机械毕业设计37200D多段离心式清水泵结构设计论文.doc
机械毕业设计37200D多段离心式清水泵结构设计论文
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机械毕业设计37200D多段离心式清水泵结构设计论文,机械毕业设计论文
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1 一般部分 第 1 章 诸论 我的设计题目是 200D 多段离心式清水泵结构设计。根据指导教师给的设计参数的具体分析，我设计的多段离心式清水泵需要的流量是 每小时 280 立方米 ，扬程是 260 米水柱，工作效率为 70%，转速为每分钟 1470 转，液体重度为每立方米 1000 千克。多段离心式清水泵，它属于 D 型泵。 D 型离心式清水泵是单吸多级分段式离心泵，供输送清水及物理化学性质类似于水的液体之用。具有效率高，性能范围广，运转安全平稳，噪声低，寿命长，零件互换性强，使用维护方便，产品规格齐全，覆盖面广等优点。卧式多级分段式离 心泵依靠自身的结构可以满足大流量高扬程供水需求。往往是农业工业中不可却少的排水设施。因而该泵的性能应用范围是泵业发展所关注的。在密封采用软填料密封，注入液体或循环液体可以即起到密封作用又可以隔离及冷却。该泵价格底，结构简单、安装检修方便，因此可以隔离及冷却适用于工厂、城市、矿山、农村的给排水等，分段式多级泵的用途比较广泛，产量也比较大，它应用领域也在不断地扩大，具有广泛的研究意义。 D 型离心式清水泵在国内外有了很大的发展。在国民经济的各个领域都有应用，无论是农业、城市、矿山，还是工业的各个部门都有它的存在。 总之，无论是尖端的科学技术，还是日常的生活，到处都需要泵，到处都有泵在运行。只要有泵的地方就有离心泵的存在，其发展前景是可观的。在我国泵业发展庞大。从单级到多级，对泵的研究机理已经达到了国际水准。离心泵是泵中的一个分支。我国的离心泵研究合理，基本上满足从农业到工业跨领域性应用。 离心泵是一种用量最大的水泵，在给水及农业工程、固体颗粒液体输送工程、石油及化学工业、航空航天和航海工程、能源工程和车辆工程等国民经济各个部门都有广泛的应用。 第 2 章 泵的概述 2.1 泵及其在国民经济中的应用 nts2 泵是应用非常 广泛的通用机械，在国民经济各部门中，泵是不可缺少的机械设备，输送各种液体都离不开它。例如在火力发电厂中，向锅炉送水的给水泵；向汽轮机凝汽器送冷却水的循环水泵；排出凝汽器中凝结水的凝结水泵；在几级加热器之间增加水流压力的中继水泵；排除热力系统各处疏水的疏水泵；向热力网系统补充水的补给水泵以及向热力系统中补充软化水的水泵等。这些泵都是火力发电厂的重要辅助设备。此外，还有用来输送各种润滑油、药液以及排除锅炉灰渣的特殊用途的泵。而且随着科学技术的发展，其应用范围正在迅速扩大。据 1984 年统计，泵耗电量占全国用电量的 20%，耗油量占全国总用油量的 5%。可见，提高泵类产品的技术指标，对节约能源，加速四个现代化建设具有重要意义。 2.2 泵的分类 泵的类型复杂，品种规格繁多。按其工作原理可分为以下三大类： 叶片式泵： 是利用叶片和液体相互作用来输送液体 ,叶片式泵是由装在主轴上的叶轮的作用，给液体以能量的机器。按其作用原理可分为以下几类：它主要是包括离心泵和轴流泵、混流泵。 离心泵主要是由离心力的作用，给叶轮内液体以压力能和速度能，进而，在壳体或导叶内，将其一部分速度能转变为压力能，进行抽送液体的泵。离心泵是叶片泵的一种，它 具有转速高、体积小、重量轻、效率高、流量大、结构简单、性能平稳、容易操作和维修等优点。国内外生产实践表明：离心泵的产值在泵类产品中是最高的。这也是我的设计的目的，了解其结构和特点。 还有容积泵包括往复泵和转达子泵。 由于我主要研究的是离心泵在这里就对其它的泵不多作介绍了。 2.3 叶片式离心泵的型式 叶片式泵按其结构型式，可详细分类如下： 2.3.1 按主轴方向 1.卧式：主轴水平放置； 2.立式：主轴垂直放置； 3.斜式：主轴倾斜放置； 2.3.2 按液体从叶轮流出的方向 1.径流式：液体主 要在与主轴垂直的平面上流出； 2.混流式：液体主要在与主轴为中心轴的圆锥面上流出； nts3 3.轴流式：液体主要在与主轴同心的圆柱上流出； 2.3.3 按吸入方式 1.单吸：叶轮只在一面有吸入口； 2.双吸：叶轮在两面有吸入口； 2.3.4 按级数 1.单级：液体通过一个叶轮的结构； 2.多级：液体通过同一轴上的两个以上叶轮的结构，称为 2级 ； 2.3.5 按叶片安装方法 1.可调叶片：叶轮的叶片安放角度可以调节； 2.固定叶片：叶轮的叶片安放角度是固定的； 2.3.6 按壳体分开方式 1.分段式：壳体按 与主轴垂直的平面分开； 2.节段式：在分段式多级泵中，每一级壳体都是分开的； 3.中开式：壳体在通过轴心线的平面上分开； 4.水平中开式：在中开式中分开面是水平的； 5.垂直中开式：在中开式中分开面是垂直的； 6.斜中开式：在中开倾斜的式中分开面是 2.3.7 按泵体形式 1.蜗壳泵：叶轮压出侧具有带蜗室的壳体； 2.双蜗壳泵：叶轮压出侧具有带两个轴心对称的蜗室的壳体； 3.透平泵：带导叶的离心泵； 4.筒式泵：内壳体外装有圆筒状的耐压壳体 5.双壳泵：指筒式泵之外的双层壳体； 第 3章 离心泵的基本理论知 识及主要部件 3.1 离心泵的结构形式 离心泵结构形式虽然很多，但由于作用原理相同，所以主要零部件的形状是相近的。离心泵的主要零部件有以下几种：叶轮，吸入室，nts4 压出室，密封环，轴封机构，轴向力平衡机构。泵的主要过流部件有吸水室、叶轮和压水室，其中还包括导叶。泵的吸水室位于叶轮前面，其作用是把液体引向叶轮、有直锥形、弯管形和螺旋形三种形式。 压水室位于叶轮外围，其作用是收集从叶轮流出的液体，送入排出管。压水室主要有螺旋形压水室、矩形形压水室两种形式。 叶轮是泵最重要的工作元件，是过流部件的心脏。叶轮由盖板和中间的叶片组成，根据液体从叶轮流出的方向不同，叶轮分为径流式、混流式和轴流式三种型式。 径流式叶、混流式叶轮、轴流式叶轮 3.2 泵的基本参数 表示泵的主要性能的参数有以下几个： 流量 Q、扬程 H、转速 n、汽蚀余量 h、功率 Ne 和效率 3.2.1 流量 流量是泵在单位时间内输送出去的流体量（体积或质量），其中，体积流量用 Q 表示，单位是： m3/s、 m3/h、 L/s 等，质量流量用mQ表示，单位是： t/h、 kg/s 等。 质量流 量和体积流量的关系为 mQ Q 式中 流体的密度（ kg/m3、 t/m3），常温清水 1000kg/m3。 液体重度 随温度变化，而压力变化对其影响较小。所以，在计算中可根据实际情况由表查出。 3.2.2 扬程 扬程是泵所抽送的单位重量的液体从泵进口处（泵进口法兰）到泵出口处（泵出口法兰）能量的增值。也就是一牛顿液体通过泵获得的 有效能量。其单位是 N m/=m，即泵抽送液体的液柱高度，习惯简称为米。 根据定义，泵的扬程可以写为 SD EEH nts5 式中 DE 泵出口处单位重量流体的能量（ m） DE 泵进口处单位重量流体的能量（ m） 单位重量流体的能量在水力学中称为水头，通常由压力水头gP(m)、速度水头gv22 (m)、位置水头 Z（ m）三部分组成，即 DDDD ZgvgPE 22， SSs ZgvgPsE 22因此 )(222SDSDSD ZZgvvgPPH 式中 DP 、SP 泵出品、进口处液体的静压力 DP 、SP 泵出品、进口处液体的速度 DP 、SP 泵出品、进口到任选的测量基准面的距离 3.2.3 转速 转速是泵轴单位时间的转数，用符号 n 表示，单位是 r/min。它与所用的原动机形式有关，如采用电作为动力源的可以选择电机直接驱动，也可以选择加入一个变速器，来改变转数；也可以选择采用汽油机、柴油机驱动；还可以采用汽轮机驱动。 3.2.4 汽蚀余量 汽蚀余量是表示汽蚀性能的主要参数。把泵入口的全水头和液体nts6 饱和蒸气压力水头vP 之差，作为发生汽蚀的大致标准。汽蚀余 量国内曾用 h 表示。 vPgVPh 2211 式中 P1 泵入口处的静压力 V1 泵入口处的平均流速 3.2.5 功率和效率 泵的功率通常指输入功率，即原动机传到泵轴上的功率，故又称轴功率，用 N 表示。 泵的有效功率又称输出功率，用 Ne 表示。它是单位时间内从泵中输送出去的液体在泵中获得的有效能量。 有效功率为： QHggHQN me （ KW） 或 10001000 QHQHgN e （ KW） 式中 泵输送液体的密度（ kg/m3） 泵输送液体的重度（ N/m3） Q 泵的流量（ m3/s） H 泵的扬程（ m） g 重力加速度（ m/s2） 若液体重度的单位 kgf/m3、 Q、 H 的单位与上式相同，则 102QHNe （ KW） 轴功率 N 和有效功率 Ne 之差为泵内的损失功率，其大小用泵的效率来计量。泵的效率为有效功率和轴功率之比，用 表示，即 NNe ， 也可以用下式表示 hvm nts7 式中 m 机械效率 v 容积效率 k 水力效率 3.3 泵的各种损失及泵的效率 机械损失和机械效率：原动机传到泵轴上的功率又称轴功率，首先要花费一部分去克服轴承和密封装置的摩擦损失，剩下来的轴功率用来带动叶轮旋转。但是叶轮旋转的机械能并没有全 部传给通过叶轮的液体，其中一部分消耗于克服叶轮前、后盖板表面与液体和盖板表面与泵腔中液体之间的摩擦，这部分损失称为圆盘摩擦损失。