机械毕业设计1052离心泵的设计及其密封说明书
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机械毕业设计1052离心泵的设计及其密封说明书,机械毕业设计论文
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1 题目 离心泵的设计及其密封 摘要 ： 在当今社会 离心泵的应用是很广泛的 ,在国民经济的许多部门要用到它。在 供 给系统中几乎是不可缺少的一种设备 。在泵的实际应用中损耗严重，特别是 化工 用 泵在实际应用中 损耗，主要是轴封部分， 在输送过程中 由于密封不当而出现泄漏造成重大损失和事故 。 轴封有填料密封和机械密封。填料密封使用周期短，损耗高 ， 效率低。 本设计 使用机械密封。主要 以自己设计的离心泵为基础，对泵的密封进行改进 ，以 减少损耗，提 高离心泵寿命。本设计 其主要工作内容如下，自己设计一台扬程为 40m，流 量 为 100m3 /h 的离心泵。电机功率为 7.5kw， 转速为 2900r/min， .在 0 800 C 工作环境下输送带杂质液体的离心泵的机械密封。 关键词 ： 泵 填料密封 离心泵 机械密封 Centrifugal pump design and sealing Abstract: In todays society, the centrifugal pump is applied widely in the national economy, many departments should use it. In the supply system is almost an indispensable equipment. The practical application in pump industry, especially with serious loss in actual application of pump shaft seals, mainly is loss in the process of conveying, due to improper seal leakage caused heavy losses and accidents. Shaft seals have packing seal and mechanical seal. Packing seal use short cycle, the loss is high. Efficiency is low. This design USES mechanical seal. Mainly in their design based on centrifugal pump, and the improved seal pump, in order to reduce loss, improve the centrifugal pump life. This design is the main content of work, design a head for 40 MB, flow 100m/h of centrifugal pump. Electric power is 7.5 kw, speed for 2900r/min, the 0-80 C work environment impurity liquid conveyer belt of centrifugal pump mechanical seal. Keywords: pump packing seal centrifugal pump mechanical seal nts 2 二 离心泵的工作原理以及方案选择 2.1 离心泵的工作原理 离心泵工作前，先将泵内充满液体，然后启动离心泵，叶轮快速转动，叶轮的叶片驱使液体转动，液体转动时依靠惯性向叶轮外缘流去，同时叶轮从吸入室吸进液体，在这一过程中，叶轮中的液体绕流叶片，在绕流运动中液体作用一升力于叶片，反过来叶片以一个与此升力大小相等、方向相反的力作用于液体，这个力对液体做功，使液体得到能量而流出叶轮，这时 候 液体的动能与压能均增大。 就可以达到效果。 离心泵依靠旋转叶轮对液体的作用把原动机的机械能传递给液体。由于离心泵的作用液 体从叶轮进口流向出口的过程中，其速度能和压力能都得到增加，被叶轮排出的液体经过压出室，大部分速度能转换成压力能，然后沿排出管路输送出去，这时，叶轮进口处因液体的排出而形成真空或低压，吸水池中的液体在液面压力（大气压）的作用下，被压入叶轮的进口，于是，旋转着的叶轮就连续不断地吸入和排出液体。 