化工泵详尽设计说明书.doc

设计文件名称设计计算说明书文件代号产品型号、名称KSY2800-260型泵KSY2800-260-JS共 21 页第 21 页一、 设计要求Q=2800 m3/h H=260 m n=2980 r/min 87.5原油密度=866.5kg/m3进口压力：5MPa进口直径：DN500，Vs=3.96m/s出口直径：DN400，Vd=6.19m/s二、 计算比转数ns 及最小轴径ns= =104.7水力效率= 89.19 %0容积效率= 97.03%机械效率 93.37 %总效率=hvm= 80.8%。最小轴径dmin泵轴功率=2127.43（kW），按1.1倍放大为2340.17kW，配套功率2500kW够。扭矩=7691.28（N.m）=78402.4（kg.cm）最小轴径=78.8382.41（mm），式中泵轴材料35CrMo，其许用切应力=687785105Pa，实取dmin=95mm。 必需汽蚀余量 NPSHr估算：NPSHr =H= H（=45.1 m(C值按提高效率取600)，换算压力为0.451MPa 5Mpa，故进口不会发生汽蚀。三、 叶轮水力计算1. 相似换算1.1 选择模型 SM73-100-11,比转速ns=101.11试验数据如下：流量Q(m3/h)246310371扬程H(m)686246.75效率(%)83.287.774.8轴功率P(kW)54.859.7563.25相似换算点：Qm=318.8m3/h Hm=60.3m nm=2950r/min m=86.8% Nm=60.31 ns= =104.71.2 比例系数Q=2.056H=2.056 取=2.0561.3 从模型泵换算到真机的性能换算公式 Q=8.78 H= 4.31 =1-(1-)0.833 N=37.87流量Q(m3/h)2160272227993257扬程H(m)293267260201.5效率(%)8689.88979轴功率P(kW)2075226322842395 注：黑体字表示从模型泵换算到实物泵的设计点参数。1.4水力计算结论由上可知，KSY2800-260由模型泵SM73-100-11换算而成，在要求流量为2800m3/h时，扬程可以达到所要的260m，叶轮外径D=237.62.056=488.6mm。四、 泵体水力计算1、吸入室因流量相近，参考KSY2850-210型泵的吸入室设计。叶轮进口速度9.39 (m/s)通过断面的流量Q=Q/4=700（m3/h）各断面的平均流速=(0.850.9)v0= 7.98 8.45(m/s)，又泵进口速度Vs=3.96m/s，叶轮进口速度与泵进口速度的平均值为6.675m/s，取=7.89m/s。24630.1mm2，其余各断面面积分别计算如下：21551.3mm2 18472.6mm215393.8mm2 12315.1mm29236.3mm2 6157.5mm23078.8mm20-断面面积30788mm2-断面面积A-=2A=61576 mm2，实取60456.8 mm20-0断面尺寸=(0.650.75)Dj=171.5197.9，取194.5mm0-断面尺寸=(0.91.0)Dj=237.4263.8，取242mm0-断面尺寸=(1.251.35)Dj=329.8356.1，取321.5mm-断面尺寸=(1.92.0)Dj=501.2527.6，实取471.5mm。2、压水室（1）基圆直径D3503.3527.7 (mm)，实取504mm。（2）进口宽度B3110.4 (mm)，实取110mm。（3）舌角根据ns=104.7,并参考SM73-100-12,取=15（4）蜗室断面面积计算最大过流断面第断面的流量=2683.3m3/h1） 速度系数法涡室各断面平均流速 =26.42m/s2683.3/3600/26.42=0.028212m2=28212 mm22） 安德森面积比法根据现代泵技术手册第300页图9-16a），由ns=104.714.16=1482,查表得面积比Y=0.520.88，叶轮出口叶片间的过流面积:=0.95488.660sin30=43747 mm2=43747(0.520.88)=2273838497 mm23） 按国产泵统计的面积比2.455419，Y=0.40726 mm285618.9 mm234869.2mm2综合上述三种计算结果，取F8=31273 mm24） 