而机械损失效率 m 由轴承损失功率、密封损失功率和圆盘损失功率大小表示。 NNN NN mm/ 式中 Nm1 轴承损失功率 Nm2 密封损失功率 Nm3 圆盘损失功率 Nm 机械损失 N 输入水力功率 输入水力功率用来对通过叶轮的液体作功，因而叶轮出口处液体的压力高于进口压力。出口和进口的压差，使得通过叶轮的一部分液体从泵腔经叶轮密封 环间隙向叶轮进口逆流。这样，通过叶轮的流量Qt 又称泵的理论流量，并没有完全输送到泵的出口。其中泄漏量 q 这部分液体把从叶轮中获得的能量消耗于泄漏的流动过程中。即从高压液体（出口压力）变为低压（进口压力）液体。所以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v来计量。容积效率为通过叶轮除掉泄漏之后的液体（实际的流量 Q）的功率和通过叶轮液体（理论流量 Qt）功率（输入水力功率）之比，即 tttttttttv QQHgQg Q HhgQ gqHHgQ 式中 Qt 泵的理论流量 nts8 qQQ ； tH 泵的理论扬程，它表示叶轮传给单位重量流体的能 量 q 泄漏量 多级泵有级间泄漏。另外，泵平衡轴向力装置、密封装置等的泄漏量也应算在泵的容积损失之中。这些都是我应该注意的问题。 通过叶轮的液体从叶轮中接收的能量 Ht，也并没有完全输送出去，因为液体在泵过流部分和冲击、脱流、速度方向及大小变化都会引起水力 损失，从而要消耗掉一部分能量。单位重量液体在泵过流部分流动中损失的能量称为水力损失，用 h 来表示。由于存在水力损失，单位重量流体经过泵增加的能量 H，要小于叶轮传给单位重量液体的能量 Ht，即 hHHt 。泵的水力损失的大小用泵的水力效率来计量。水力效率为去掉水力损失液体的功率和未经水力损失液体功率之比，即 tth HHgQHgQH 总效率为有效输出功率eN和轴功率 N 之比，即 NNe变化为 tttttttt HHQQN HgQHQ HQNg Q HNg Q H 即 hvm 泵的总效率等于机械效率、容积效率和水力效率之乘积。 3.4 离心泵主要零部件及结构型式 我将按液流从泵入口至出口所经过部件的先后顺序，来讨论和介nts9 绍各个主要部件 及其结构型式。 3.4.1 吸入室及其结构型式 吸入室的作用是将吸入管路中的液体以最小的损失均匀地引向叶轮。吸入室对液体进入叶轮的流动情况有很大的影响，所以吸入室形状的好坏能影响离心泵的汽蚀性能。对于泵的设计来说也是非常重要的。 1. 锥形管吸入室 锥形管吸入室，这种型式的吸入室的结构简单，制造方便，能在叶轮入口前产生不大的加速度，使叶轮前流速均匀，液体在锥形管吸入室中损失很小。但是，它主要用于悬臂式结构，其它结构形式的泵中很少采用。所以并不是我所选的吸入室。 2. 圆环形吸入室 圆环形吸入室，这种型式的吸入室的优点是机构简单轴向尺寸较短，缺点是液体进入叶轮时有冲击和旋涡损失：在叶轮前，液流分布也不太均匀 。但是，由于多级泵的扬程、吸入室中的水力损失所占比重不大，故在多级泵中广泛使用。由于毕业设计需要我也采用了圆环形吸入室。符合设计要求。 3. 半螺旋形吸入室 半螺旋形吸入室，这种型式的吸入室的优点是液体进入叶轮时流动情况比较好，速度比较均匀，但液体进入叶轮前有预旋，多少要降低离心泵的扬程对比转数较小的泵的影响还不太明显，对转数较大的泵的影响就很显著了。我国的中开式泵都采用半螺旋形吸入室，也有个别悬臂泵采用这种形式。也不在考虑之内。 3.4.2 叶轮及其结构型式 叶轮的功用是将原动机的机械能传递给液体，使液 体的压力能和动能均有所提高的零件。叶轮是影响离心泵性能的主要零件。叶轮一般由前盖板、叶片、后盖板和轮毂所组成。叶轮的材料要求有高强度、抗腐蚀、抗冲刷的性能，因此一般采用铸铁、磷青铜或黄铜制成。而大型给水泵和凝结水泵则一般采用不锈钢。 其结构有开式、半开式和闭式。 3.4.3 压出室及其结构型式 压出室的作用是以最小的损失，将从叶轮中流出的液体收集起来，均匀地引至泵的吐出口或次级叶轮，在这个过程中，还将液体的一部nts10 分动能转变为压力能。 1. 螺旋形涡室 它一般用于单级泵，不在考虑之内。 2. 环形压出室 由于 环形压出室内的各个断面面积相等，所以，各处的流速不相等，因此，无论是否在设计工况下工作，在环形压出室中总是有冲击损失的。所以具有环形压出室泵的效率较高而具有螺旋形压出室的泵效率低，由于我设计的是清水泵，所以环形压出室，也不考虑。 3. 径向导叶 径向导叶：导叶与涡室的作用相似，可以把导叶看作在叶轮周围安放的几个涡室（也可以把涡室看作是只有一个叶片的导叶）。导叶的作用是以最小损失，把由叶轮流出的高速液体收集起来，并把液体的一部分动能变为压能，还要通过反导叶以最小损失把液体均匀得引向次级叶轮。 4. 