2.2 密封方案选择 离心泵的密封也叫轴封。它是旋转轴和泵体之间的密封。分为 机械密封和填料密封。 填料密封 一般采用油浸石棉盘根或油浸棉纱盘根。 他的优点 是 结构简单、成本低、适用范围广 。但是 在实际生产中，经常出现这样的状况 ：新修好的设备，开始运行时轴封状况良好，但用不了多久，泄漏量便不断增加，调整压盖和更换填料的工作也逐渐频繁，运转不到一个周期，轴套就已磨损成花瓶状，严重时还会出现轴套磨断，并且水封环后面更换不到的盘根均已腐烂，无法起到密封作用。 它的主要缺点是 1、 填料与轴直接接触，且相对转动，造成轴与轴套的磨损，所以必须定期或不定期更换轴套。 2、为了使 填料 与轴或轴套间产生的摩擦热及时散掉， 填料 密封必须保持一定量的泄漏，而且不易控制。 3、 填料 与轴或轴套间的摩擦，造成电机有效功率降低，消耗电能，有时甚至达到 5 10的惊人比例 。也就是说：从填料密封的原理来看，流体在密封腔内可泄漏的通道有三处：其一是流体穿透纤维材料造成泄漏；其二是从填料与填料箱体之间泄漏；其三是从填料与轴表面之间泄漏。 机械密封是靠一对或数对垂直于轴作相对滑动的端面在流体压力和补偿机构的弹力（或磁力）作用下保持贴合并配以辅助密封而达到阻漏的轴封装置。 常用机械密封结构由静止环（静环） 1、旋转环（动环） 2、弹性元件 3、弹簧座 4、紧定螺钉 5、旋转环辅助密封圈 6 和静止环辅助密封圈 8 等元件组成，防转销 7 固定在压盖 9 上以防止静止环转动。旋转环和静止环往往还可根据它们是否 具有轴向补偿能力而称为补偿环或非补偿还 。 相对于填料密封，机械密封的优点是： 1 密封可靠在长周期的运行中，密封状态很稳定，泄漏量很小，按粗略统计，其泄漏量一般仅为软填料密封的 1/100； 2使用寿命长在油、水类介质中一般可达 1 2 年或更长时间，在化工介质中通常也能达半年以上； 3摩擦功率消耗小机械密封的摩擦功率仅为软填料密封的 10% 50%； 4轴或轴套基本上不受摩损； 5维修周期长端面磨损后可自动补偿，一般情况下，毋需经常性的维修； nts 3 6抗振性好 对旋转轴的振动、偏摆以及轴对 密封腔的偏斜不敏感； 7 适用范围广机械密封能用于低温、高温、真空、高压、不同转速，以及各种腐蚀性介质和含磨粒介质等的密封。 8 对现今许多工厂的 “零泄漏 ”需要， 填料 无法达到此要求；根本适应范围广，随意性更大，但对于在工厂，经常更换或维护将对工厂造成很大损失。 但是机械密封由于零件相对较多，所以 结构较复杂，对制造加工要求高 ， 并且 安装与更换比较麻烦，并要求工人有一定的安装技术水平 。 发生偶然性事故时，处理较困难 。还有机械密封的一次性投资高，必须考虑成本问题。 综合二种密封方式，考虑本设计中输送的化学液体 ，并可能带有腐蚀性，一旦泄漏会出重大事故。必须选择密封性能好的方式。故本设计采用机械密封。要求计算出机械密封的各种力和端面比压。 nts 4 三 离心泵的 设计 3.1 离心泵的 基本 原理 泵是把原动机的机械能转换成液体能量的机器。泵用来增加液体的位能、压能、动能 .原动机通过泵轴带动叶轮旋转 ,对液体做功 ,使其能量增加 ,从而使需要数量的液体 ,使液体 经泵的过流部件输送到要求的高度或要求压力的地方。 如下图 1-1所示 ,是简单的离心泵装置。原动机带动叶轮旋转 ,将水从 A处吸入泵内 ,排送到 B处。泵中起主导作用的是叶轮 ,叶轮中的叶片强迫液体旋转 ,液体在离心力作用下向四周甩出。这种情况和转动的雨伞上的水滴向四周甩出去的道理一样。泵内的液体甩出去后 ,新的液体在大气压力下进入泵内 ,如此连续不断地从 A处向 B处供水。泵在开动前 ,应先灌满水。如不灌满水 ,叶轮只能带动空气旋转 ,因空气的单位体积的质量很小 ,产生的离心力甚小 ,无力把泵内和排水管路中的空气排出 ,不能在泵内造成一定的真空 ,水也就吸不上来。泵的底阀是为灌水用的 ,泵出口侧的调节阀是用来调节流量的。 如图3-1 底 阀下液面p 1p 0图 （ 2 ） ： 工 作 原 理 示 意 图图 3-1 nts 5 3.2 泵汽蚀余量的计算方法 汽蚀余量对于泵的设计、试验和使用都是十分重要的汽蚀基本参数。设计泵时根据对汽蚀性能的要求设计泵 ,如果用户给定了具体的使用条件 ,则设计泵的汽蚀余量rNPSH 必须小于按使用条件确定的装置汽蚀余量 aNPSH 。欲提高泵的汽蚀性能 ,应尽量减小 rNPSH 。泵试验时 ,通过汽蚀试验验证 rNPSH ,这是确定 rNPSH 唯一可靠的方法。