D450-60×3型单吸多级离心泵毕业设计

河南理工大学万方科技学院本科毕业论文目录摘要IAbstractII前 言11 离心泵的基本构造21.1 离心泵的工作原理31.2 离心泵的性能曲线41.3 离心泵的主要工作参数62 常见故障原因分析及处理73 整体设计方案153.1 离心泵设计参数的确定163.1.1 已知泵的主要设计参数163.1.2 泵的各效率的估算173.2 主要结构部件的设计计算183.2.1 轴径和轮毂尺寸的计算183.2.2 叶轮的设计计算193.2.3 导叶的设计计算253.2.4 平衡盘的设计计算313.2.5 中段的设计393.2.6 泵进出口流道的确定393.2.7 离心泵压出段和吸入段的结构设计403.3 其它零部件的设计与计算424 部分零部件的选择444.1 轴承的选择444.2 键的选择444.3 联接螺栓的选择454.4 螺钉的选择465 多级离心泵主要零部件的校核475.1 叶轮强度计算475.2 中段的强度计算485.3 泵体密封面连接螺栓强度计算495.4 泵轴的校核505.5 键的校核526 离心泵的拆卸546.1离心泵的结构图546.2离心泵拆卸的一般步骤546.3泵拆卸进应注意的事项55致 谢56参考文献57 71河南理工大学万方科技学院本科毕业论文前 言毕业设计是对我们大学本科四年来所学知识的综合运用，旨在培养我们运用所学的基础知识、专业知识去分析和解决生产实际问题以及培养正确的设计思想，并通过运用设计标准、规范、手册、图册及查阅相关技术资料去进行理论的计算、整体结构的尺寸设计和思考，以及通过电脑绘图和手工绘图，并编写相关说明性材料，来培养和加强我们机械方面的基本技能及作为工程设计工作者的基本素质，为将来我们走上工作岗位打下坚实的基础。我们在大学里也有一段时间接触过离心泵。在我们实习的这段时间，我们每天都和它接触，老师也每天给我们讲它各方面的知识，在我的印象里，对离心泵的结构和它的工作原理老师讲的较多，不过我们在大一时，老师曾给我们讲过关于离心泵的机械密封原理，对于它的泄漏老师给我们分析的较仔细。我另外也曾看过一些有关离心泵相关的资料，主要是关于它的应用，特别是在农业排水方面的应用。可在现实的工作中，我们大家都知道，由于泵工作的动力较大，它的震动幅度相对也很大，所以它可能会出现各种各样的问题和故障，所以我重点写了离心泵的故障和它产生的原因以及一些处理它的方法。不过之前我先分析了它的基本的知识，首先是它的构造，它的工作原理和在各领域的应用等。 由于本人水平有限，实践经验不足，设计中难免会出现错误和不当之处，敬请各位老师改正。1 离心泵的基本构造离心泵的基本构造是由六部分组成的分别是叶轮，泵体，泵轴，轴承，密封环，填料函（如图1.1）。图1.1 离心泵 （1）叶轮是离心泵的核心部分，它转速高，出力大，叶轮上的叶片又起到主要作用，叶轮在装配前要通过静平衡实验。叶轮上的内外表面要求光滑，以减少水流的摩擦损失。 （2）泵体也称泵壳，它是水泵的主体。起到支撑固定作用，并与安装轴承的托架相连接。 （3）泵轴的作用是将联轴器和电动机相连接，将电动机的转距传给叶轮，所以它是传递机械能的主要部件。 （4）轴承是套在泵轴上支撑泵轴的构件，有滚动轴承和滑动轴承两种。滚动轴承使用牛油作为润滑剂，加油要适当一般为2/33/4的体积，太多会发热，太少又有响声并发热！滑动轴承使用的是透明油作润滑剂的,加油到油位线。太多油要沿泵轴渗出并且漂贱，太少，轴承又要过热烧坏造成事故！在水泵运行过程中轴承的温度最高在85度一般运行在60度左右，如果高了就要查找原因（是否有杂质，油质是否发黑，是否进水）并及时处理。 （5）密封环又称减漏环。叶轮进口与泵壳间的间隙过大会造成泵内高压区的水经此间隙流向低压区，影响泵的出水量，效率降低！间隙过小会造成叶轮与泵壳摩擦产生磨损。为了增加回流阻力减少内漏，延缓叶轮和泵壳的使用寿命，在泵壳内缘和叶轮外援结合处装有密封环，密封的间隙保持在0.251.10mm之间为宜。 （6）填料函主要由填料，水封环，填料筒，填料压盖，水封管组成。填料函的作用主要是为了封闭泵壳与泵轴之间的空隙，不让泵内的水流到外面来，也不让外面的空气进入到泵内。始终保持水泵内的真空！当泵轴与填料摩擦产生热量就要靠水封管住水到水封圈内使填料冷却！