流道式导叶 流道式导叶：流道式导叶的特点是液体丛导叶入口到反导叶出口都在导叶流道内流动，所以速度变化比较均匀。目前，我国的分段式多级泵一般很少采用流道式导叶。符合设计要求，压出室我选择扭曲径向导叶。 5. 扭曲叶片式导叶 扭曲叶片式导叶：扭曲叶片式导叶引导液流和能量转换的效果虽然没有径向导叶好，但是，扭曲叶片式导叶径向尺寸比较小，所以深井泵、潜水泵、作业面潜水泵和一部分混流泵由于泵的外径受到限制而采用扭曲叶片式导叶。扭曲叶片式导叶收集液体和能量转换工作全部在导叶流道内进行。 3.4.4 轴封机构及其结构型式 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。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。尽管轴封在离心泵中所占的位置不大，但泵是否正常运转却和轴封密切有关。 1. 有骨架的橡胶密封 有骨架的橡胶密封：在这种密封中，密封碗是主要密封元件，它利用橡胶的弹力和弹簧压力将密封碗紧压在轴（轴套）上。这种密封nts11 结构的优点是，结构简单、体积小、密封效果比较显著；缺点是密封碗内孔尺寸容易超差。因此，将轴压得太紧，造成消耗功率太大。这种密封结构安装要求较严，寿命比较短，所以在小泵上用得还比较多 ，在大泵上很少采用。 2. 填料密封 填料密封：是一般离心泵中最常用的密封结构，一般由填料套、填料环、填料、填料压盖、长扣双头螺栓和螺母组成，靠填料和轴（或轴套）的外圆表面接触来实现密封的。轴封的严密性可以用松紧填料压盖的方法来调节。填料密封的合理泄漏量是液体从填料函中渗漏出来，成滴状，每分钟泄漏量为 60 滴左右。根据计算和资料我采用了此密封。 3. 机械密封 机械密封：主要密封原件、辅助密封原件、压紧原件和其他辅助原件组成。优点是密封性好、寿命长、泄漏少、功率消耗少，在运转中可以达到几乎不泄漏的程度，所以广 泛应用于输送高温、高压和强腐蚀性的液体的离心泵。缺点是制造复杂、价格较贵、损坏时不易更换，另外主要密封原件和其他辅助密封原件的材料不好选择。 4. 浮动环密封 浮动环密封：浮动密封是籍浮动环端面和浮动套端面的接触来实现轴向密封的，径向密封是籍轴套外圆表面与浮动环内圆表面形成的狭窄缝隙以产生节流来密封的。浮动密封的优缺点是结构简单、泄漏量介于机械密封和填料密封之间，运转可靠，但争购向尺寸略大于其他密封机构。 3.4.5 轴向力平衡机构及其结构型式 多级泵一般用平衡鼓或平衡盘平衡轴向力。因为，泵在运行中由于作 用在转子上的力不对称就产生了轴向力。由于轴向力的存在，泵的转动部分必然在轴向力的推动下发生串动，转子与泵体发生研磨，使泵不能正常工作。 3.4.6 其它零部件 离心泵除上述主要零部件以外，还有泵轴、中段、轴承体、托架、支架、联轴器等零部件。 nts12 第 4章 离心泵结构设计 设计题目： 多级离心式清水泵结构设计与计算 设计参数： 流量 Q=280 m3/h 扬程 H=260 m 效率 =70% 转速 n= 1470 r/min 液体重度 =1000 kg/m3 4.1 离心泵结构方案的选择 4.1.1 原电机 的选择 选择原电机时应该综合考虑动力来源、价格、投资和维护管理费用等。由于电源比较方便，一般均采用电机驱动。所以本设计采用电机直接驱动。 离心泵轴功率的计算： 102QHNeN 4 1 式中： Ne 泵的有效功率 KW 离心泵的效率 清水的重度 =1000kg/m3 Q 离心泵的流量 Q=280m3/h H 离心泵的扬程 H=260m 查“离心泵总效率”图 4-1 nts13 取 =0.70 则： 102QHNeN 22.28336000 . 7 0102 2602801000 图 4-1 多级离心泵总效率 则计算功率： Nc=1.2N=1.2 283.22=339.86kw 4-2 查“机械设计手册”选电机型号为 Y355L1-2 型 4.1.2 确定电机转数 n、比转数 ns 和级数 i 由于本泵是采用电机直接驱动的形式，所以电机转数确定，满载转数n=1470r/min 。 根据比转数计算公式： 4/365.3iHQnns43 式中： n s 比转数 n 泵的转数 n=1470r/min Q 泵的流量 Q=280m3/h H 泵的扬程 H=260m nts14 i 多级泵的级数 将上述数值带入上式可得如下关 ns=343.65()6nQH=342803 . 6 5 1 4 7 03600 8 8 . 64 3 . 3 3 分别带入级数 i=3、 4、 5、 6、 7、 8 级，分别求出相应的比转数 ns 的值，见表 4 2 级数 i 与比转数 ns 关系表 表 4 2 级数 i 与比转数 ns 关系表 级数 i 3 4 5 6 7 8 比转数 ns 135 167 197 226 256 283 由上表 以及查阅了“离心泵总效率”图 4-1，综合考虑，确定级数为i=6 级，比转数 ns=226。 