它一方面可以验证泵是否达到设计的 rNPSH 值。另一方面 ,考虑一个安全余量 ,得到许用汽蚀余量 NPSH ,作为用户确定几何安装高度的依据 .可见 ,正确地理解和确定汽蚀余量是十分重要的。 为了深入理解汽蚀的概念 ,应区分以下几种汽蚀余量： 1.aNPSH 装置汽蚀余量又叫有效的汽蚀余量。是由吸入装置提供的 ,aNPSH越大泵越不容易发生汽蚀。 2. rNPSH 泵汽蚀余量又叫必需的汽蚀余量 ,是规定泵要达到的汽蚀性能参数 , rNPSH 越小 ,泵的抗汽蚀性能越好。 3.tNPSH 试验汽蚀余量 ,是汽蚀试验时算出的值 , 试验汽蚀余量有任意多个 ,但对应泵性能下降一定值的试验汽蚀余量只有一个 ,称为临界汽蚀余量 ,用cNPSH表示。 4. NPSH 许用汽 蚀余量 ,这是确定泵使用条件 (如安装高度 )用的汽蚀余量 ,它应大于 临 界 汽 蚀 余 量 , 以 保 证 泵 运 行 时 不 发 生 汽 蚀 , 通常取 NPSH = cNPSH5.11.1 或 NPSH = cNPSH +k, k是安全值。 这些汽蚀余量有如下关系 : arc N P S HN P S HN P S HN P S H 泵汽蚀余量的计算 : HNPSH r 式中 : 托马汽蚀系数； H 泵最高效率点下的泵单级扬程； rNPSH 最高效率点下的泵汽蚀余量。 根据【现代泵技术手册关醒凡编著，宇航出版社。】 查图 4-7 nts 6 取 =0.075 所以 HNPSH r =0.035 40=3 3.3 泵的基本参数的确定 1 确定泵的进口直径 泵进口直径也叫泵吸入口径 ,是指泵吸入法兰处管的内径 .吸入口径由合理的进口流速确定。泵的进口流速一般为 3m/s左右，从制造经济行考虑，大型泵的流速取大些，以减小泵体积，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。常用的泵吸入口径，流量和流速的关系如图所示。对抗汽蚀性能要求高的泵，在吸入口径小于 250mm 时，可取吸入口径流速 smVs /8.10.1，在吸入口径大于 250mm时，可取 smVs /2.24.1。选定吸入流速后，按下式确定sD,在该设计中， 此泵为单吸离心泵。 sVQD4 吸入口径（ mm） 40 50 65 80 100 150 200 250 单 级 泵 流速（ m/s） 1.375 1.77 2.1 2.76 3.53 2.83 2.65 2.83 流量（ m3/h） 6.25 12.5 25 50 100 180 300 500 表 3-1 注：此表取自【现代泵技术手册关醒 凡编著，宇航出版社。】 取吸入口流速 VS=3.2m3 /h，代入公式得： mVQRs1233.02.33600 10044 入 取泵的吸入口径为 125mm。 2. 确定泵的出口直径 泵出口直径也叫泵排出口径，是指泵排出法兰处管的的内径。对于低扬程泵，排出口径可与吸入口径相同；对于高扬程泵，为减小泵的体积和排出管路直径，可取排出口径小于吸入口径，一般取 sDR )7.01(出式中 ： R出 泵的排出口径 R入 泵的吸入口径 根据该泵的特性，由于该泵的流量大，考虑排水管路的经济性 nts 7 mmmmDR S 1051507.07.0 出 取 mmR 100出3. 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).转速和比转数有关，而比转数和效率有关，所以转速应该和比转数结合起来确定； (3).确定转速应考虑原动机的种类（电动机、内燃机、汽轮机等）和传动装置（皮带传动、齿轮传动、液力偶合器传动等）； (4).转速增高，过流部件的磨损加快，机组的振动、噪声变大； (5).提高泵的转速受到汽蚀条件的限制，从汽蚀比转数公式 4362.5rNPSHQnC 式中： n 泵的转速（ r/min） Q 泵流量（ m3/s） 可知：转速 n 和汽蚀基本参数 rNPSH 及 C 有确定的关系，如得不到满足，将发生汽蚀。对既定得泵汽蚀比转数 C 值为定值，转速增加，流量增加，则 rNPSH 增加，当该值大于装置汽蚀余量aNPSH时，泵将发生汽蚀。 选 1500C ,. rNPSH =3， smQ /05.0 3 则 m in/3 7 7 905.062.531 5 0 062.54343rQN P S HCn r 根据汽蚀要求，泵的转速应小于 min/3779 r ，而实际转速为 min/2900 r 4. 