保持水泵的正常运行。所以在水泵的运行巡回检查过程中对填料函的检查是特别要注意！在运行600个小时左右就要对填料进行更换。 1.1 离心泵的工作原理 离心泵的工作原理是：离心泵所以能把水送出去是由于离心力的作用。水泵在工作前，泵体和进水管必须罐满水行成真空状态，当叶轮快速转动时，叶片促使水很快旋转，旋转着的水在离心力的作用下从叶轮中飞去，泵内的水被抛出后，叶轮的中心部分形成真空区域。水泵的水在大气压力（或水压）的作用下通过管网压到了进水管内。这样循环不已，就可以实现连续抽水。 （1）叶轮被泵轴带动旋转，对位于叶片间的流体做功，流体受离心力的作用，由叶轮中心被抛向外围当流体到达叶轮外周时，流速非常高 （2）泵壳汇集从各叶片间被抛出的液体，这些液体在壳内顺着蜗壳形通道逐渐扩大的方向流动，使流体的动能转化为静压能，减小能量损失所以泵壳的作用不仅在于汇集液体，它更是一个能量转换装置。 （3）液体吸上原理：依靠叶轮高速旋转，迫使叶轮中心的液体以很高的速度被抛开，从而在叶轮中心形成低压，低位槽中的液体因此被源源不断地吸上。气缚现象：如果在启动前壳内充满的是气体，则启动后叶轮中心气体被抛时不能在该处形成足够大的真空度，这样槽内液体便不能被吸上这一现象称为气缚。为防止气缚现象的发生，启动前要用外来的液体将泵壳内空间灌满这一步操作称为灌泵为防止灌渗透泵壳内的液体因重力流渗透低位槽内，在泵吸入管路的入口处装有止逆阀（底阀）；如果泵的位置低于槽内液面，则启动时无需灌泵。 （4）叶轮外周安装导轮，使泵内液体能量转换效率高导轮是位于叶轮外周的固定的带叶片的环这此叶片的弯曲方向与叶轮叶片的弯曲方向相反，其弯曲角度正好与液体从叶轮流出的方向相适应，引导液体在泵壳通道内平稳地改变方向，使能量损耗最小，动压能转换为静压能的效率高。 （5）后盖板上的平衡孔消除轴向推力离开叶轮周边的液体压力已经较高，有一部分会渗到叶轮后盖板后侧，而叶轮前侧液体入口处为低压，因而产生了将叶轮推向泵渗透口一侧的轴向推力这容易引起叶轮与泵壳接触处的磨损，严重时还会产生振动平衡孔使一部分高压液体泄露到低压区，减轻叶轮前后的压力差但由此也会此起泵效率的降低。 （6）轴封装置保证正常、高效运转在工作是泵轴旋转而壳不动，其间的环隙如果不加以密封或密封不好，则外界的空气会渗入叶轮中心的低压区，使泵的流量、效率下降严重时流量为零气缚通常，可以采用机械密封或填料密封来实现轴与壳之间的密封。1.2 离心泵的性能曲线 离心泵的性能参数如流量Q扬程H轴功率N转速n效率之间存在的一定的关系（如图1.2）。他们之间的量值变化关系用曲线来表示，这种曲线就称为水泵的性能曲线。水泵的性能参数之间的相互变化关系及相互制约性：首先以该水泵的额顶转速为先决条件的。图1.2水泵的性能曲线 水泵性能曲线主要有三条曲线：流量扬程曲线，流量功率曲线，流量效率曲线。 （1）流量扬程特性曲线 它是离心泵的基本的性能曲线。比转速小于80的离心泵具有上升和下降的特点（既中间凸起，两边下弯），称驼峰性能曲线。比转速在80150之间的离心泵具有平坦的性能曲线。比转数在150以上的离心泵具有陡降性能曲线。一般的说，当流量小时，扬程就高，随着流量的增加扬程就逐渐下降。 （2）流量功率曲线 轴功率是随着流量而增加的，当流量Q=0时，相应的轴功率并不等于零，而为一定值（约正常运行的60%左右）。这个功率主要消耗于机械损失上。此时水泵里是充满水的，如果长时间的运行，会导致泵内温度不断升高，泵壳，轴承会发热，严重时可能使泵体热力变形，我们称为“闷水头”，此时扬程为最大值，当出水阀逐渐打开时，流量就会逐渐增加，轴功率亦缓慢的增加。 （3）流量效率曲线 它的曲线象山头形状，当流量为零时，效率也等于零，随着流量的增大，效率也逐渐的增加，但增加到一定数值之后效率就下降了，效率有一个最高值，在最高效率点附近，效率都比较高，这个区域称为高效率区。 1.3 离心泵的主要工作参数 （1）流量:即泵在单位时间内排出的液体量,通常用体积单位表示,符号Q,单位有m3/h,m3/s,l/s等。 （2）扬程:输送单位重量的液体从泵入口处(泵进口法兰)到泵出口处(泵出口法兰),其能量的增值,用H表示,单位为kgf.m/kgf。 （3）转速:泵的转速是泵每分钟旋转的次数,用N来表示。电机转速N一般在2900转/分左右。 （4）汽蚀余量:离心泵的汽蚀余量是表示泵的性能的主要参数,用符号hr表示,单位为米液柱。 （5）功率与效率:泵的输入功率为轴功率N,也就是电动机的输出功率。泵的输出功率为有效功率Ne。 2 常见故障原因分析及处理2.1 泵不能启动或启动负荷大 原因及处理方法如下： (1)原动机或电源不正常。处理方法是检查电源和原动机情况。 (2)泵卡住。处理方法是用手盘动联轴器检查，必要时解体检查，消除动静部分故障。 (3)填料压得太紧。处理方法是放松填料。 (4)排出阀未关。处理方法是关闭排出阀，重新启动。 (5)平衡管不通畅。处理方法是疏通平衡管。2.2 泵不排液 原因及处理方法如下： (1)灌泵不足（或泵内气体未排完）。处理方法是重新灌泵。 (2)泵转向不对。处理方法是检查旋转方向。 (3)泵转速太低。处理方法是检查转速，提高转速。 (4)滤网堵塞，底阀不灵。处理方法是检查滤网，消除杂物。 (5)吸上高度太高，或吸液槽出现真空。处理方法是减低吸上高度；检查吸液槽压力。2.3 泵排液后中断 原因及处理方法如下：(1)吸入管路漏气。处理方法是检查吸入侧管道连接处及填料函密封情况。(2)灌泵时吸入侧气体未排完。处理方法是要求重新灌泵。(3)吸入侧突然被异物堵住。处理方法是停泵处理异物。(4)吸入大量气体。处理方法是检查吸入口有否旋涡，淹没深度是否太浅。2.4 流量不足 原因及处理方法如下： (1)系统静扬程增加。处理方法是检查液体高度和系统压力。 (2)阻力损失增加。处理方法是检查管路及止逆阀等障碍。 (3)壳体和叶轮耐磨环磨损过大。处理方法是更换或修理耐磨环及叶轮。 (4)其他部位漏液。处理方法是检查轴封等部位。 (5)泵叶轮堵塞、磨损、腐蚀。处理方法是清洗、检查、调换。2.5 扬程不够 原因及处理方法如下： (1)叶轮装反（双吸轮）。处理方法是检查叶轮。 (2)液体密度、粘度与设计条件不符。处理方法是检查液体的物理性质。(3)操作时流量太大。处理方法是减少流量。2.6 运行中功耗大 原因及处理方法如下： (1)叶轮与耐磨环、叶轮与壳有磨檫。处理方法是检查并修理。 (2)液体密度增加。处理方法是检查液体密度。 (3)填料压得太紧或干磨擦。处理方法是放松填料，检查水封管。 (4)轴承损坏。处理方法是检查修理或更换轴承。 (5)转速过高。处理方法是检查驱动机和电源。 (6)泵轴弯曲。处理方法是矫正泵轴。 (7)轴向力平衡装置失败。处理方法是检查平衡孔，回水管是否堵塞。 (8)联轴器对中不良或轴向间隙太小。处理方法是检查对中情况和调整轴向间隙。2.7 泵振动或异常声响 原因及处理方法如下： (1）振动频率为040%工作转速。过大的轴承间隙，轴瓦松动，油内有杂质，油质(粘度、温度)不良，因空气或工艺液体使油起泡，润滑不良，轴承损坏。处理方法是检查后，采取相应措施，如调整轴承间隙，清除油中杂质，更换新油。 (2）振动频率为60%100%工作转速。有关轴承问题同(1)，或者是密封间隙过大，护圈松动，密封磨损。处理方法是检查、调整或更换密封。 (3)振动频率为2倍工作转速。不对中，联轴器松动，密封装置摩擦，壳体变形，轴承损坏，支承共振，推力轴承损坏，轴弯曲，不良的配合。处理方法是检查，采取相应措施，修理、调整或更换。 (4)振动频率为n倍工作转速。压力脉动，不对中心，壳体变形，密封摩擦，支座或基础共振，管路、机器共振，处理方法是同(3)，加固基础或管路。 (5振动频率非常高。轴磨擦，密封、轴承、不精密、轴承抖动，不良的收缩配合等。处理方法同(3)。2.8 轴承发热 原因及处理方法如下： (1)轴承瓦块刮研不合要求。处理方法是重新修理轴承瓦块或更换。 (2)轴承间隙过小。处理方法是重新调整轴承间隙或刮研。 (3)润滑油量不足，油质不良。处理方法是增加油量或更换润滑油。 (4)轴承装配不良。处理方法是按要求检查轴承装配情况，消除不合要求因素。 (5)冷却水断路。处理方法是检查、修理。 (6)轴承磨损或松动。处理方法是修理轴承或报废。若松协，复紧有关螺栓。 (7)泵轴弯曲。处理方法是矫正泵轴。 (8)甩油环变形，甩油环不能转动，带不上油。处理方法是更新甩油环。 (9)联轴器对中不良或轴向间隙太小。处理方法是检查对中情况和调整轴向间隙。2.9 轴封发热 原因及处理方法如下： (1)填料压得太紧或磨擦。