查出=780，对于排灌泵一般取汽蚀余量=3.54，我取=4。按汽蚀条件确定泵转速的方法，选择C值,按给定的装置汽蚀余量计算汽蚀条件允许的转速，所采用的转速应小于汽蚀条件允许的转速。即根据以上我们可知汽蚀条件允许的转速为 (r/min)比较可知 n，所选转数符合要求。3.3.2 泵的比转数的确定按上面计算得到的转速及给定的流量和扬程就可以计算出泵的比转数 (3-2) 式中 泵的比转数； 泵的扬程 (m)。代入数据得 3.3.3 泵吸入口直径及速度的确定1泵吸入口直径考虑到泵制造的经济性，是泵的尺寸小，重量轻，同时又不影响使用，不降低泵的效率，泵吸入口的流速比一般管路内的经济流速要快，但比叶轮进口的流速慢。泵吸入口的直径 (m) (3-3) 式中 泵进口直径 (m)； Q 泵的流量 (m3/s)； 泵吸入口流速 (m/s)。由上式代入数据得(m)取离心泵系列中的标准口径mmm。泵的吸入口速度 (3-4)则根据(3-4)式带入相应数据得 (m/s)2泵压出口直径泵亚出口径是指泵排出法兰处管的内径。为了减少泵的体积和排出管直径，可使排出口径小于吸入口径，一般取 (3-5) 式中 泵出口直径 (m)。该泵取，则泵出口直径 (mm)取离心泵系列中得标准口径mmm。同理，由式(3-3)可得泵的出口速度为 (m/s)3.3.4 泵的损失与效率的确定泵内的损失包括三种：即机械损失、容积损失和水力损失。与之相应的效率也分为泵的总效率为机械效率、容积效率和水力效率，三种损失之和为总的损失，三种效率之积为泵的效率6。 1泵的机械损失和机械效率机械摩擦损失和圆盘摩擦损失是泵的机械损失的两个主要部分。填料函及轴承中的摩擦损失一般约为轴功率的(13)%，功率大的泵取小值，功率小的泵取大值，该泵取轴功率的2。圆盘摩擦损失效率可用下式计算得 (3-6)代入数据得由上可得泵的机械效率 2泵的容积损失与容积效率由于存在容积损失，单位时间内通过泵的流量，要小于叶轮单位时间内传给泵的流量，即 (3-7) 式中 泵的理论流量 (m3/s)； 泄漏量 (m3/s)。由上，容积损失的实质也是能量损失，容积损失的大小用容积效率来计算。该泵容积效率考虑叶轮前密封环装置、平衡轴向力装置和密封装置等的泄漏量，叶轮前密封环的泄漏的值可用下式计算 (3-8)代入数据得设平衡轴向力装置和密封装置的泄漏量与理论流量之比为：，则 。查图7-26得 3水力损失和水力效率由于存在水力损失，叶轮泵的实际扬程（），要小于叶轮泵的理论扬程（）。即 (3-9) 式中 泵的理论扬程 (m)； 水力损失量 (m)。泵的水力损失其大小用泵的水力效率来计量，可用下式计算 (3-10)代入数据得综上所述，泵的总效率等于机械效率、容积效率和水力效率之乘积，即 (3-11)代入数据得3.3.5 泵的理论流量和理论扬程的计算1泵的理论流量7泵的理论流量可用下式计算 (m3/s) (3-12)式中 泵的理论流量 (m3/s)； 泵的容积效率。代入数据得 (m3/s)则泄漏量由式(3-7) (m3/s)2泵的理论扬程泵的理论扬程 (m) (3-13)式中 泵的理论扬程 (m)； 泵的水力效率。代入数据得 (m)则由式(3-9)得水力损失量 (m)3.3.6 原动机型号的确定1泵的轴功率泵的功率一般是指输入功率（p），轴功率为电动机传到主轴上的功率。 泵的有效功率一般称为输出功率（）。在一定时间内，被输送出输送管的液体在叶片泵中获得的确切能量。这个有效能量与扬程、质量流量和重力加速度有关。泵的有效功率为。 (kW) (3-14) 式中 泵输送液体的密度 (kg/m3)； 重力加速度 (m/s2)。泵内的损失功率为轴功率减去有效功率，余下的那部分，用泵的效率来衡量它。泵的效率为输出功率和电动机传到主轴功率之比，即综上得泵的轴功率 (kW) (3-15)代人数据得 (kW)2原动机功率原动机功率可由下式计算 (kW) (3-16) 式中 原动机功率 (kW)； 余量系数，可按表7-102选择，取； 传动效率，该泵为直联传动，可按表7-1111选择，取。