在确定比转数时应考虑下列因素： （ 1） 210120sn的区间，泵的效率最高， 60sn泵效率显著下降； （ 2）采用单吸叶轮，sn过大时可考虑采用双吸式，反之，采用双吸sn过小时，应改为单吸式； （ 3）比转数和泵的级数有关，级数越多，sn越大。卧式泵一般不超过 10 级，立式深井泵和潜水泵级数多达几十至几百级。但目前的趋势是尽量提高转速，减小级数，以提高泵运行的可靠性。 4.1.3 初步确定吸入口直径 D、流速 Vs 和吐出口直径 D 泵吸入口径的确定主要看吸入管内的流速，根据国内资料看外管路经济流速分析和有关规定，吸入管内最大流速一般不超过 5 米 /秒，最常用的流速为 3 米 /秒左右，管径大时，流速可适当慢些，但流速慢了管径就要大些，又不经济。因此，必须根据具体情况作综合分析比nts15 较。常用的泵吸入口径、流量和流速的 关系见表 4 3。 表 4 3 泵吸入口径、流量和流速的关系 吸入口径（ mm） 50 65 80 100 150 200 250 300 400 多 级泵 流速 m/s 1.77 2.1 2.54 3 2.44 2.48 2.54 2.84 3.42 流量 m3/s 12.5 25 46 85 155 280 450 720 1500 对汽蚀性能要求较高的泵（汽蚀比转数 C1000），在吸入口径小于250 毫米时，建议取吸入口流速 Vs=1.01.8 m/s；在吸入口径大于 250毫米时，建议取 吸入口流速 Vs=1.42.2 m/s。 根据上述分析取吸入口流速 Vs=2.4 m/s， 则由公式： D=VsQ4 4 4 式中， Q 流量， Q=280m3/s Vs 吸入口流速， Vs=2.48 m/s 则， D=VsQ4 0.198 m 由上表可圆整为， D=0.20 m=200 mm 由吸入口流速公式： Vs=24DQ 4 5 可得： Vs=24DQ =2.477m/s 由吐出口流速公式： D =D=200 nts16 4 6 4.1.4 确定泵的最小汽蚀余量 hmin和汽蚀比转数 C 泵的允许吸上真空度 sH是随泵使用地点的大气压，吸入管路中的阻力和流速，以及所抽送液体的性质和温度的不同而变化的。所以使用时不太方便，故引入了一个表示泵汽蚀性能的参数，这就是汽蚀余量。 在设计离心泵时，需要有一个能表示泵的汽蚀性能，而又与泵的设计参数有联系的综合性参数，作为比较泵汽蚀性能和选择模型泵的依据。故引入一个汽蚀比转数 C 来表示离心泵的最小汽蚀余量 minh 与泵设计参数间的关系。 取， C=680 n=1470 r/min Q=280 3m /h minh =(5.62 n Q C) 3/4 =4.07 m 由“清水的汽化压力与温度的关系曲线”在泵的设计手册上第四章第四小节可查得，常温下清水的汽化压力 Pv=0.024kg/cm2 根据计算公式： gVhPPH svas 21010m i n44m a x 47 式 中： Pa 标准大气压 Pa=1 kg/cm2 Pv 温下清水的汽化压力 Pv=0.024 kg/cm2 minh 最小汽余量 minh =3.2 m Vs 吸入口流速 Vs=2.5 m/s 将上述数值带入上式可得： gVhPPH svas 21010m i n44m a x 88.6 m nts17 根据汽蚀比转数计算公式： 75.0min62.5hQnC4 8 式中： Q=280 m3/h n=2950 r/min minh =4.07 m 将上述数值带入上式可得： 75.0min62.5hQnC=802 汽蚀比转速是在入口几何相似，运动相似和动力相似的条件下推导出来的，所以对一组入口相似的泵，在相似的工况下，他们的 C 值相同。因此， C 值可以作为叶轮入口和吸入室几何相似的判别数。泵的最小汽蚀余量越小，汽蚀比转速越大，所以 C 值可以作为在考虑汽蚀性能时选取模 型泵的一个参数。 允许吸上真空度为： 为了安全，最大吸入口真空度常减去 0.3 做允许吸上真空度。 58.63.088.63.0 max sHH m 汽蚀比转速是在入口几何相似，运动相似和动力相似的条件下推导出来的，所以对一组入口相似的泵，在相似的工况下，他们的 C 值相同。因此， C 值可以作为叶轮入口和吸入室几何相似的判别数。泵的最小汽蚀余量越小，汽蚀比转速越大，所以 C 值可以作为在考虑汽蚀性能时选取模型泵的一个参数。 