处理方法是放松填料，检查水封管。 (2)水封圈与水封管错位。处理方法是重新检查对准。 (3)冲洗、冷却不良。处理方法是检查冲洗冷却循环管。 (4)机械密封有故障。处理方法是检查机械密封。2.10 转子窜动大 原因及处理方法如下： (1)操作不当，运行工况远离泵的设计工况。处理方法：严格操作，使泵始终在设计工况附近运行。 (2)平衡不通畅。处理方法是疏通平衡管。 (3)平衡盘及平衡盘座材质不合要求。处理方法是更换材质符合要求的平衡盘及平衡盘座。2.11 发生水击 原因及处理方法如下： (1)由于突然停电，造成系统压力波动，出现排出系统负压，溶于液体中的气泡逸出使泵或管道内存在气体。处理方法是将气体排净。 (2)高压液柱由于突然停电迅猛倒灌，冲击在泵出口单向阀阀板上。处理方法是对泵的不合理排出系统的管道、管道附件的布置进行改造。 (3)出口管道的阀门关闭过快。处理方法是慢慢关闭阀门。2.12 机械密封的损坏 （1）机械密封的结构机械密封是一种旋转轴用的接触式动密封,它是在流体介质和弹性元件的作用下,两个垂直于轴心线的密封端面紧贴着相对旋转,从而达到密封的要求。通用离心泵机械密封种类繁多,型号各异,但它们的泄漏点基本上都表现在6处: 动、静环端面处; 静环与静环盒的辅助密封处; 动环与轴套的辅助密封处; 静环盒与密封泵体之间的密封处; 轴套与泵轴之间的密封处; 动环镶嵌结构配合处。其主要结构如图3.1所示。图2.1机械密封结构示意图1、轴套 2、密封垫 3、弹簧座4、弹簧 5、推环 6、动环O形环 7、挡环8、动环 9、静环O形环 10、静环 11、密封填料12、防转销13、静环座14、静环座密封垫15、锁紧螺钉16、泵轴 （2）机械密封的故障表现 密封端面的故障:磨损、热裂、变形、破损(尤其是非金属密封端面) 。 弹簧的故障:松弛、断裂和腐蚀。 辅助密封圈的故障:装配性的故障有掉块、裂口、碰伤、卷边和扭曲;非装配性的故障有变形、硬化、破裂和变质。 机械密封的故障在运行中集中表现为振动、发热、磨损,最终以介质向外泄漏的形式出现。 （3）机械密封泄漏的原因分析及处理 一般泵用机械密封在安装后都要经过静态和动态的试验,以确认机械密封安装正确,当发现有泄漏时,便于及时进行维修。另外,在正常运转时也可能突然出现泄漏,此时可以根据情况进行综合分析,确认导致机械密封泄漏的真正原因,便于解决。下面就静压试验时泄漏、周期性或阵发性泄漏和经常性泄漏3种情况分别进行说明。 静压试验时泄漏 a、密封端面安装时碰伤、变形、损坏; b、密封端面间安装时夹入颗粒状杂质; c、密封端面由于定位螺钉松动或没有拧紧,压盖(静止型的静环组件为压板)没有压紧; d、机器设备精度不够,使密封端面没有贴合; e、动静环密封面未被压紧或压缩量不够或损坏; f、动静环“V”形密封圈方向装反; g、轴套漏,则是轴套密封圈装配时未被压紧或压缩量不够或损坏。处理:加强装配时的检查、清洗;严格按技术要求进行装配。 周期性或阵发性泄漏 a、转子组件轴向窜动量太大。处理:调整推力轴承,使轴的轴向窜动量不大于0.125mm。 b、转子组件周期性振动。处理:找出原因并予以消除。 c、密封腔内压力经常大幅度变化。处理:稳定工艺操作条件。 经常性泄漏 A. 由于密封端面缺陷引起的经常性泄漏 a、弹簧压缩量(机械密封压缩量)太小。 b、弹簧压缩量太大,石墨动环龟裂。 c、密封端面宽度太小。处理:增大密封端面宽度,并相应增大弹簧作用力。 a、补偿密封环的浮动性太差(密封圈太硬或硬化或压缩量太大,补偿密封环的间隙太小) 。处理:对补偿密封环间隙太小的,增大补偿密封环的间隙。 b、镶钻或粘结动、静环的结合缝泄漏(镶装工艺欠佳,存在残余变形;材料不均匀;粘结剂变形) 。 c、动、静环损伤或裂纹。 d、密封端面磨损,补偿能力消失。 e、动、静环密封端面变形(端面所受弹簧作用力太大,按摩热太大,产生热变形;密 封零件结构不合理、强度不够,受力而变形;由于加工等原因,密封零件有残余变形;安装时用力不均引起变形) 。处理:更换有缺陷的或损坏的密封环。 f、动、静环密封端面与轴中心线垂直度偏差过大,动、静环密封面相对平行度差过大。处理:调整密封端面。 B. 由于弹簧缺陷引起的泄漏 a、弹簧端面偏斜。 b、多弹簧型机械密封,各弹簧之间的自由高度差太大。 