毕业论文（设计）单级离心泵设计

单级离心泵设计摘要本设计从离心泵的基本工作原理出发，进行了一系列的设计计算。考虑离心泵基本工作性能，流量范围大，扬程随流量而变化，在一定流量下只能供给一定扬程（单级扬程一般1080M）。本设计扬程为50M，泵水力方案通过计算比转数（N675）确定采用单级单吸结构；通过泵轴功率的计算确定选择三相异步电动机；由设计参数确定泵的吸入、压出口直径；通过叶轮的水力设计确定叶轮的结构以及叶轮的绘型；设计离心泵的过流部件，确定吸入室为直锥形吸入室，压出室为螺旋形压出室；设计轴的结构及进行强度校核；确定叶轮，泵体的密封形式及冲洗，润滑和冷却方式；通过查标准确定轴承，键以及联轴器，保证连接件的标准性。从经济可靠性出发，合理设计离心泵部件，选择标准连接件，保证清水离心泵设计的安全性，实用性，经济性。关键词离心泵工作原理；水力方案设计；叶轮和过流部件设计；强度校核；密封设计；键、轴承的选择CENTRIFUGALPUMPDESIGNMANUALABSTRACTTHISDESIGNSTARTINGFROMTHEBASICWORKINGPRINCIPLEOFTHECENTRIFUGALPUMP,CONDUCTEDASERIESOFDESIGNCALCULATIONSCONSIDERTHEBASICCENTRIFUGALPUMPPERFORMANCE,FLOWINAWIDERANGE,LIFTVARIESWITHTHEFLOW,THEFLOWCANONLYSUPPLYSOMELIFTSINGLESTAGELIFTISGENERALLY1080MTHEDESIGNHEADIS50M,THEDESIGNOFTHEPUMPHYDRAULICSCHEMEBYCALCULATINGTHENUMBEROFREVOLUTIONSN675TODETERMINETHESINGLESTAGESINGLESUCTIONSTRUCTURECHOICEOFMOTORSHAFTPOWERCALCULATIONDESIGNPARAMETERSTODETERMINETHEPUMPSUCTIONOUTLETDIAMETERDETERMINETHESTRUCTUREOFTHEIMPELLERANDTHEIMPELLEROFTHEDRAWINGOFTHEHYDRAULICDESIGNOFTHEIMPELLERFLOWPARTSOFTHEDESIGNOFCENTRIFUGALPUMPSUCTIONCHAMBERFORSTRAIGHTCONICALSUCTIONCHAMBER,PRESSEDOUTOFTHESPIRALSHAPEDPRESSURECHAMBERTHESTRUCTUREANDSTRENGTHCHECKOFTHEAXISDESIGNDETERMINETHEIMPELLERCENTRIFUGALPUMPSEALDESIGN,PUMPCLOSEDFORMANDWASHING,LUBRICATION,COOLINGMETHODDETERMINEDBYCHECKINGTHESTANDARDBEARINGS,ANDCOUPLINGTOENSURETHATTHESTANDARDCONNECTIONDEPARTUREFROMTHEECONOMICVIABILITYOFTHERATIONALDESIGNOFCENTRIFUGALPUMPCOMPONENTS,SELECTTHESTANDARDCONNECTOR,TOENSURETHEWATERUSINGACENTRIFUGALPUMPDESIGNSAFETY,PRACTICALITY,ECONOMYKEYWORDCENTRIFUGALPUMPWORKINGPRINCIPLEHYDRAULICDESIGNCOMPONENTDESIGNOFTHEIMPELLERANDTHEOVERCURRENTSTRENGTHCHECKSEALDESIGNTHECHOICEOFKEYANDBEARING目录1绪论12电动机的选择221原动机概述322原动机选择3221泵有效功率3222泵轴功率3223泵计算功率3234选择电动机43泵主要设计参数和结构方案确定531设计参数532泵进出口直径5321泵吸入口径SD5322泵排出口径I533泵转速534泵水力结构及方案635泵的效率7351泵总效率7352机械损失和机械效率7353容积损失和容积效率8354水力损失和水力效率84离心泵泵轴及叶轮水力设计计算941泵轴及其结构设计9411泵轴传递扭矩9412泵轴材料选择9413轴结构设计942叶轮进口直径0D1043叶片入口边直径11044叶片入口处绝对速度1145叶片入口宽度1B1146叶片入口处圆周速度U1147叶片数Z1148叶片入口轴面速度R11149叶片入口安装角Y12410叶片厚度12411叶片排挤系数1校核12412叶片包角的确定13413叶轮外径2D13414叶片出口安装角Y13415叶轮出口宽度2B135叶轮的选择及绘型1551叶轮选择1552平面投影图画法1553轴面投影图画法156离心泵的吸入室及压出室设计1861吸入室设计18611概述18612直锥形吸入室设计1862螺旋形压出室18621基圆3D18622蜗室入口宽度3B19623舌角319624泵舌安装角19625蜗室断面面积19626扩散管217轴向力径向力平衡计算2271轴向力及其平衡22711轴向力计算22712轴向力的平衡2372径向力及其平衡238轴承、键、联轴器的选择2481轴承24811轴承选择24812轴承校核24813轴承润滑25814轴承密封2582键的选择与校核25821键的选择25822键的强度校核2683联轴器选择26831联轴器26832联轴器的强度校核279泵轴的校核2991强度校核2992刚度校核3193临界转速校核3110泵体及其部件的密封设计33101叶轮密封33102泵体密封33103轴封设计331031密封腔处的介质压力P341032密封面平均直径的圆周速度341033密封腔内的介质温度T341034根据介质特性选型341035机械密封具体结构34104机械密封辅助措施351041机械密封冲洗351042机械密封润滑351043机械密封冷却3511经济性分析3612结论37参考文献38致谢391绪论泵是一种将原动机的机械能转变为输送流体能量的机械。在任何工矿企业中，用不到离心泵的部门是没有的在农业生产中，泵是主要的排灌机械。我国农用泵占泵总量的一半以上。在矿业和冶金工业中，泵也是使用得最多的设备。矿井下需要用泵排水；在选矿、冶炼和轧制过程中，需要用泵来供水等。另外，在国防建设、船舶制造、城市的给排水、蒸汽机车的用水、机床的润滑和冷却、纺织工业中输送漂液和染料、造纸工业中输送纸浆，以及食品工业中输送牛奶和糖类食品等，都需要大量的泵。泵的设计具有不同的方法，其基于流道理论的一元分析常用于离心式机械，将流道横截面上的参数用其平均值来表示的一种简化分析方法。确定泵叶轮的线性尺寸可以采用不同的方法，一种是利用经验系数直接计算线性尺寸，另一种利用速度系数。利用相似理论推导出叶轮及蜗形压出室线性尺寸计算公式，再以当代国产泵优秀水力模型为统计源，用数值分析的方法将拟合成方程式进行计算，是离心泵水力设计行之有效而简洁的方法。基于泵内液体流动的复杂性，至今还不能用理论计算的方法准确地获得泵的性能曲线，因此，通过试验手段开展对泵性能的研究，或对已有的产品确定其实际的工作性能就显得极为重要。根据试验条件和目的的不同，性能试验可分为试验台试验和现场式试验两种。试验台试验是指，将泵安装在制造厂或使用单位的泵性能试验装置上而进行的试验。其主要目的是确定泵的工作性能曲线，确定它的工作范围，可以更好的向用户提供经济、合理地使用和选择的可靠数据；通过实验得到的性能曲线来校核设计参数，检验是否达到了设计所要求的技术指标，以便修改设计或改进制造质量。