4.2 轴径的初步设计 从机械零件书中可知，可按下式计算泵轴所传递的扭力矩 M M=nNc95494 9 式中： M 泵轴所传递的扭力矩 N m nts18 Nc 计算功率 Nc=339.86 KW n 泵转数 n=1470 r/min 将上述数值带入公式 4 9 得： M=nNc9549=2186.9 N m 按扭矩初步计算的最小轴径 d 为： d=3 2.0 M4 10 式中 材料的许用应力（ Pa） d 最小轴径（ m） 机械手册上查“泵轴常用材料的许用切应力”， 本泵选择 45 调质处理 HB=500-600 则 =550 510 Pa 则最小轴径 d： d=3 2.0 M=3 1 2 3 8 . 5 5 8 . 90 . 2 5 5 0 mmm=60 mm 由于电机与泵轴之间采 用凸缘联轴器，这种联轴器结构简单，工作可靠，装拆方便，刚性好，传递转矩大。但当两轴对中精度较低时，将引起较大的附加载荷，适用于对中精度良好的一般传动。所以选用该类型联轴器。选择 YL1 型联轴器，根据联轴器将最小轴径圆整为d=60mm。 固定转子的零件螺纹直径为： d=72 mm 安装轴承和叶轮处的直径为： d1=75 mm 由于叶轮和轴通常是用键联结的，因此，轮毂要有一定强度，轮毂的直径 dh 可按下列经验公式计算。 确定轮毂处的直径： 1kddh 、 4 11 式中： k 经验系数，一般取 k=1.2 1.4,这里去 k=1.4 d1 安装叶轮处的轴的直径 d1=75 mm 则： dh=kd1 =1.4 75=105 mm nts19 泵轴在运行中，除了承受扭矩外，还承受由皮带传动所引起的径向力、转子自重及由不平衡所引起的离心力等，这些力都会使轴产生弯曲；而轴向力会使轴产生拉伸或压缩。在轴径初 步计算中，合理选择许用应力，除可节省材料外，对泵来说还有其特殊意义：如果轴的许用应力取得小，轴就粗，叶轮入口尺寸就要加大，这就恶化了吸入条件，降低了离心泵效率；反之，如果许用应力取得大，轴就细，对泵的吸程和效率都有好处，但必须保证轴的安全可靠。因此，必须合理选择许用应力，充分发挥材料的效能。 4.3 离心泵叶轮的设计 叶轮是将来自原动机的能量传递给液体的零件，液体流经叶轮能量增加。叶轮一般由前盖板、后盖板、叶片和轮毂组成。如果叶轮没有前盖板，就是半开式叶轮，没有前盖板、也没有后盖板的叶轮叫开式叶轮，开式叶轮在 一般情况下很少应用。 叶轮主要几何参数有叶轮进口直径 D0、叶片进口直径 D1、叶轮轮毂直径 dk、叶片进口宽度 b1、叶片进口角 1、叶轮出口直径 D2、叶轮出口宽度 b2、叶片出口角 2、叶片数 z 、叶片包角 等。叶轮进口几何参数对汽蚀性能有重要的影响，叶轮出口几何参数对性能具有重要影响，两者对泵的效率均有影响。 分段式多级泵的第一级叶轮，因为要考虑到泵的汽蚀性能，需要特殊设计，故以次级叶轮为例，设计设计算步骤如下： 4.3.1 确 定叶轮入口直径 D0 由于泵要求效率比较高，而多级泵的次级叶轮入口已有一定压力，故可将泵入口速度系数尽可能取得高些。 先确定叶轮入口速度，可用公式 gHKVV 200 412 式中：0vK 叶轮入口速度系数 H 泵的单级扬程 由图 4 3“离心泵叶轮的速度系数”表 nts20 图 4 3 离心泵叶轮的速度系数 由上图可以查到叶轮入口速度系数0vK=0.22，泵的单级扬程Hi=260/6=43.3m 所以： 4.35.128.9222.0200 gHKV V m/s 通过叶轮的流量 Q 可用公式： vQQ 4 13 式中： v 泵的容积效率 查图离心泵的设计基础 4 4 可得流量等于 38m3/h 的容积效率，根nts21 据比转数可查得v=0.942 则： 3.40942.0 3600/38 vQQ m3 则叶轮入口的直径可根据公式： 2004hdVQD 4 14 mdVQD h 697.0028.04.33600 3.4044 2200 取 D0=70mm 4.3.2 确定叶片入口边直径 D1 在叶轮流道入口边上取圆心，做流道的内切圆，内切圆圆心到轴心线距离的两倍即为叶轮入口边直径。确定叶片入口边直径，一般与比转数有关，由于本设计的比转数 ns=167 在 100 200 之间，所 以 D1 D0,一般入口边平行于轴心线；对流量较小的泵，可取 D1D0;对流量较大的泵，也可将入口边伸入吸入口，但是应注意铸造造型的工艺性。 取 D1=(1 0.8)D0=150 mm=0.150 m 4.3.3 确定叶片入口处绝对速度 V1 一般取 1v =0v，对汽蚀性能要求高的泵， 取 1v =(0.4 0.83)0v这里取 1v =0.70v4 15 1v =0.70v =0.7 4.4=3.08 m/s 4.3.4 确定叶片入口宽度 b1 离心泵叶轮入口尺寸0D，入口宽度和入口边直径除影响泵的抗汽nts22 蚀性能影响很大。 111VDQb 4 16 1b /112 8 0 / 0 . 