C. 由于其它零件引起的经常性泄漏如传动、紧定和止推零件质量不好或松动引起的泄漏。 D. 由于转子引起的经常性泄漏如转子振动引起的泄漏。 E. 由于介质的问题引起的经常性泄漏 a、介质里有悬浮性微粒或结晶长时间积聚结果,堵塞在动环与轴之间、弹簧之间。弹簧与弹簧座之间,使补偿密封环不能浮动,失去补偿缓冲作用。 b、介质里的悬浮微粒或结晶堵在密封端面间,使密封端面迅速磨损。处理:开车前要先开冲洗冷却液阀门过一段时间再盘车开车;如加大冲洗冷却液;适当提高介质入口温度;提高介质过滤、分离效果。2.13 故障预防措施 （1）保证离心泵的润滑良好。 （2）加强易损件的维护。 （3）流量变化平缓，一般不做快速大幅度调整。 （4）严格执行操作规程，杜绝违章操作和野蛮操作。 （5）做好状态监测，发现问题及时分析处理。 （6）定期清理泵入口过滤器。 3 整体设计方案 此离心泵泵体内的转动部件完全被包封在充满输送介质的具有一定压力的由泵体和隔离套组成的容器之内，因此它是旋转轴不穿出泵体绝对不因密封而产生泄露的一种新型密封结构形式的离心泵。设计结构和图3.1相似。在结构设计时应当从从整体上予以考虑，决不能只按传递转矩的单一方面考虑，这一点是最为重用的。因此在整体结构设计时要考虑叶轮的内支撑问题，其中包括轴的支撑结构确定与设计、材料选择与设计、使用寿命的计算等。要考虑径向力和轴向力的平衡问题，首先从叶轮的结构、型线设计上要克服径向力和轴向力的产生；从导流的结构上克服克服或减小径向力和轴向力。要考虑流体在泵内循环、流动以及导流量的计算问题，流体在泵内循环流动，一是为了强制冷却、润滑轴承；二是为金属隔离套的散热、冷却。设计时，应先设计轴径的大小；之后在设计泵头（包括叶轮的设计、导叶的设计、平衡盘的设计、泵进出口的设计等）；接着是各部件之间联接件的选择，主要是键和联接螺钉螺栓等的选择；最后是各结构的机构强度计算。图3.1 多级离心泵示意图3.1 离心泵设计参数的确定离心泵主要由电机、泵头两个部分组成。根据设计任务书,选用的配置电动机的功率400kw,转速1480r/min。因此离心泵的设计主要是泵头部分。 3.1.1 已知泵的主要设计参数 泵的单级扬程 H=60m 流量 Q=450 泵的级数 i=3 泵的效率 70% 泵必需的汽蚀余量 NPSHr=5m 轴功率 P=315.0kw 配电机 P=400.0kw 叶轮直径 泵重 G=1750kg 均质清洁液体，介质密度=1000kg/ （1）：确定转速为n=1480r/min （2）：比转速的确定： = （3-1）其中i=3根据已知条件，则有 得到故此离心泵为中比转速类型，即在30到90之间。一般情况下尺寸比为2：3。 3.1.2 泵的各效率的估算 （1）：水力效率水力效率按下式计算 (3-2) 式中 Q泵流量（） n泵转速（r/min）由已知条件可 （3-3）得到水力效率。 （2）：容积效率可按下式计算 （3-4）将数据代入公式（4-4）得 得0.98 （3）：机械效率 （3-5）则得3.2 主要结构部件的设计计算 3.2.1 轴径和轮毂尺寸的计算泵轴的直径应按其承受的外载荷（拉、压、弯、扭）和刚度及临界转速条件确定。因为扭矩是泵轴最主要的载荷，所以在开始设计时，可按扭矩确定泵轴的最小直径（通常是联轴器处的直径）。同时应根据所设计泵的具体情况，考虑影响刚度和临界转速的大概因素，可对粗算的轴径作适当的修改，并圆整到标准直径。待泵转子设计完成后，再对轴的强度、刚度和临界转速进行详细的校核。按扭矩计算泵轴径的公式（m） （3-6）式中T泵轴受到的扭矩(); （3-7）式中Nc计算功率,可取=1.2N;材料的许用切应力(Pa),选泵轴材料为40Cr,作调质处理.HBS=241302MPa 取HBS=250MPa另=(637735)取=700又，得；则 T=9550所以（m）此算出来的轴径是连接联轴器处轴的最小轴径,又考虑到开键槽的影响,为安全起见,一般在此处加4%的裕量.即 d1=(1+4%)d 得d1=0.0581m 取d1=0.058m因为该尺寸是轴的最小处直径,考虑到轴肩的影响,一般轴肩的梯度是510 mm。故取d1=0.060m 根据轴各段的结构和工艺要求,确定装叶轮处的轴径，其中和轮毂直径dh.