则原动机功率 (kW)3原动机选定选择电机的原则是：在保证工作机正常工作，并具有一定过载保护能力的前提下，尽量选择容量较小，通用性较强，电能消耗低的型号。综合考虑工作情况和经济性要求。按已知工作要求和条件，选用Y系列封闭式二相异步电动机。该系列电动机具有效率高，耗电少，性能好，噪声低，震动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便，为B级绝缘，结构为全封闭，自扇冷式，能防止灰尘，铁屑，杂物侵入电动机内部，因此广泛应用于灰尘多，土扬水溅的场合，如农用机械机械上，矿山机械等。综上，可由文献9选定原动机型号为：电动机Y180M-4，其主要参数如表所示。表3-1 Y180M-4电动机参数列表额 定功 率/ kW满载时堵 转电 流/ A额 定转 矩电流/A转 速/rmin-1效 率/%功率因数18.535.91470910.867.02.23.3.7 泵结构方案的确定泵在一般情况下是设计成卧式的6；由流量为180m3/h，可知流量较小，选择单吸泵即可；由上面计算得，较小，选择单级叶轮即可，又由于，所以该泵应选择离心泵；由于是单级单吸，该泵可采用直锥管形吸入室和螺旋型压出室，总体结构可选用悬架式悬臂式泵，其优点有：泵的零件数减少；加工工时较少；铸造工艺性好；水力性能好；结构紧凑、检修方便。综上所述，可确定该泵结构为：卧式单吸单级悬架式悬臂离心泵。其主要部件有：泵座、泵壳、进口管、叶轮、轴、密封装置、轴承支架、后盖、联轴器、电动机。形状如图3-1所示1-吸入室 2-压出室 3-叶轮 4-后盖 5-密封装置 6-轴承支架 7-轴 8-联轴器 9-电动机 10-泵座图3-1 卧式单吸单级悬架式悬臂离心泵3.4 泵轴径和轮毂直径的确定3.4.1 泵的轴径泵的不同性能，对泵轴径的粗细有不同的要求，从泵的经济性方面、泵的水力性能方面和泵的功率方面来讲，都希望轴细些；但是考虑到泵的工作性，应该使轴粗些， 从而轴的刚性增强，泵的寿命提升，被破坏性降低。这两方面却不能兼得。因此，对于轴的不同部分要求应不一样，尽量满足实际需要和轴的最低要求10。如联轴器部分的轴，强度的要求大于刚度；其他部分的轴刚度的要求大于强度，而这部分的刚度若能满足要求，强度可以不比计算。所以先计算出最小轴径，然后在此最小轴径的基础上算轴其它部分的大小。最小轴径的选择应该充分，从而避免后续的设计浪费时间修改。轴的直径既要满足强度和刚性的要求，也希望泵不致因轴太粗而降低了效率，使产品具有较高的技术经济指标。因此泵轴许用切应力的选择和最小轴径的确定是重要的一步。联轴器部分的轴径可以根据轴功率初步计算出来，用下式计算 (m) (3-17) 式中 泵在联轴器内的最小轴径 (m)； 轴所传递的扭矩 (Nm)； 材料的许用切应力，其值大小，决定轴的粗细，我选用最广泛的45号钢，对于45号优质碳素钢 Pa。，在此我取 Pa。代入数据得 (m)进行圆整取标准值，我们查表15-16可知mm。3.4.2 轮毂直径单级泵叶轮处的轴径等于联轴器内的轴径。叶轮轮毂直径必须保证轴孔在开了键槽之后还应由一定的厚度，使轮毂具有足够的强度。采用一般平键叶轮轴孔的键槽深度约为0.1，轮毂厚度取二倍键槽深度，即0.2，轮毂直径等于轴径与二倍轮毂厚度之和11，即 式中 轮毂直径 (m)。单级泵叶轮一般取 (3-18)对于该泵取 (mm)。3.5 叶轮主要参数的选择和计算设计新的离心泵叶轮时，需确定以下叶轮主要几何参数12：叶轮进口直径、叶轮出口宽度、叶轮外径、轮毂直径、叶片数、叶片进口安放角，如图3-2所示。图3-2 叶轮主要尺寸3.5.1 叶轮进口流速叶轮进口流速，可用下式计算 (m/s) (3-19) 式中 叶轮进口流速 (m/s)； 叶轮进口速度系数，根据比转数可从图5-36中查得 。代入数据得 (m/s)3.5.2 叶轮进口直径叶轮进口直径又叫叶轮吸入口直径或叶轮颈部直径。