现场试验是指，泵安装到使用单位后，在实际的使用条件下进行的试验，其主要目的是为泵的安全、经济运行提供可靠的依据。例如，通过试验了解整个泵装置及管路系统的实际性能，据此来考察其选型是否合理，并以此为依据，制定经济运行方案，使其在负荷变动时也能随之按最经济合理的方式进行。在泵改造前进行试验，以便鉴定改进效果。通过试验测得的效率下降和出力变化的情况，来估计泵在长期运行中因汽化、磨损和内部不正常的泄露等因素所造成的内部损坏程度，以便及时检测并合理确定检修期限。泵之所以能输送液体，主要是依靠高速旋转的叶轮，介质在惯性离心力的作用下获得能量以提高压强。介质离开叶轮进入泵壳后，因蜗壳内流道逐渐扩大而使介质减速，部分动能转换成静压能。只要叶轮不断地旋转，介质便连续地被吸入和排出。从上述工作原理可知，离心泵工作时，最怕泵内有气体，因为气体的密度小，旋转时产生的离心力就很小，叶轮内不能造成必要的真空度，也就无法将密度较大的液体吸入泵中，因此在开泵前必须使泵的吸入系统充满液体，工作中吸入系统也不能漏气，这是离心泵正常工作必须具备的条件。液体在离心泵中获得能量的过程表现为液体在叶轮作用下流速大小和流动方向的变化。离心泵工作时，液体一方面和叶轮一起旋转作旋转运动，同时又从叶轮的流道中向外流动，液体在叶轮中所作的是一种复合运动。本泵的结构采取后开门的结构形式，即泵体与泵盖的分界在叶轮的背面，泵体和泵盖构成泵的工作室；叶轮、轴、和滚动轴承等为泵的转子；悬架和轴承部件支撑泵的转子。为了平衡泵的轴向力，大多数叶轮前、后均设有密封环，并在叶轮后盖板上设有平衡孔。但是有些泵的轴向力不大，叶轮背面不必设密封环和平衡孔。设计内容分为四部分计算，即材料选择、水力计算、结构设计和强度校核。在相关标准的允许范围内，充分考虑到该泵的使用环境和输送的介质，在结构设计、材质选择、过流部件的水力设计、泵零件强度设计等主要环节上作出了十分科学的改进。在选材上泵体、叶轮等零部件选用灰铸铁。在轴和轴套采用45号钢，在结构上将底座加厚加筋，以增强刚性，采用机械密封。保证泵在所处的环境中能正常使用。总之，本设计就是针对泵在化工装置中的重要性的不断提高的现状下，进行泵的改良，对提高泵的使用效率，降低能耗，具有重要的意义。2原动机的选择21原动机概述选择水泵原动机要根据水泵的性能参数，管道输送工艺，自控的要求及能源供应条件等因素而定。不论在国内或国外，电动机都是输水管道应用最为广泛的原动机，在当地具有充足电源条件下，使用电动机具有以下优点1）泵设备价格较低，经济性良好；2）设备体积小，轻便，安装维修简便，检查周期和连续运行时间长，工作可靠；3）所需支撑基础，起重设备和辅助系统较简单；4）可与离心泵直接相连，不需要变速器；5）易于自动控制，操作人员较少。电动机分为异步和同步两种异步电动机构造简单，工作可靠，价格较低，在水利管道上应用最为广泛。同步电动机能提高电网的功率因数，构造复杂，减少无用功耗，节约电能，价格昂贵1。22原动机选择221泵有效功率10QGVEHN（21）式中，G重力加速度，89M/S2；流体密度，KG/M3；VQ设计流量，M3/S；H泵的扬程，M；EN有效功率，KW；68KW301589E222泵轴功率EN（22）式中设计工况下的轴功率，KW；泵效率。945KW7268223泵计算功率NC15（23）式中，CN计算功率，KW；087KW94C234选择电动机综合以上论述计算，本设计选择异步电动机，其具体参数见表21。表21三相异步电动机具体参数型号Y160M1功率15KW防护等级电压380V电流功率因数088接法转速2950R/M绝缘等级频率50HZ重量工作方法3泵主要设计参数和结构方案确定31设计参数输送介质清水；工作温度80；介质密度1000KG/M3；体积流量VQ50M3/H；泵扬程H50M；泵效率72；泵必需汽蚀余量RH30M。32泵进出口直径321泵吸入口径SD泵吸入口径由合理的进口流速确定。泵吸入口的流速一般设为M3/S左右。从制造方便考虑，大型泵流速取大些，以减小泵的体积，提高过流能力。