叶轮轮毂直径必须保证轴孔在开键槽之后有一定的厚度，使轮毂具有足够的强度.值得注意的是，在安装叶轮,联轴器，轴套和轴承的地方,一定要选用标准尺寸，而螺纹采用细牙螺纹,其内径应大于螺纹前轴段的直径。叶轮与轴之间用键连接，为了确保叶轮根部有足够的强度,则通常dh=(1.21.4)ds.一般大泵取小值,小泵取大值。因此可以取dh=1.3ds,得dh=0.078m,取标准dh=0.080m. 3.2.2 叶轮的设计计算 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。用于离心泵的叶轮形式很多。本设计中选用较常见的单吸式封闭叶轮。其大致结构如下：图3-2 叶轮叶轮主要几何参数有叶轮进口直径 D0 、叶轮轮毂直径dh、叶片进口角1、叶轮出口宽度 b2、叶片出口角2 和叶片数 Z 。叶轮进口几何参数对汽蚀具有重要影响，叶轮出口几何参数对性能（H、Q ）具有重要影响，而两者对效率均有影响。由离心泵轴的设计可得轮毂的直径。在此基础上可以对叶轮各尺寸进行设计。 （1）：确定叶轮入口直径D0 （3-8）式中通过叶轮的设计流量，m3/s, =； 泵容积效率，由效率计算得为98%； 叶轮入口速度，m/s, ； 入口速度系数，多级泵首级叶轮查得=0.175（见表3.1）， 多级泵次级叶轮查得=0.275（见表3.1）； 单级扬程（根据已知的=60m）； 叶轮轮毂直径，选=0.080m；则可以得到对于多级泵首级叶轮 ， 对于多级泵次级叶轮；将各个数据代入公式（3-8）得 首级叶轮： 故可取 =0.200m; 次级叶轮:取=0.160m。 （2）：确定叶轮入口宽度 （3-9）对首级叶轮，式中 叶片入口直径，一般情况下选取； 叶片入口边绝对速度，一般情况下选；得所以将数据代入公式（3-9）得；取。对次级叶轮，式中叶片入口直径，一般情况下选取；叶片入口边绝对速度，一般情况下选；得所以将数据代入公式（3-9）得；取。 （3）：确定叶轮外径 （3-10）式中叶轮出口圆周速度，根据速度系数表3.1查得；则 将数据代入公式（3-10）得 取 经过计算恰好就是给出的已知数据，故设计合理 （4）：确定叶片数Z根据公式 (3-11)将数据代入得，取 Z=8 （5）：确定叶片出口宽度已知 （3-12）式中：叶片出口处厚度，选=0.006m；叶片出口处安放角，选；叶轮出口轴向速度，;；叶轮出口轴面速度系数，由表3.1查得；由此可得。将各数据代入公式（3-12）得取 表3.1 叶轮速度系数根据各数据得首级叶轮示意图如下：图3.3 首级叶轮次级叶轮示意图如下：图3.4 次级叶轮 3.2.3 导叶的设计计算 （1）：导叶的介绍导叶的结构形式有四种：一是径向导叶 它的流道由正导叶环行空间（转弯部分）反导叶组成。这种导叶主要用于节段式多级泵。正导叶起压水室的作用（将低速度，消除液体旋转分量）外，还起着把液体引入下级叶轮的吸水室作用，所以这种导叶是兼备吸水室和压水室双重作用的固定导流部件。二是流道式导叶 它与径向导叶基本相同，所谓不同的是径向导叶从正导叶出来的液体，在环行空间内混在一起。之后进入反导叶。而在流道式导叶中，正反导叶是连续的整体，从正导叶进口的反导叶出口形成单独的小流道，各流道的液体不能混合。流道式导叶在水力性能上较径向导叶完善、其缺点是结构复杂，不便进行铸造和加工。 三是轴向导叶和只有反导叶的结构 轴向导叶的结构是，无正导叶，轴向转弯处加导向叶片。这种结构的优点是能较大的缩小径向尺寸，但水力性能上是不完善的，效率较低。如其取消轴向导叶就变为只有反导叶的结构。这种导叶主要用于限制径向尺寸的情况下。四是空间导叶 空间导叶和流道式导叶类似，正反导叶合为一体，因为叶片是空间扭曲的，故称为空间导叶，主要用于井泵和导叶式混流泵中。综合考虑本设计选径向导叶。 （2）：导叶的设计与计算(a)导叶基圆直径是指切于导叶进口旋线起点的圆，它的计算式如下： ；取=432m。比转速高或尺寸小的泵取大值，通常最大的径向间隙不超过5mm。增大间隙会降低泵的效率。(b)导叶进口宽度（轴向宽度） 取；式中是叶轮出口宽度。多级泵适当减小，可减小轴向尺寸。(c)导叶进口角 (3-13) ; ；得到代入式得 ； 对上式求反得， 取；(d)导叶叶片数和喉部面积计算首先选导叶叶片入口厚度，根据使用条件和选择材料确定：可选入口厚度为=3.55mm，取=4mm。