叶轮进口速度和叶轮进口直径有关。叶轮进口直径小，则进口速度会大，过去一般选择为34m/s之内，以防止抗汽蚀性能和水力效率下降。实际上，若适当加大，效率变化不大，如抗汽蚀性能要求不高，可减少，从而使叶轮口环处的内漏泄减少。定义叶轮进口当量直径 (m) (3-20) 式中 叶轮进口有效直径 (m)； 系数，综合效率和汽蚀性能，根据表5-1取 。代入数据得 (m)叶轮进口直径 (mm) (3-21) 式中 叶轮进口直径 (mm)。代入数据得 (mm)取mm。3.5.3 出口轴面速度出口轴面速度，可用下式计算 (m/s) (3-22) 式中 出口轴面速度 (m/s)； 出口轴面速度系数，根据比转数从图5-36查得。代入数据得 (m/s)3.5.4 出口圆周速度出口圆周速度，可用下式计算 (m/s) (3-23) 式中 出口圆周速度 (m/s)； 出口轴面速度系数，根据比转数从图5-36查得。代入数据得 (m/s)3.5.5 叶轮外径叶轮外径可用下式计算 (m) (3-24) 式中 叶轮外径 (m)。代入数据得 (m)3.5.6 叶片出口安放角离心泵上的安放角可以在的范围内选取，比较常用的是。选的大，可以减小圆盘摩擦损失以提高效率。一般小的选用较大的，但选的过大，叶片数过多，容易出现不稳定的带驼峰的曲线2。为了得到叶片所需要的重叠度，保证一定的包角，该泵选取叶轮出口安放角 。3.5.7 叶片数叶轮叶片数的多少对泵的扬程、效率、汽蚀性能都有一定的影响。选择叶片数，一方面考虑尽量减少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。其数值的选择见表3-2。表3-2 叶片数的选择 30-6060-180180-280 9-88-66-5由上表知：本设计中 比转数为=125，故选择 叶片数为6.3.5.8 叶片包角叶片由进口边到出口边的包角，一般取。包角太大，使两叶片间的流道过长，增加水力摩擦损失；包角太小，会减少两叶片间的重叠度，减短了叶片间流道的有效部分，也是不利的。该泵选取包角 。3.5.9 叶片真实厚度一般用 (mm) 对叶片厚度进行经验计算 式中 叶片厚度 (mm)； 系数，与比转数和材料有关，由表10-106取 。代入数据得 (mm)。3.5.10 叶片出口排挤系数叶片出口排挤系数一般等于12，小泵取小值，大泵取大值。在叶片数。叶片厚度、出口安放角及叶轮外径确定以后，又该泵出口处轴面液流流线与轴面截线相垂直，则出口叶片排挤系数可以直接求得 (3-27) 式中 叶片出口排挤系数； 叶片厚度。代入数据得 3.5.11 叶轮出口宽度叶轮出口宽度可以表示为 (m) (3-28) 式中 叶轮出口宽度 (m)。代入数据得 (m)取标准宽度 mm。3.6 叶轮叶片绘型根据上文，所求出的、等叶轮参数参考相近的叶轮水力模型11，即可绘出叶轮叶片，如下图3-3所示。 图3-3 叶轮叶片第4章 压出室和吸入室的设计 吸入室位于叶轮之前2，压出室位于叶轮之后，它们和叶轮一起构成泵的过流部件，因为吸入室和压出室是固定的过流部件，研究其中的流动时，一般不引入相对速度，绝对速度的大小和过水断面面积有关，方向与其几何形状有关。绝对速度可分解为两个分量：圆周速度和轴面速度，即4.1 压出室的设计和计算由于压出室是转换能量的中间部件。它可使流过叶轮的液体的绝对速度和速度旋转分量很大。经过压出室后，其速度变和旋转分量都降低，后者可能下降到很小或者为0。 4.1.1 压出室的选型和作用由于该泵为小型单级泵，故选用的压出室为螺旋形的，这种形状压出室能够满足对压出室的基本要求：(1) 压出室布置在叶轮出口外周，能够把从叶轮流出的液体收集起来；(2) 在设计工况下液体是符合自由流动，是轴对称的，从而保证了叶轮内相对流动的稳定性；(3) 压出室随着收集流量的增加，半径向排出口逐渐增加，减小，减小，从而实现了动能向压能的转换。