轴功率和原动机功率 的确定 泵的轴功率 KwKwg Q HP 2356.7360086.01000 100408.910001000 轴原动机功率 KwKwPKPt2566.72356.70.1 1.1 原 式中 : K 余量系数 查【现代泵技术手册关醒凡编著】 表 7-10 取 K =1.1(原动机为电动机 ) t 传动效率 查【现代泵技术手册关醒凡编著】 表 7-11 取 0.1t(直联 ) nts 8 所以选择 7.5Kw的电动机可满足要求 ,查【机械零件手册吴宗泽主编】选择电动机的型号为 Y132S2-2 3.4 压出室和吸入室的设计 1. 压出室的水力设计 压出室的作用在于： 1将叶片中流出的液体收集起来并送往下一级叶轮或管路系统。 2.降低液体的流速，实现动能到压能的转化，并 可减小液体流往下一级叶轮或管路系统的损失。 3.消除液体流出叶轮后的旋转运动，以避免由于这种旋转运动带来的水力损失。 本设计采用的压出室是蜗形体，即螺旋形涡室。 2. 吸入室的水力设计 (1) 吸入室的作用 吸入室是指泵的吸入法兰到叶轮入口前泵体的过流部分，吸入室的作用是将吸入管中的液体以最小的损失均匀地引向叶轮。 吸入室中的水力损失要比压出室的水力损失小的多，因此，与压出室相比，吸入室的重要性要小的多，尽管如此，吸入室仍是水泵不可缺少的部件，它直接影响着叶轮的效率和泵的汽蚀性能。 (2) 吸入室的分类 吸 入室有以下四类：直锥形吸入室、环形吸入室、半螺旋形吸入室、 单 吸泵螺旋形吸入室 直锥形吸入室常用于单级悬臂式泵中，它能保证液流逐渐加速而均匀地进入叶轮。 环形吸入室又叫同心吸入室，在接近入口处设有许多导向径，以防止液体在其中打转而产生预旋，常用于杂质泵和多级泵。 半螺旋形吸入室主要用于单级泵中和水平式开式泵等 ,能保证在叶轮进口得到均匀的速度场。 本次设计泵采用 单 吸泵螺旋形吸入室。这种结构的吸入室性能好，结构简单，制造方便，液体在 单 吸泵螺旋形吸入室内流动速度递增，使液体在叶轮进口能得到均匀的速度，液体在双吸泵螺 旋形吸入室水力损失很小，汽蚀性能也比较好。 3.5 轴的设计 离心泵 轴 的 设计为空心轴和电机轴 用联轴器直接 相联 。 为了保证这根轴符合要求 ,我们最后按外伸梁方法分析计算 。 1 扭矩的计算 mNn PnPM cn 1.2112970 5.72.195502.195509550 原 式中 : nM 扭矩 ( mN ) P 计算功率 取 原PP 2.1 nts 9 2 泵轴直径的初步计算 mMd n 0276.0105002.0 1.2112.0 3 531 式中 : 材料的许用切应力 (Pa ) 查【现代泵技术手册关醒凡编著】 表 7-12取 Pa510500 值的大小决定轴的粗细 ,轴细可以节省材料 ,提高叶轮水力和汽蚀性能 ;轴粗能增强泵的刚度 ,提高运行可靠性 .故泵轴的最小轴径取 mmd 30 ,泵轴的最大尺寸取 mm60 3 轴的强度计算 （ 1）叶轮所受径向力的计算 322 1081.9 BHDKF r (N ) 式中 : H 泵扬程 mH 40 2D 叶轮外径 mmmD 25.02502 2B 包括盖板的叶轮出口宽度 (m ) mB 032.0022.0005.022 rK 试验系数 查【现代泵技术手册关醒凡编著】 图 17-30取 02.0rK 则 NBHDKF r 322 1081.9 NN 150100032306.07802.081.9 3 （ 2）叶轮所受径向不平衡离心力的计算 029029 1098.10108.912.1 RnGRGnF c (N) 式中 : G 最大半径处的残余不平衡质量 (g)取 gGc 30R 叶轮的最大半径 (mm ) mmR 153 则 NNRnGFcc 38.42153290031098.101098.10 2929 （ 3）水平总的受力 : NNFFFcR 38.19238.42150 3 垂直总的受力 : NNFFFCR 38.19238.421503 nts 10 （ 4）计算水平面支承反力 NFFF QRR 4.63659870629938.192881598299598283 31 NFFF RQR 262598 38.192283101.211598 283299 3 3 2 （ 5）计算垂直面支承反力 NFF RR 4.283598 38.192881598598283 31 NFF RR 91598 38.192283598283 32 （ 6）计算水平面 C 和 D处的弯矩 (考虑到 C 和 D处可能是危险截面 ) mmNmmNFM RCH 2.1 8 0 1 0 12834.636283 1 