又喉部面积为公式： (3-14)式中导叶喉部高度尺寸，m，； 喉部流体入口速度，m/s , ; 喉部速度系数，此处选=0.56；导叶叶片数，此处选=9；由上可知得，将其代入式得，取=40mm；所以喉部面积为： 。(e)扩散段的设计与计算扩散段的进口面积为喉部面积；根据现代泵设计手册提供的参考推荐值： ； ； （L扩散段长度）； 。 以上条件不必同时满足。将数据代入上述各数据中得到：，取；流道用双向扩散出口断面，即出口断面，则，取=42mm;扩散角：因，所以L=120160mm,取L=120mm;所以，代入数据得；根据已知得：，其值在1.52.5之间。故选值合理。而对于扩散角的选用范围一般为，所以设计是合理的。(f)导叶出口直径 由上可知，取。 因其值略微超出以上范围，但上面已经介绍过不要求所有条件都符合，故可以认为设计合理(g)反导叶的设计设计反导叶应参考现有的性能良好的结构，考虑和正导叶及下级叶轮进口的衔接，力求流动的平滑流畅，保证要求的速度大小和方向的变化。具体步骤如下： 确定主要尺寸，叶片数一般和正导叶相同，既都为9片，在圆周方位的位置应使每两个正导叶间的液流连续的进入两个反导叶间的流道。反导叶进口直径一般小于，出口直径一般和叶轮进口直径相当。轴向宽度根据要求的速度变化确定，一般为。所以各数据取值为： ； ； ，取=40mm。确定反导叶进口安放角和出口安放角 流体流出正导叶扩散段，到反导叶之前，速度矩保持不变。反导叶进口安放角设； ； 若 ，； ；求解得，又，取其示意图为：图3.5 导叶结构 3.2.4 平衡盘的设计计算 （1）：平衡盘机构在多级离心泵中的作用 多级离心泵主要依靠内部支撑来平衡轴向力。因此平衡盘在多级离心泵中，对平衡轴向力起着重要作用，在泵内平衡和控制轴向力主要依靠于平衡机构，所以在设计平衡盘机构时应考虑的主要技术问题为：一是结构不能复杂且要控制和平衡轴向力，一般要配用轴向位移系统；二是不能因平衡盘机构平衡轴向力影响到泵的效率；三是要有足够长的工作周期，满足生产工艺的要求；四是选材和结构设计合理，还须考虑经济性；五是更换平衡盘和静摩擦环等零件方便、易拆装。 （2）：多级离心泵轴向力的平衡方式 多级离心泵轴向力平衡的主要方式有：a.泵内采用滚动轴承时，由平衡盘平衡和滚动轴承分别平衡轴向力和控制克服轴向力； b.泵内采用滑动轴承时，由平衡盘平衡和控制轴向力；c.泵采用滑动、滚动轴承组合时，由平衡盘平衡和控制轴向力。 （3）：平衡盘的自动平衡原理由于平衡盘可以在不同工况自动完全地平衡轴向力，故广泛地应用于多级离心泵。如图所示：图3.6 平衡盘结构示意图 在轴套与泵体间有一个轴向间隙，平衡盘后面有与泵吸入口相通的平衡室。径向间隙 b前的压力是末级叶轮背面的压力p，液体经过间隙b后，压力再降为，径向间隙的压力降： ；液体通过轴向间隙后，压力再下降至，轴向间隙两端的压力降：；式中和泵吸入口的压力接近。整个平衡盘装置的压力降；这样，在平衡盘上作用一个平衡力，与泵的轴向力大小相等，方向相反。 （4）：平衡盘的设计已知数据：流量，总的扬程H=180m ； 转速n=1480r/min； 级数i=3级 ； 叶轮外径D2=430mm； 首级叶轮的密封环直径Dm=200mm次级叶轮的密封环直径Dm=170mm；首级叶轮的进口直径 =180mm次级叶轮的进口直径=150mm；。 取首级叶轮0.0975m 次级叶轮0.0825m 首级叶轮0.0900m 次级叶轮0.0750m 0.0400m 0.1850m 其中叶轮密封环半径；叶轮轮毂直径轴向力 轴向力产生的原因 泵在运转中，转子上作用这轴向力，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。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，用表示： 动反力，此力指向叶轮后面，用表示： 轴台、轴端等结构因素收起的轴向力，其方向视具体情况而定，本设计中由于泵体尺寸较小，不考虑这一部分轴向力； 本设计中采用立式结构，所以转子本身收起一部分轴向力，此力方向向下。计算轴向力 叶轮旋转角速度 单级叶轮的势扬程 (3-15)，所以轴向力首级叶轮： 动反力 液体通常沿轴线进入叶轮，沿径向或斜向流出。