9 8 303 6 0 0 3 . 1 4 3 . 0 8 0 . 1 5Q mmDV 4.3.5 确定叶片入口处圆周速度 1u 计算 1u 用公式： 6011 nDu 4 17 则： 1u1 3 . 1 4 0 . 1 5 1 4 7 0 1 1. 5 4 /6 0 6 0Dn ms 4.3.6 确定叶片数 Z 泵的效率跟叶片数的多少有直接关系。叶片数多，泵的效率就能得到提高，这是因为叶片数增加后，叶片间流道的扩散程度减弱，液流的扩散损失减小，泵的效率上升，但叶片数过多的时候，叶片与液流的摩擦损失增加，结果反而导致泵的效率下降。对 25060sn的泵，取 6 片；对低比转速的泵可以取 9 片，但应注意勿使入口流道堵塞；对高比转数的泵可以去 4 5 片。在一般情况下，增加叶片数可以改善液体流动情况，适当提高泵的扬程，但叶 片数增加后将增加叶片摩擦损失，减少流道过流面积。 取 z=6 片 4.3.7 确定叶片入口轴面速度1mv叶片入口轴面速度 Vm1可按下式确定 1mV= 1 1V 4 18 式中 1 为叶片入口排挤系数 , nts23 在设计离心泵时先选取排挤系数 1 进行试算，待叶片厚度和叶片入口安放角确定后，在来校核 1 值。 在估算时一般取 3.11.1 ，这里取 1 =1.3。 则： 1mV= 1 1V 4 19 =1.3 3.08 =4.00 m/s 4.3.8 确定叶片入口安放角 1 叶片入口安放角就在叶片入口处，叶片工作面的切线与圆周切线间的夹角，如图 4-5 示。假设液体是无旋流入叶轮内，则由速度三角形知： 1/1 1uvtg m 4 20 式中： 1 液体进入叶轮相对速度的液流角。 1mv、 1u 前面已经计算过。 则： 1/114 . 0 01 1. 5 4mvtgu 1 ,250 叶轮入口安放角比相对速度角增大了一个角度，这个角度叫冲角，用 表示，叶片入口安放角 1 为： 1 /1 4 21 nts24 一般冲角取 = 153 ， 叶片入口安放角 1 ,4010 00 则叶片入口安放角： 1 = 030 选择一个冲角的原因是：液体在进入 叶轮前，已受吸入室、轴或叶轮的影响而旋转运动，增加冲角就是考虑了预选的影响，以减少液体冲击损失；取正冲角后，叶片入口处排挤系数减小了，几增大叶片入口积，改善了液体流动情况，可以提高泵的汽蚀性能。冲角对泵抗汽蚀性能有一定的影响。 4.3.9 确定叶片厚度 S1 从水力性能的角度考虑，叶片应尽量薄，这样一方面可以减少叶片对液流的排挤，提高泵的扬程，同时还可以减小叶片前缘处的尾流损失，提高效率。而从强度方面的要求考虑，则叶片应有一定的厚度。在确定叶片厚度时应注意：对较小的泵，要考虑到铸造的可能性，对铸铁叶轮，叶片最小 厚度为 43 毫米；对铸钢叶轮，叶片最小厚度为65 毫米。对大泵应适当增加叶片厚度，以使叶片有足够的刚度。 我选用了铸钢材料的叶轮，故叶片厚度 S1=6 mm 4.3.10 确定叶片排挤系数 1 叶片排挤系数是叶片厚度对流道入口过流断面面积影响的系数。它等于流道入口叶片厚度的过流面积与考虑叶片厚度过流面积之比值： 111111111 t tbt bt4 22 式中 1t 叶片节矩，如图 4-5，可按 ： 1t =ZD1， 4 23 1 叶片在圆周方向上的厚度，如图 4-5 nts25 1 按公式： 1 =11sinS4 24 1s 入口处的叶片实际厚度（严格的说是液面上的厚度） 将上述 4 22、 4 23、 4 24 三个式子联立可得： 11111sin zsDD4 25 式中， D1 叶片入口边直径 S1 叶片厚度 Z 叶片数目 1 叶片入口安放角 则， 4.3.11 叶片包角 的确定 叶片包角就是入口边与圆心的连线和出口边与圆心连线间的夹角。包角越大、叶片间流道越广，则叶片单位长度负荷小，流道扩散程度越小，有利于叶片与液流的能量交换。如叶片包角太大，则叶片与液体的摩擦损失增加，铸造工艺性差，所以包角大小应适当选取。 1111 013 . 1 4 1 5 0 1 . 1 8663 . 1 4 1 5 0s i n 3 0s i nDSzD nts26 对 22060sn的泵，一般取 = 00 15075 。 取 = 0150 4.3.12 确定叶轮外径 2D 由公式： nuD 22 604 26 式中， 2u 叶轮出口圆周速度， m/s，可按下式计算： 2u = gHKu 224 27 式中，2uK 叶轮出口圆周速度系数，由图 4 3 选取 2uK为 0.38。 H 多级泵的单级扬程 则， 2u = gHKu 22= 0 . 3 8 2 9 . 8 2 6 0 2 7 . 6 9 m/s 22 60 6 0 2 7 . 6 9 0 . 3 4 8 3 4 83 . 