mmNmmNmmNFM RDH 1177341854.636545148283 1 （ 7）计算垂直面 C 处和 D处的弯矩 mmNmmNFM RCV 2.802022834.2832831 mmNmmNFM RDV 5 2 4 2 91854.2831851 （ 8）计算合成弯矩 C点合成弯矩： mmNmmNMMM CVCHC 1 9 7 1 5 22.8 0 2 0 22.1 8 0 1 0 1 2222 D点合成弯矩： mmNmmNMMM DVDHD 1 2 8 8 8 05 2 4 2 91 1 7 7 3 4 2222 （ 9）计算 C和 D处当量弯矩 查【机械设计吴宗泽主编】表 2-7 由插入法得 3.2131 b 3.1010 b 591 b 6.001 bb mmNmmNTMM CC 2343322111006.0197152 2222 mmNmmNTMM DD 1807012111006.0128880 2222 （ 10）校核轴的强度 根据弯矩大小及轴的直径选定 C 和 D 两截面进行强度校核，由【机械设计吴宗泽主编】表 2-5，当 45钢 MPab 640，按表 2-7用插值法得 MPab 591 nts 11 C截面当量弯曲应力： bCCC MP ammmmNdMWM 1333 3095.0451.02343321.0 （因 C截面有键槽，考虑对轴强度削弱影响，故 d乘以 0.95） D截面当量弯曲应力： bDDD M P amm mmNdMWM 1333 20451.01807011.0 因此： C和 D两截面均安全 （ 11）校核轴径 在叶轮中心截面处： mmNMMC 2 3 4 3 3 21在电动机第一轴承处： mmNTMM 2663722111006.0234332 222212 在电动机中间截面处： mmNTMM 2949522111006.0266372 222223 mmmmMd b 4534591.02343321.0 33 111 mmmmMd b 556.35591.02663721.0 33 122 mmmmMd b 558.36591.02949521.0 33 133 轴的受力分析如下 nts 12 F R3F R3F R1F R1M nF R2F R2F R3F R3F R1 FR2F Q轴 受 力 简 图水 平 面 受 力F R1F R2垂 直 面 受 力水 平 面 弯 矩 图垂 直 面 弯 矩 图18010121110080202.2图 3-2 4 轴的强度校核 轴的校核 （ 1） 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取ca= WTM /)( 2321 =18.6Mpa； nts 13 查表机械设计表 15-1 查得 1 =60Mpa;因此ca 1 ，故安全。 （ 2） 精确校核轴的 疲劳强度 Sca=S*S/ 22 SS S S= 1 /K*a+*m S 截面 抗弯截面系数 W=0.1d3 =0.1*553 =16637mm3 抗扭截面系数 WT=0.2 d3 =0.2*553 =33250 mm3 截面的左侧的弯矩 M为 M=166758*(71-36)/71=92534N.m 截面上的扭矩 T为 T=960000N.m 截面上的弯曲应力 =M/W=92534/16637=5.6Mpa 截面上的扭转切应力 =T/ WT=960000/33250=28.2Mpa 轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查 B =640Mpa； 1 =275Mpa； =155Mpa； 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按表查取，因r/d=2.0/55=0.036,D/d=60/55=1.09;经插值得 0.2， =1.31 轴按磨削加工，得表面质量系数为 =0.92 轴未经表面强化处理，即q=1，得 K=2.80 K=1.62 计算安全系数 Sca值， Sca=S*S/ 22 SS =9.5 S=1.5 nts 14 故可知其安全。 3.6 叶轮结构设计及主要尺寸计算 1 结构设计 叶轮是离心泵传递能量的主要部件，通过它把电能转换为液体的压力能和动能，因此，要求叶轮具有足够的机械强度和完好的叶片形状，在材料上，除了考虑介质腐蚀，磨损外，由于它是旋转部件，故还应考虑离心力作用下的强度。 通常，用于叶轮的材料有铸铁，青铜铸件，不锈钢，铬钢等。