其余各断面面积蜗室其余断面的面积按进行计算，结果列于下表：断面包角()3075120165210255300345断面面积（mm2）2719.46798.510877.614956.719035.723114.827193.931273五、 转子支撑方案1、 转子受力分析（1）径向力叶轮径向力可按下式计算式中：K-径向力系数，Q-设计流量（）-实际运行流量（）零流量时径向力系数最大，此时K=0.36-泵的扬程（m），H=260m-叶轮出口直径（cm），=48.86cm-包括前后盖板在内的叶轮出口宽度（c m），=8.6cm则0.1*0.36*260*48.86*8.6=3933（kg）该泵采用双涡壳结构，可平衡大部分径向力，残余径向力按20计为：0.2*3933=786.6（kg）（2） 离心力由叶片泵设计手册沈泵所编著，1983版第374页，由叶轮不平衡重量引起的离心力：，其中叶轮不平衡重量Gc=8（g），叶轮半径R=245mm，因此Fc=1.12*10-9*8*29802*245=19.5（kg）（3） 转子重量及轴承支反力计算因为是卧式泵，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，把轴分成几段变成集中载荷，并把它们加在相应的其它转子零件的重量上。考虑到最恶劣情况时，离心力和残余径向力均向下，此时轴承负荷最大，如下图所示：叶轮位载荷由以下几部分组成：离心力19.5kg、残余径向力786.6kg、叶轮重量75kg以及该段轴的重量14.9kg，合计896kg。RA+RB=45+40+35+896+35+45+120=1216（kg）对A点取矩：45*20.4 +RB*130.6= 40*13.25+35*44.15+896*65.3+35*86.45+45*117.35+120*152.3RB=660.4（kg）RA=1216-660.4=555.6（kg）（4）残余轴向力计算叶轮外径圆周速度76.24（m/s），5812.54（kg）理论扬程=291.5（m）势扬程=219.8（m）单个叶轮盖板力=10587.7（kg）单个叶轮动反力=1582.7（kg）则单个轴向力F=F1-F2=10587.7-1582.7=9005（kg）双吸叶轮残余轴向力按单个叶轮轴向力的5计，则为Fa=0.05*9005.0=450.25（kg）残余轴向力计算另一种方案：假定叶轮前后口环不对称磨损，当其差值达到设计间隙的2倍时产生的轴向力，作为残余轴向力计算值。已知：叶轮口环直径Dm=31.45cm，2倍设计间隙按1.2mm（0.12cm）计算，5.9395（cm2）26*5.9395=154.427（kg），考虑其它因素的影响，残余轴向力按200kg进行计算。2、 转子支撑方案选择（1）转子采用滚动轴承支撑根据结构设计，选择SKF圆柱滚子轴承NU320ECM，其基本额定动载荷Cr=450kN，静载荷Cor=440kN，额定参考转速3200r/min，极限转速3800r/min。对只承受径向力的圆柱滚子轴承，当量动载荷P=Fr= RB=660.4（kg）= 6.604（KN）冲击载荷系数fd=1.01.2（对泵），取fd=1.2温度因素fT=1.0（120）力矩载荷系数fm=1.5转速n=2980r/min，速度系数= 0.2598假设轴承设计工作寿命Lh=80000小时，寿命系数=4.5839则基本额定动载荷计算值： 209.738（KN） Cr，满足使用要求。当假定Lh= 700000h时，计算C=402.086（KN） Cr，说明采用滚动轴承在理论上是可行的滚动轴承发热量计算对有保持架的圆柱滚子轴承，摩擦系数u=0.00110.0015，取大值u=0.0015轴承摩擦力矩485.9（N.mm）摩擦功率151.6（W）摩擦热130.4（kW/h）=36.2（W/s）（2）转子采用滑动轴承支撑1）轴承单位压力p、轴颈速度v和pv值由轴的强度计算，在泵启动阀门尚未开启时径向力最大，此时轴承支反力RA=555.6kg，RB=660.4kg，滑动轴承载荷按较大值计算。轴瓦材料选用巴氏合金ZChSnSb11-6，根据叶片泵设计手册第466页可计算求得：6（kg/cm2） p =250 kg/cm215.6（m/s） v = 80m/spv=615.6=93.6（kg.m/cm2.s） 100时必须用压力循环润滑。3）选择润滑油、计算最小油膜厚度hmina）选择L-AN46全损耗系统用油，润滑油的性质：润滑油的比热c，对矿物油约为0.40.5kcal/kg.