低扬程泵在压出室内有很大一部分动能转换成压能。为了完全实现动能的转换，压出室螺旋线后接扩散管；(4) 由于压出室出口的流动方向和蜗形体半径相垂直，这种结构保证了消除旋转分量。另外，从流体力学的观点，沿压出室扩散管壁的封闭围线，其中不存在着蜗（叶片等），因而沿封闭围线的环量等于零，液体是没有旋转的。4.1.2 蜗形体的设计和计算1蜗形体的主要结构参数5(1) 基圆直径蜗形体外壁的径向尺寸是沿着蜗形体内液体流动方向逐渐增大的，外壁最小径向尺寸部位将蜗形体的扩散管部分与蜗形体部分隔开，称之为隔舌。通过隔舌起点的圆称为基圆，其直径用表示。显然基圆直径应大于叶轮外径，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，并使效率稍有提高，但间隙过大除增加径向尺寸外，因间隙处存在着旋转的液流环，消耗一定的能量，泵的效率下降，通常取 (4-1) 式中 基圆直径 (mm)。对比转数较高或尺寸较小的泵取大值，反之取小值。该泵尺寸较小，因此取 (mm) (2) 蜗形体进口宽度蜗形体的进口宽度，主要考虑制造误差和装配积累的误差。可取 (4-2)式中 蜗形体进口宽度 (mm)。代入数据得 (mm)取标准宽度 mm。(3) 隔舌起始角理论上隔舌起点应放在断面上，但是泵的增加后，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。因此增大后，也应适当增加。根据表5-4，该泵取。(4) 舌角为了减小液流的撞击，满足流动规律。应使 和 相等。 (4-3) 式中 舌角 ； 叶轮出口稍后处的绝对液流角 ； 叶轮出口轴面速度，由式(3-22)知 m/s； 中间流线出口处液流的圆周分速度，可用下式计算 (m/s)。代入上式(4-3)得(5) 蜗形体断面形状和断面面积蜗形体断面形状有矩形、梨形、梯形和圆形等。蜗形体截面形状对性能影响不大，可根据结构和制造方便来选择。该泵蜗形体断面形状选择为矩形，其特点是：结构简单，水力性能好，工艺性好，等优点。为便于计算和绘图，蜗形体通常取八个彼此成的断面，即用八个轴面切割蜗形体，设计时先计算第断面，其他断面以第断面为基础进行确定。利用速度系数法计算各断面面积。计算蜗形体各断面面积时，是把蜗形体的圆周方向平均速度看作常数来设计的，可用下式计算蜗形体各断面中的平均速度 (m/s) (4-4) 式中 蜗形体各断面中的平均速度 (m/s)； 速度系数，可在图5-335中查得 。代入数据得 (m/s)通过第断面的流量为 (m3/s) (4-5)代入数据得 (m3/s)一般通过第断面的流量和泵流量相差不大，取稍大的蜗形体面积并无坏处，因而可用泵总流量计算第断面的面积，即 (m2) (4-6) 式中 第断面的面积 (m2)。代入数据得 (m2)其他断面的面积，按蜗形体各断面速度相等确定 (m2) (4-7) 式中 某断面的包角 ； 包角为的某断面面积 (m2)。各断面面积计算见表4-15所示。表4-1 蜗形体各断面面积和高度断面包角()2570115160205250295340面积F/mm2441.91237.200928283623441952146010高度/mm1.43.96.48.911.41416.519宽度b/mm20202020202020202蜗形体扩散管的设计计算蜗形体扩散管部分的作用在于降低泵排出口的液流速度，是液体一部分动能转变为压力能，减少排出管路的水力损失。扩散管的进口可看作是蜗形体的第断面，其出口是泵的排出口。设计计算扩散管的长度和排出口直径时，原则上在保证扩散角和加工及螺栓连接的条件下，长度应尽可能小，以减少泵的尺寸。另外，为了减小扩散损失，扩散角应在的范围内18。由于第断面是矩形的，而泵的排出口是圆形，所以只能求出蜗形体扩散管的当量扩散角，其计算如下 (4-8) 式中 扩散管当量扩散角 ； 扩散管长度，取 m； 第断面当量直径。代入数据得 则 ，取标准 。