当叶轮圆周速度超过 30m/s，考虑铸铁强度不能承受这样大的离心力的作用，则需改用青铜作材料，由于本设计泵属于中小型泵，其圆周速度远小于 30m/s，在考虑到材料来源的难易，铸造上的方便与否，同时考虑到泵的效率和抗汽蚀性能的要求，故选灰口铸铁，虽然它的强度不高，但它的生产工艺简单，价格低廉，易于熔化，浇铸性能好，冷凝的收缩性小，而且，其切削性能好，便于加工，减振性好，可以减轻由于水力冲击造成的振动，而 HT200又是在灰口铸铁中这些性能更为突出的，所以，本设计中叶轮的材料选用 HT200 作为原材料，热处理采用退火，许用应力为 &25-35MP 2 叶轮结构型式的确定 本设计选用 半 闭式叶轮。闭式叶轮由前盖板，后盖板，叶片和轮毂组成， 半 闭式叶轮多用于 杂 质 泵。 叶轮主要尺寸的确定有三种方法：相似换算法、速度系数法、叶轮外径 2D 或叶片出口角 2 的理论计算。 叶轮采用速度系数法设计，速度系数法是建立在一系列相似泵基础上的设计，利用统计系数计算过流部件的个部分尺寸。 图 3-3 3 叶轮轮毂直径hd的计算 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，nts 15 通常 ih dd 4.12.1，在满 足轮毂结构强度的条件下，尽量减小hd，则有利于改善流动条件。 取 Pa510500 轴直径 mmmMd n 6.270276.0105002.0 1.2112.0 3 53 根据叶轮轮毂直径应取 1.2 1.4 倍的轴直径，根据设计要求，取叶轮所在的轴的直径为 35mm ，所以 mmdh 5.52353.1 。取 mmdh 604 叶轮进口直径jD的计 算 因为有的叶轮有轮毂（穿轴叶轮），有的叶轮没有轮毂（悬臂式叶轮），为从研究问题中排除轮毂的影响，即考虑一般情况，引入叶轮进口当量直径OD的概念。以OD为直径的圆面积等于叶轮进口去掉轮毂的有效面积，即 4422 hjO dDD 。 OD 按下式确定 3 nQKD OO 22hOj dDD 式中： Q 泵流量（ m3/s）对双吸泵取2Q； n 泵转速（ min/r ） OK 系数，根据统计资料选取 主要考虑效率 0.45.3OK兼顾效率和汽蚀 5.40.4OK主要考虑汽蚀 5.55.4OKmmmnQKD OO 81081.0290023600 1621.4 33 mmdDD hOj 1016081 2222 取 mmDj 1005 叶轮外径的计算 nts 16 3213212 29003600162100606.935.91006.935.9 nQnD s mm6.3095.301 取 mmD 2502 6 叶轮出口宽度的计算 3653652 29003600162100607.064.01007.064.0 nQnb s mm4.114.10 因为两个叶轮设计在一起，所以叶轮出口宽度 mmb 222 7 叶片数的计算和选择 叶片数对泵的扬程、效率、汽蚀性能都有一定的影响。选择叶片数，一方面考虑尽量减小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。 叶轮叶片数：2s in13 21 eRZ m对于低比转数离心泵叶轮， 2121 RRR m ， 12 RRe 则 2s i n21132s i n13 21122121 RRRReRmZ 2s i n5.62s i n5.6 2112 122112 12 DDDDRRRR 22620s i n1002701002705.62s i n5.600211212 jjDKDDKD 53.5 式中： jD 叶轮进口直径 1D 叶片进口直径 2D 叶轮外径 nts 17 1 叶片进口角 取 01 20 2 叶片出口角 取 02 26 0.17.01 K 低比转数叶轮取大值 通常采用叶片数 75Z ，取该叶轮叶片数为 6 8 精算叶轮外径 （ 1） .叶片出口排挤系数 95.090s i n 261252 361s i n11200222222 c tgc tgDZ （ 2） .出口轴面速度 smbD QVVm/83.296.095.0022.0252.0 045.02222 （ 3） .出口圆周速度 6.1308.9262 83.2262 83.222200222222 tgtggHtgVtgVUtmmsm /8.38 （ 4） .叶轮外径 mmmnUD 256256.02900 8.386060 2 外 与假定值接近，不再进行计算 9 叶轮出口速度 （ 1） .出口轴面速度（由上述计算得） 95.02 smV m /83.22 （ 2） . 