，取c=0.45 kcal/kg.润滑油的密度，对矿物油约为850900kg/m3，取=900kg/m3取平均温度50，=41.450.6mm2/s，取=46 mm2/s，则动力粘度0.004220（kg.s/m2）b） 选择轴瓦与轴颈的直径间隙离心泵滑动轴承的间隙比（相对间隙）一般为0.0010.003，取=0.0019，则轴承直径间隙为0.0019100=0.19mmc） 计算轴承承载量系数0.329d） 确定相对偏心距按值查得相对偏心距=0.333e） 最小油膜厚度hmin0.063365mmf） 确定临界最小油膜厚度hmin取轴颈表面粗糙度Ra1=1.6um，轴瓦表面粗糙度Ra2=3.2um，考虑轴承及轴颈的锥度、椭圆度、装配偏差、热胀等因素，取0.02mm裕量。hmin=0.0016+0.0032+0.02=0.0248mmg） 安全系数n2.56 1.56，可以4）计算轴承摩擦功率Pz和耗油量Qa）轴承载荷部分（下轴瓦）的摩擦系数由=0.333，查得f/=4.0，则f=4.00.0019=0.0076b） 上轴瓦的摩擦系数0.008657c） 轴承中产生的摩擦热量0.3922（kcal / s）=0.39221034.1868=1642（W/s）d） 轴承中摩擦功率1.642（kW）e） 耗量油Q由=0.333，查得0.089，所以滑动轴承本身的耗油量=2.902x10-5（m3/s）强制循环润滑附加的耗油量（m3/s）式中2.17272.370310-4假定润滑油进口压力P1=0.5 kg/cm2=5000kg/m2则=4.04x10-6（m3/s）总的耗油量1.9836（L/min）f） 计算轴承温升29.3由上述计算可知：采用滑动轴承由于摩擦产生的热量1642W/s，是采用滚动轴承摩擦热量（36.2W/s）的45倍，而且不宜采用甩油环提油润滑方式。3、 推力轴承计算前已述及，残余轴向力按Fa=200kg计算，全部由两只背靠背安装的角接触球轴承7317BECBM承担，其接触角40，基本额定动载荷Cr=156kN，静载荷Cor=132kN，极限转速4800r/min。根据结构设计，该轴承只承受轴向力，Fr=0KN，Fa=2.0kN由于1.14，当量动负荷P=0.35Fr+0.57Fa =1.14（kN）当量静负荷P0=0.5Fr+0.26Fa = 0.52（KN）冲击载荷系数fd=1.01.2（对泵），取fd=1.2温度因素fT=1.0（120）力矩载荷系数fm=1.5转速n=2980r/min，速度系数= 0.2843假设轴承设计工作寿命Lh=80000小时，寿命系数=5.4288则基本额定动载荷计算值：49.812（KN） Cr，满足使用要求。六、 部分零件强度计算1、 键的计算（1） 叶轮处叶轮处直径d=110mm,按标准键宽b=28mm,h=16mm挤压压力剪切应力45钢=(147100196133)kPa，=(5894088260)kPa=0.1188 m=0.139 m取有效长度mm（2）联轴器处联器处直径d=95mm，按标准键宽b=25mm，h=14mm=0.1179m=0.110 mm取有效长度mm2、 涡室壁厚计算由于进口有压，扬程较高，所以泵体、泵盖材质选ZG230-450（1）现代泵技术手册涡室的当量壁厚 =22.84铸刚的许用应力=(200250)kgf/cm2涡室壁厚=(5.116.39)cm（2）根据叶片泵设计手册（沈泵所编著，1983版第416页）涡室壁厚 cm综合以上计算，压水室壁厚取60mm,吸入室壁厚取50mm.3、 叶轮叶片厚度计算叶片厚度 （叶片泵设计手册沈泵所编著，1983版第405页）式中：K 系数； D2 叶轮外径；D=488.6mm H 单级扬程；H=260m Z 叶片数；z=6=12.8mm取S=13mm4、 轴的强度校核前面计算的轴承支反力是假设残余径向力为零流量时径向力的20进行计算的，这样计算对轴承来说偏安全。但采用双蜗壳结构后，正常工况下残余径向力较小（5%10%），下面进行轴的强度校核时按10进行计算，即径向力FR=0.1*3933=393.3kg。叶轮位置载荷情况：a）固定方向径向力：残余径向力393.3kg、叶轮重量75kg以及该段轴的重量14.9kg，合计483.2kg。b）离心力19.5kg。