液流通过叶轮其方向之所以变化，是因为液体受到叶轮作用力的结果。反之，液体给液流一个大小相等方向相反的作用力，即为动反力，指向叶轮后面，由动量定理知 (3-16)、为叶片进口稍前、出口稍后的轴面的速度；为叶轮出口轴面速度与轴线方向的夹角。故，所以 故作用在首级叶轮上总的轴向力为:A0=A1-A2=8659.64-797.12=7862.52N次级叶轮：作用在次级叶轮上总的轴向力：A=A1-A2=5636.08-1287.28=4348.8N作用在所有叶轮上的轴向力：A=A0+A(i-1) =8659.64+(3-1)4348.8=17357.24N.平衡盘的水力设计 （5）平衡机构前后压力降的计算 末级叶轮出口处液体压力,设=0, 平衡盘的外直径为 =0.080m 则末级叶轮后泵腔中径向间隙b1 进口处的压力, , 故。平衡盘后面轮毂处压力p6，一般取p6=49kpa平衡机构前后压力降根据工艺要求 选择，取；， 取；又根据公式： (3-17)令F=A,则选择取.选择， 得R2=120mm；较核压降系数 ，其中，；代入数据得和，查得,;得灵敏度系数而灵敏度的范围必须在0.30.5之间，故所选的数值是合理的。 （6）计算泄露量q根据公式 (3-18)得 ；而对于一般的泵泄露量小于，否则可考虑重新假定尺寸进行计算。，故计算结果是合理的。 （7）计算径向间隙的长度L根据结构选择L=97mm 3.2.5 中段的设计 根据各结构间的配合可知中段结构可为图3.7 中段结构 3.2.6 泵进出口流道的确定泵的进口直径由进口速度确定，即 (3-19)其中进口平均流速可选3m/s左右，式中流量的单位应为.根据以上的计算数据代入上式公式得：，取其值为。泵出口直径可取与相同，或小于，即 （3-20）代入数据得 ，取其值为 3.2.7 离心泵压出段和吸入段的结构设计 （1）概述压水室是指叶轮出口至泵出口法兰（对多级泵是到下一级叶轮出口）的过流部件，其作用为： 将叶轮流出的液体收集到一起，形成轴对称的流动，并送至下一级叶轮或泵的出口； 降低流速，把动能转换成压能，以减少下一级叶轮或压水管路中的损失； 消除流动的环量，以减少水力损失。为了达到上述要求，压水室在设计中要做到： 压水室的水力损失占整个泵中的损失的很大一部分，为此压水室中的 水力损失应尽量小； 尽可能使水流量轴对称，提高泵运行的稳定性； 具有足够的强度，较好的经济性及公益性，并考虑到泵布置的要求。 （2）离心泵的压水室按其结构可分为： 螺旋形压水室 它由螺旋线部件及扩散管两部分组成，水力性能好，用途广。 环形压水室 它的特点是压水室各过流截面的面积相等，过流截面通常为半圆形或矩形，效率较低。 叶片式压水室 也称为导叶压水室，又分径向式导叶和流道式导叶。其特点是在叶轮出口后面的流道中各布置若干个导叶，将流体引至出流口。导叶间流道的过流面积流动逐渐变大及流动方向的改变，使流体的动能转换成压能并消除了环量，起压水室的作用。采用环行吸水室水力设计，其示意图如下：图3.8由图可知泵出口直径不变。根据泵的结构和参考图纸确定压出段的结构形状示意图如下 图3.9 压出段结构同样的，泵的吸入段也和上面压出段的结构相似，只是具体尺寸不同。出入口径和所求的泵的进出口直径是相同的。具体结构见装配图。3.3 其它零部件的设计与计算 3.3.1 法兰的有关参数图3.10 泵的法兰示意图查得D450-60型泵的进口法兰的有关参数为 B=250mm,D=405mm,K=355mm,d=320mm,c=32mm,f1=3mm,n=出口法兰的有关参数为B=250mm,D=470mm,K=400mm,d=352mm,X=312mm,C=48mm,f1=3mm,f1=4.5mm,n=4 部分零部件的选择4.1 轴承的选择 由于要受到径向力和轴向力，故选取圆柱滚子轴承较为合理。选取GB283-64标准系列轴承2个。轴承型号为：2320其图为：图4.1 圆柱滚子轴承各代号所表示的数据分别为：D=215mm d=100mm B=73mm4.2 键的选择 由于泵轴各段需要装键的部分都在一个范围内（大于58而小于等于65）。故键的选择是基本尺寸相同，只是长度系列的不同。采用GB1096-09。其示意图如下：图4.2 键的基本结构在这范围之内各数据为：