而要提高泵的抗汽蚀性能，应减少吸入流速3。综合考虑，取泵吸入口的平均流速VS3M/S。VSVS0761435Q4（31）式中，DS泵吸入口径MM泵吸入口流速，M/SS。按照标准管径08SMM。322泵排出口径I低扬程泵，取与吸入口径相同3。因675NS，取80MM。33泵转速确定泵转速时应考虑下面因素3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；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；确定转速应考虑原动机的种类（电动机、内燃机、汽轮机）和传动装置（变速传动等）；提高泵的转速受到汽蚀条件的限制，从汽蚀比转数公式43625RHQNC可知，转速N和汽蚀基本参数RNPSH和有确定的关系，如得不到满足，将产生汽蚀。对于一定的C值，假设提高转速，则RS增加，当该值大于装置提供的装置汽蚀余量R时，泵便发生汽蚀。采用汽蚀条件确定泵转速的方法，是选择C值，按给定的装置的汽蚀余量RNPSH，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NQ625HC70。设计体积流量H/50MQ3V。C85695860根据对RNPSH，等参数的要求以及考虑结构，制造，动力等因素确定合适转速。按汽蚀要求确定比转速时VQ625HCN750R（32）式中，C汽蚀比转数，8CRH泵必需的汽蚀余量，03HRM。PR415625N75M/R2950N3415R/M。故所选用原动机合理。34泵水力机构及方案水利管道上的主要用泵从用途上可分为给水泵和主输泵两种。主输泵是各泵站的输水用泵。在构造上，水利管道所用离心泵一般为单级双吸，两级双吸，多级单吸几种。单级泵用作给水泵或串联操作的主输泵。多级泵则用于主输泵的并联操作，根据需要的扬程选择多级泵的级数。因为要求较高的工作效率，主泵的比转数都比较高，因而水泵必需的最小汽蚀余量也大，这意味着，主泵的抗汽蚀性能较差，往往需要正压进泵。离心泵基本工作性能特点5转速高，通常为1500R/M3000R/M或更高，流量均匀；流量随扬程而变化，流量范围大，通常10350M3/H，最大流量可达10000M3/H以上；扬程随流量而变化，在一定流量下只能供给一定扬程。单级扬程一般10M80M。多级泵扬程可达300M以上，工作压力一般10105PA；功率范围很大，一般在500KW以内，最大可达1000KW以上；效率较高，一般050090，在额定流量下效率最高，随着流量变化效率降单级扬程一般为57M，最大可达8M以上。比转数（比速）是影响离心泵叶轮结构和性能的一个参数。在10NS250的范围，泵的效率最好，当SN60时，泵的效率显著下降；采用单吸叶轮SN过大时，可考虑改用双吸，反之采用双吸SN过小时，可考虑改用单吸叶轮；泵的特性曲线形状也和S有关。比转数43VSQN65H（33）式中SN比转数；N泵轴转速，R/M；5675032963N4S综合以上论述计算，本设计采用单级单吸离心泵结构。35泵的效率351泵总效率泵的总效率就等于其机械效率、容积效率和水力效率三者之乘积。因此，要想提高泵的效率就必须在设计、制造及运行等各个方面注意减少各种损失。目前，离心泵的总效率视其大小、型式和结构不同一般为055090在设计之前只能按统计资料（经验公式或曲线）或类似的实际产品大致确定欲设计泵的效率，待设计完之后，可以近似估算所设计泵的效率，只有在泵制造完成之后，通过试验才能精确地确定其效率5。352机械损失和机械效率原动机传到泵轴上的功率，首先要花费一部分去克服轴承和轴封的摩擦损失，然后还要花费一部分去克服叶轮前后盖板外侧与流体间的圆盘摩擦损失。在上述三种损失中，圆盘摩擦损失占的比重最大，而轴承和轴封的损失一般认为与泵的尺寸无关，只与零件表面加工质量、轴封结构等因素有关，约占轴功率的14。上述三种损失功率之和称为机械损失MP，其大小用机械效率M来衡量。