RA+RB=45+40+35+483.2+35+45+120=803.2（kg）对A点取矩：45*20.4 +RB*130.6= 40*13.25+35*44.15+483.2*65.3+35*86.45+45*117.35+120*152.3RB=454（kg）RA=803.2-454=349.2（kg）离心力的支反力两边平分，即RAC=RBC=9.75kg（1） 扭矩图联轴器处的扭矩最大，为78402.4kg.cm，经过叶轮处减为零。（2） 轴向力图残余轴向力200kg自叶轮位置始，推力轴承位置终。（3） 固定方向径向力弯矩图A点的弯矩：-45*20.4=-918（kg.cm）G点的弯矩：-45*(20.4+13.25)+ 349.2*13.25=3112.7（kg.cm）H点的弯矩：-45*(20.4+13.25+30.9)+ 349.2*(13.25+30.9)-40*30.9=11276.4（kg.cm）用同样的方法计算：J点的弯矩：16124（kg.cm）K点的弯矩：10751.9（kg.cm）L点的弯矩：1821.8（kg.cm）B点的弯矩：-2603.7（kg.cm）M点的弯矩：0.31（kg.cm）（4） 离心力的弯矩离心力在J点产生的弯矩最大：9.75*(13.25+30.9+21.15)= 636.7（kg.cm）（5） 强度校核J断面是危险断面。1） 弯曲应力弯矩M=16124+636.7=16760.7（ Kg.cm）轴径d=11cm键槽的宽度b=2.8cm键槽的深度t=1cm弯曲断面系数Zw为：=129.5cm3弯曲应力 129.4kg/cm22） 拉应力断面面积A为：92.3cm2拉应力 2.2 kg/cm23） 切应力扭转断面系数Zt为： cm3切应力 315.4kg/cm24） 折算应力561.9kg/cm2轴材料为35CrMoA，从叶片泵设计手册第370表10-1查得：屈服极限s=8500kg/cm2，对称循环时材料的弯曲疲劳极限-1=4700kg/cm2，s/-1=1.808，从表10-2查得n=17。安全系数15.13 1.82.5，满足疲劳强度要求，所以轴是安全的。（7） 轴的刚度计算对泵来说，刚度校核就是计算轴的最大挠度，轴的最大挠度应小于叶轮密封环的最小间隙，否则将影响泵工作的可靠性和寿命。经验表明，多级泵轴的细长比满足，刚度就够。（离心泵设计基础，1974版第226227页）式中：l 两支承中心间的距离；d 装叶轮处轴径。 泵轴刚度满足。5、 轴临界转速计算（1） 用能量法计算轴的临界转速1） 简化力学模型对轴分段，计算各段荷重，并确定各段荷重的作用点，按第一主振型确定各荷重方向，画出转子荷重简图，见下表。2） 求支反力对两支点分别取矩，求出支反力Ra=67.383kg，Rb=77.617kg3） 求弯矩按荷重（包括支反力）作用点和轴径变化点，对轴进行分段。因分的段数较多，为简化计算，先作出切力Q图，利用切力图的面积来计算弯矩M值。M=M+A（kg.cm）M某段轴右断面弯矩，M该段轴左断面弯矩，A 切力图上该段轴左、右断面间的面积。4） 求各轴段积分值系数计算过程及结果列于下表。5） 求各点的挠度对各荷重（不包括支反力）的作用点分别加单位力G0=1，单位力的方向与相应荷重的方向相同。计算出各轴段右断面在G0作用下产生的弯矩，然后根据计算出各荷重作用点处的挠度，见下表。6） 计算临界转速（r/min），见下表。标记处数更改文件号签 字日期 轴上荷重G（kg） 55kg 67.383 45kg 35kg 90kg 35kg 40kg 77.617kg 45kg A B分段号I123456789101112各段轴径di（cm）9.510.510.510.51111111110.510.510.56.5各段长度li（cm）11.89.913.2519.7511.1521.1521.1511.1519.7513.256.513.9切力图（kg）5555122.38377.38377.38342.383-47.617-82.617-82.617-122.617-45-45弯矩图（kg.cm）各段左断面弯矩Mi （kg.cm）06491193.52815.0754343.3895206.2096102.615095.514174.3312542.645917.9698625.4698各段右断面弯矩Mi（kg.cm）6491193.52815.0754343.3895206.2096102.615095.514174.3312542.645917.9698625.4698-0.03020.294Ed4x10-9 (kg.cm2)5.037.57.57.59.049.049.049.047.57.57.51.12Mi+Mi6492491.55202.0759973.53913892.9916515.0317300.7314365.3510891.316003.262461.4091250.909Mi+2Mi129830366823.6511501.8514755.8117411.4316293.6313444.179259.6214378.5852168.909625.40940.15230.32890.9192.62641.71363.86394.04771.77182.8681.06060.21331.58070.30450.40081.20553.02881.824.07363.81211.65822.43840.77350.1880.7903(Bi+Ai+1)x1050.63341.31983.83194.74245.68398.12135.58394.52623.4990.98681.76870.7903在G1处加单位力G0=1切力图 （kg）11-0.166-0.166-0.166-0.166-0.166-0.166-0.166-0.16600各段左断面弯矩Mi （kg.cm）011.821.719.500516.22214.371110.86027.34935.49842.21990.02040.0204各段右断面弯矩Mi （kg.cm）11.821.719.500516.22214.371110.86027.34935.49842.21990.02040.02040.0204(Bi+Ai+1)Mix103（cm）0.07470.28640.74720.76930.81680.8820.41040.24890.07770.00020.00040.0002G1作用点处的挠度y1（cm）0.0043G1y10.2365G1y120.001017在G2处加单位力G0=1切力图（kg）000.899-0.101-0.101-0.101-0.101-0.101-0.101-0.10100各段左断面弯矩Mi （kg.cm）00011.911759.9178.790856.65474.518553.39241.397650.05940.0594各段右断面弯矩Mi （kg.cm）0011.911759.9178.790856.65474.518553.39241.397650.05940.05940.0594(Bi+Ai+1)Mix103（cm）000.45640.47030.49970.54040.25230.15350.04890.00060.00110.0005G2作用点处的挠度y2（cm）0.0024G2y20.108G2y220.000259在G3处加单位力G0=1切力图 （kg）000.6620.6620.662-0.338-0.338-0.338-0.338-0.33800各段左断面弯矩Mi （kg.cm）0008.771521.84629.227322.078614.929911.16124.48570.00720.0072各段右断面弯矩Mi （kg.cm）008.771521.84629.227322.078614.929911.16124.48570.00720.00720.0072(Bi+Ai+1)Mix103（cm）000.33611.0361.66131.79310.83370.50520.1570.00010.00010.0001G3作用点处的挠度y3（cm）0.0063G3y30.2205G3y320.001389在G4处加单位力G0=1切力图（kg）000.50.50.50.5-0.5-0.5-0.5-0.5各段左断面弯矩Mi （kg.cm）0006.62516.522.07532.6522.07516.56.62500各段右断面弯矩Mi（kg.cm）006.62516.522.07532.6522.07516.56.625000(Bi+Ai+1)Mix103（cm）000.25390.78251.25472.65161.23260.74680.2318000G4作用点处的挠度y4（cm）0.0072G4y40.648G4y420.004666在G5处加单位力G0=1切力图 （kg）000.3380.3380.3380.3380.338-0.662-0.662-0.662各段左断面弯矩Mi （kg.cm）