出口圆周速度 smsmnDU /26.38/60 2900252.0602 外 （ 3） . 出口圆周分速度 smsmUgHV tU /23.23/26.38 7.908.922 （ 4） . 无穷叶片数出口圆周分速度 nts 18 smsmUgHV tU /45.33/26.38 6.1308.92 10 叶轮进口速度 （ 1） .叶轮进口圆周速度 进口分点半径为 222hhji RnRRiR 式中 : n 所分的流道数 i 从轴线侧算起欲求的流线序号如图所示 ,中间的流线序号为 2i ,所分的流道 4n 图 3-4 则 : mmRRRRhhja 8.453043050343 222222 mmRRRRhhjb 2.413043050242 222222 mmRRRRhhjc 3630430504222222 smsmnDU aa /9.13/60 29000458.0260 11 smsmnDU bb /5.12/60 29000412.0260 11 smsmnDU cc /11/60 2900036.0260 11 （ 2） .叶片进口轴面液流过水断面面积 221 0 0 1 3 2.00042.005.022 mmbRF acaa nts 19 221 00138.00046.00479.022 mmbRF bcbb 221 00142.00052.00435.022 mmbRF cccc （ 3） .C流线处叶片进口角 (假定 9.01 c) smsmF QVCCVm lc/7.36/9.00 0 1 4 2.096.0 045.011 111 31741311873 ccc 751 c （ 4） .校核c1211111 s in11 ccccctgDZ 290s in75136261 ctg894.0 由轴面投影图假设 901 c,与假设 9.01 c相近 . 11 叶轮强度计算 (1） 盖板强度计算 盖板中的应力主要由离心力造成的，半径越小的地方应力越大，叶轮简图如下： 图 3-5 叶轮外径： mD 252.02 材料密度： 3/7800 mKg nts 20 叶轮简图： mDx 09.0sra dMP n /5.2601.21155000 叶轮出口圆周速度 2U 的值按下式计算： smgHKU U /3.40788.9203.1222 式中：2UK 出口圆周速度系数 根据比转数查叶片泵设计手册图 5-3得 03.12 UK按等强度设计盖 板，盖板任意直径处的厚度xD按下式计算 4222222 nDDx e 4 09.0252.010542 2607 8 0 022727 1 8 2 8.2004.0 mm4 式中： 材料密度（ 3/mKg ） 许用应力 对钢 43 s ，对铸铁 65 s s 材料的屈服强度 Pa b 材料的抗拉强度 Pa 该盖板符合要求 (2) 叶片厚度计算 根据叶片工作面和背面的压力差，可近似得出下面计算叶片厚度的公式： mmZHADS 8.2678252.01.32 式中： H 泵的扬程 Z 叶片数 2D 叶轮外径 A 系数，与比转数和材料有关，查【现代泵技术手册关醒凡编著，宇航出版社。】表 19-9取 A=3.1 根据实际情况和铸造工艺要求取 mmS 4 为合适。 （ 3) 轮毂强度计算 热装叶轮轮毂和轴配合的选择 nts 21 对一般离心泵，叶轮和轴是间隙配合，但锅炉给水水泵等有时采用过盈配合，为了使轮毂和轴的配合不松动，运转时离心力产生的变形应小于轴与轮毂配合的最小公盈。离心力在轮毂中产生的应力亦可用下式计算，即 K P au 1 0 4 5 13.407 8 0 0825.0825.0 22 轴与轮毂的配合：孔 025.00轴 059.0043.0最大间隙： mm059.0max 最小间隙： mm018.0min mmEDD e 0036.010128 045.01 0 4 5 1 0 0 0 9 mmmmD 018.00 0 3 6.0 式中：eD 轮毂平均直径 E 材料的弹性模量 轮毂强度计算 轮毂中的应力为装配应力（有过盈时）和停泵后轮毂和轴心温差应力之和 温差应力： KP aEt 4573210206101.11 962 安全系数： 525.54 5 7 3 22 4 0 0 0 02 nn b 3.7 泵 体和键 的强度计算 1 泵体强度计算 (1)壳体壁厚 因涡壳几何形状复杂 ,且受力不均 ,故难以精确计算 ,下面可以用来估计壁厚 )(5.98066 cmHHQSS d 式中 : H 泵扬程 (m) Q 泵流量 ( sm/3 ) 许用应力 (Pa) aKP1 4 7 1 09807 (铸铁 ) dS 当量壁厚 ,按下式计算 nts 22 2.70084.01545 ssdnnS 2.7600084.0601545 454.33 则 5.9 8 0 6 6 HHQSS d140000005.9806678783600162454.33 mmcm 133.1 (2)强度校核 用鲁吉斯方法进行校核 ,本方法假定最大应力发生在尺寸最大的轴面上 ,角度为m处 图 3-6 aKPP 800m026.00 mR 174.00 m012.0 mR 2.0 15.0174.0 026.000 R17.2012.0 026.00 64.02 17.215.027.01122112 4 24 2 K ra dKm 3.164.02225.12225.1312312 nts 23 轴面应力 K P aPu 1898515.0 17.215.0 17.280000052.152.1 3 23 21 5.141.061.0331 Pp 15.05.115.017.2 41.015.017.261.015.0 17.2800000 33KPa14363 KP apu 333481436318985111 圆周应力 312 652.0 Puu 333 17.215.015.0 17.210800652.0101898527.0 KPa716.64 332241.0237.0 PP 332317.215.041.015.017.2237.015.017.210800 KPa624.1754 K P aK P aPu 1690716.64624.1754222 径向应力 KPaP 8003 25.0 K P aK P aud 3 3 5 4 880025.03 3 3 4 831 415.73354824000 dbn （符合条件） 轴向变形 02221122 EP nts 24 026.010128 1080015.0 17.225.01122 9322 mm179.0 2 键的强度校核 （ 1）叶轮与轴相连处的键 图 3-7 叶轮键尺寸： 91407 hbl 轴径： mmd 45 扭矩： mNMn 1.211工作面的挤压应力：dhlMhlF nj42Pa70.0009.0045.0 1.2114 KP aKP a j 19613314710034749 a a断面的剪切应力： K P adblMblF n 70.0014.0045.0 1.21122 K P aK P a j 8 8 2 6 05 8 9 4 0,1 1 1 6 9 则该键符合要求。 （ 2）电动机轴与叶轮轴相连处的键 nts 25 图 3-8 键尺寸： 101670 hbl 轴径： mmd 55 扭矩： mNMn 1.211工作面的挤压应力：dhlMhlF nj42Pa07.001.0055.0 1.2114 KP aKP a j 1961331471005.21932 a a断面的剪切应力： K P adblMblF n 07.0016.0055.0 1.21122 KP aKP a j 8826058940,6854 则该键符合要求 。 nts 26 四 离心泵的密封 设计及其计算 4.1 密封的介绍 旋转的泵轴和固定的泵体间的密封简称轴封 ，我在本设计中用的是机械密封。在次泵的设计中，机械密封 的作用主要是防止高压液体从泵中漏出和防止空气进入泵内。尽管 机械密封 在离心泵中所占的位置不大，但泵是否能正常运行，却和 机械密 封密切 相关。 机械密封是靠一对或数对垂直于轴作相对滑动的端面在流体压力和补偿机构的弹力（或磁力）作用下保持贴合并配以辅助密封而达 到阻漏的轴封装置。 常用机械密封结构由静止环（静环） 1、旋转环（动环） 2、弹性元件 3、弹簧座 4、紧定螺钉 5、旋转环辅助密封圈 6 和静止环辅助密封圈 8 等元件组成，防转销 7 固定在压盖 9 上以防止静止环转动。旋转环和静止环往往还可根据它们是否具有轴向补偿能力而称为补偿环或非补偿还。 机械密封中流体可能泄漏的途径有 A、 B、 C、 D 四个通道 。 C、 D 泄漏通道分别是静止环与压盖、压盖与壳体之间的密封，二者均属静密封。 B 通道是旋转环与轴之间的密封，当端面摩擦磨损后，它仅仅能追随补偿环沿轴向作微量的移动，实际上仍然是一 个相对静密封。因此，这些泄漏通道相对来说比较容易封堵。静密封元件最常用的有橡胶 O 形圈或聚四氟乙烯 V
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