1 4 1 4 7 0uD m m mn 则， D2=360 mm 根 据公式， 210)5.11.1( Dz 4 28 则：取系数为 1.1， Z=6 片 取 6 片与前面假设相似。 4.3.13 确定叶片出口安放角 2 叶片出口安放角 2 一般在 16 40范围内，通常选用 20 30，通常选用 200300。对高转速的泵，安放角可以取得小一些，低比转速的泵可取得大一些。叶片出口安放 角对性能曲线的形状，叶轮流道形状和泵的扬程影响都较大。 nts27 取 2 = 030 4.3.14 确定叶轮出口宽度 2b 实测表明，当叶片宽度改变时，通过叶轮的流量变化不大。因此，若叶片宽度过窄，则叶片单位面积上的负荷增加，滑移系数增大而使叶轮的理论扬程减小，同时叶轮的相对速度增大，液流与叶片表面的摩擦损失增加，从而造成泵效率的下降。 b2 可以通过叶轮出口轴 面速度2mV确定，离心泵的设计基础叶轮出口速度三角形图 5 8， VM2可按下式计算： gHKV mvm 222 4 29 式中，2mvK 为叶轮出口轴面速度系数，可按图 4 4 选择。取值 0.15。 H 多级泵的单级扬程。 则， 2mv 0 . 1 1 2 9 . 8 2 6 0 7 . 8 5 m/s 由于2mV已确定，所以可以按下式计算 b2: 2)( 222mVZDQb 4 30 式中： Q 流经叶轮的流量， m3/s D2 叶轮外径， m Z 叶片数目 2 叶片出口处圆周方向的厚度，可有下述公式计算： 222 sin s4 31 式中： S2 叶轮出口处叶片真实厚度（严格地说是流面上的速度）见nts28 图离心泵 设计基础叶轮出口排挤 5 9，这里取叶片的厚度。 2 叶片出口安放角。 将公式 4 30、 4 31 联立可得： 22222s inmVzsDQb 4 32 带入数值，可得： 22 2 22 8 0 / 3 6 0 03 . 1 4 0 . 3 6 6 0 . 0 1 2 7 . 8 50 . 0 1 1 0mQbD Z Vm m m （ ） （ ） m 4.3.15 确定叶轮出口绝对速度和圆周速度的夹角 2 离心泵设计基础叶轮出口排挤 5 9： 2222 tan mVuV 433 将各种数据代入公式 4 34 可解得： 2222 tan mVuV = 02 7 . 6 9 7 . 8 5 3 0 1 4 . 0 8 5c tg m/s 由公式：pVHT 1 2可得 pVV 1 22 4nts29 34 又因： 2122222rrrzp 4 35 式中： 经验系数，由下式计算得 2s in6.068.055.0 由于 2=300 所以 2s i n6.068.055.0 = 025s in6.068.055.0 = 93.080.0 取 85.0 z 叶轮叶片数 r2 叶轮出口半径 r1 叶轮入口半径 将上述各个数据代入公式 4 35 可得： 507.0)06.00938.0(6 0938.09.02 22 2 p 将公式 4 33 与公式 4 35 计算得的数据代入 4 34 可得： pVV 1 22 = 1 4 . 0 8 5 9 . 3 9 /1 0 . 5 0 7 ms在有限叶片时，液体实际流出角为 2 ，可得： nts30 222tan VVm 4 36 221020227 . 8 5 307 . 8 52 7 . 6 930mmvtgvutgtg 液体 流出叶轮的绝对速度 V2 为： 2 2222 mu VVV = 229 . 3 9 7 . 8 5 1 2 . 2 4 /ms 叶轮结构型式如下图： 图 4 7 叶轮结构图 4.4 径向导叶的设计计算 4.4.1 确定基圆直径 D3 根据经验可按下式计算： D3=D2+(1 3)=348+2=350 mm 4.4.2 确定导叶入口角3导叶入口角就是导叶在入口处的切线与基圆 D3 切线间的夹角，为了使液体无冲击地进入导叶，一般取入口角3等于叶轮出口绝对速度nts31 液流角 2 ，一般3在 80 160 范围内。 取 3= 62.122 4.4.3 确定导叶入口宽度 b3 确定入口宽度不但要考虑到应有的间隙和制造误差，而且要考虑到运转中转子可能的轴向串动。 导叶入口宽 b3 可按下式计算 ： 3b= mmb 13310)53(2 取 3b=13 mm 4.4.4 确定导叶喉部面积和形状 导叶喉部就是导叶扩散段的入口，为了确定导叶喉部面积先应确定喉部速度。 导叶喉部速度 33 vKv gH24 37 式中： 3vK 导叶喉部速度系数，按图 4 11 选取3vK=0.35 H 水泵的单级扬程。 图 4 8 螺旋形涡室和导叶中的速度系数 则： 33 v
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