4.1.3 蜗形体绘型1蜗形体第断面的绘制根据确定的基圆直径和进口宽度，参考相同或相近的性能良好的蜗形体形状，以进口宽度为底边，作矩形，矩形断面的圆弧半径由第断面均用相同的数值，以便于制造和清理铸件的流道。2蜗形体平面图的绘制(1) 在平面图上画出坐标轴，并作基圆；(2) 每隔作一轴面射线，并从与横轴成的一轴面开始顺次编号、；(3) 在与轴面间作一轴面与轴面成角，并与基圆交于一点0，即为0断面。(4) 以、轴面与基圆的交点为起点，在相应的射线上分别向基圆外取一长度使其等于各断面的高度、，得到的点即为断面的顶点、。(5) 过0点在有轴面的（0轴面的上方）一侧作一直线与0轴面射线成角，在该线上找一圆心，令到圆心距离为二分之一D1 画部分圆，并过点0、和，得到蜗形体的第一个圆弧，3点画圆，圆圆互切，最终得到。(6) 绘制扩散管部分，根据结构确定尺寸，并由 和定管心，从的外，做线与处的圆切，从的里，做线与舌起点0相连，就得到蜗形体的平面图13，如图4-1所示。3扩散管中间断面的绘制首先根据扩散管的长度，在蜗形体的第断面和排出口（即）之间确定若干个等距离的断面，如图中的OO、断面。然后画扩散管中间的断面，将扩散管的进口断面（即断面）画在扩散管出口断面（即泵的排出口）内，如图4-2所示，作若干条射线，将各射线对应扩散管进出口断面之间的长度按扩散管长度的等分数作同样的若干等分，并将相应的等分点光滑地连接起来，就得到相应的中间断面，这样保证了整个断面是光滑的。图4-1 蜗形体平面图 a) 扩散管 b) 扩散管中间断面图4-2 蜗形体的扩散管4.1.4 蜗壳壁厚的计算蜗壳的几何形状是很复杂的6，且受力不均，因此很难精确计算其厚度，可用如下的经验公式估算壁厚 (cm) (4-9) 式中 蜗壳壁厚 (cm)； 泵流量 (m3/s)； 泵扬程 (m)； 许用应力 (Pa)，kPa； 当量壁厚，按下式计算代入数据得 (cm)取蜗壳壁厚 mm。4.2 吸入室的设计和计算吸入室指泵进口到叶轮进口前的一段流道5。吸入室的功用是把液体按要求的条件引入叶轮。吸入室中的速度较小，因而水力损失和压出室相比要小得多，但是吸入室中的流动状态，直接影响叶轮中的流动情况，对泵的效率也有一定的影响，尤其对泵的汽蚀性能影响较大。因此设计吸入室时，要在水力损失最小的条件小保证：吸入液体的管内液体的流动速度与叶轮所希望的进口速度相等，液体在断面的流动速度平稳、均与。按结构，吸入室可分为：锥管吸入室、环形吸入室、半螺旋形吸入室。该泵为单级悬臂式泵可采用锥管吸入室，如图4-3所示。这种形式的吸入室水力性能好，结构简单，制造方便。液体在锥管吸入室内流动，速度渐增，因而使速度分布更趋向均匀，水力损失小，保证叶轮进口有均匀的速度场。图4-3 锥管吸入室锥管吸入室进口直径为泵的进口直径，吸入室出口直径与叶轮进口直径相同，通常取 (4-10)该泵取吸入室进口直径 (mm)，出口直径 mm，根据法兰连接尺寸表取=200mm，=150mm。锥管吸入室的锥度约在范围内，其长度不宜太长，也不宜太短，太长增大泵的轴向尺寸，太短则会使液流速度来不及均匀就进入叶轮，且影响进口法兰的加工和联接螺栓的装拆。通常可按便于进口法兰加工和联接螺栓的装拆并照顾外形尺寸相等来确定椎管吸入室的长度。第5章 轴向力径向力及其平衡5.1 轴向力的产生及平衡5.1.1 轴向力的产生8离心泵运转时，其转动部件会受到一个与轴线平行的轴向力。这个力相当大。轴向力主要包括两部分：(1) 在叶轮的吸入口处，后盖板的前侧面受吸入压力的作用，而其后侧面受高压的作用。此外，由于两侧密封泄漏不相等的各种影响，导致叶轮前后两盖板上的液体压力分布情况也不相同：前盖板侧压力低，后盖板侧压力高。因此，液体作用于叶轮上的力是不平衡的，于是产生了从叶轮后盖板指向入口处的轴向力；(2) 液体流入叶轮进口及从叶轮出口流出的速度大小及方向均不相同。因此，产生了作用在叶轮上的一个动反力，其方向与相反。此外，由于轴台、轴端和轮毂