353容积损失和容积效率输入水力功率用来对通过叶轮的流体做功，因而叶轮出口处流体的压力高于进口压力。由于泵中转动部件与静止部件之间存在间隙，因而当叶轮旋转时，必然有一部分流体从高压侧通过间隙流向低压侧。这样，通过叶轮的流量VTQ理论流量并没有完全输送到出口，其中泄露量EQ这部分液体把从叶轮中获得的能量消耗与泄露的流动过程中，把由泄露造成的损失称为容积损失，其大小用容积效率V来衡量。容积损失主要发生在密封环处、平衡轴向力装置处、密封装置处。对于多级泵来说还有级间泄露。需要说明的是，在泵的流量变小时，其泄露量的相对值要增大。所以对于小流量高压头的泵，应尽量减少泄露量，提高容积效率。容积损失和比转速有关，随着比转速的增大，容积损失逐渐减少。一般情况下，在所有比转速范围内，容积损失等于所有圆盘摩擦损失的一半。354水力损失和水力效率通过叶轮的有效流体（除掉泄露）从叶轮中接收的能量TH，也没有完全输送出去，因为流体在泵的过流部分的流动中伴有沿程摩擦损失和叶片进出口冲撞、脱流、漩涡等引起的局部损失，从而要消耗掉一部分能量。单位重量流体在泵过流部分流动中损失的能量称为流动损失，用H来表示，其大小用流动效率H来衡量。本设计中，确定预设计的泵的为72。4离心泵泵轴及叶轮水力设计计算41泵轴及其结构设计411泵轴传递扭矩N954CENM（41）式中ME泵轴传递扭矩；M35192087E412泵轴材料选择根据泵轴工作特点和承受的应力，在材料选择上应考虑使用耐疲劳强度比较好的碳素钢，合金钢，这些材料的综合性能都比较好。1）泵轴转速不高，输送介质的温度压力不高时，用碳素钢；2）泵轴转速高，输送介质的温度压力高时，选用机械强度比较高的合金钢。本设计泵轴选用45钢材料，调质处理241HB286，需用切应力为49MPA588MPA。413轴结构设计根据圆轴扭转时的强度条件TEMAXWM（42）式中MAX最大切应力，MPA；WT抗扭截面系数，许用应力，MPA；对于实心轴3T16D（43）式中D轴径，。由式（42）和式（43）式得16M493516D3EMMM考虑键削弱作用，联轴器轴孔直径为标准化，D取24MM。最小轴径D确定，考虑托架结构，推算安装滚动轴承处轴径D1，D1比D大一级，并选用标准尺寸，本设计1取35MM。安装叶轮处的轴直径D2的尺寸希望尽量粗一点，粗刚性好，D2太粗浪费材料，同时轴肩不能高于滚动轴承内圈，否则影响轴承拆卸和润滑油的流动，本设计2D取24MM。叶轮配合的直径D3，比D1小一级，本设计3取30MM。轮毂直径DH对泵的吸入性能没有什么影响，本设计中H取32MM。42叶轮进口直径0D叶轮入口速度G20K（44）式中，0叶轮入口速度，M/S；K0叶轮入口速度系数；2SS0N01N012726506540M/38983对悬臂式离心泵叶轮，入口直径0D可由流体力学公式求得2VT4Q（45）由（45）式得00VT（46）式中，QVT理论流量，QVT大于设计流量QV，因为通过叶轮的流量中有一部分经密封间隙返回叶轮入口，造成容积损失。VT可由下式计算VTQ（47）式中，V泵容积效率，由文献8,81可知8150V；S/M7360825Q3VT；140D。43叶片入口边直径1D在叶轮流道入口边上取圆心，作流道的内切圆，内切圆圆心到轴心线距离的两倍即为叶片入口边直径1，叶片入口边直径1D一般可按比转速NS确定。SN40100，则0一般入口边平行于轴心线；对流量较小的泵，可取01D；对流量较大的泵，也可将入口边伸向吸入口，但是应注意铸造造型的工艺性S100200，则1D1080；N200300，则0806；S300500，则107050；500，则2轴流泵。本设计中叶片入口边直径1取0095M。44叶片入口处绝对速度一般取01或略大于0，对抗汽蚀性能要求较高的泵，可取1（04083）。本设计中取M/S3201。45叶片入口宽度B11QBDVT（48）离心泵叶轮入口尺寸0，1和除影响泵的性能和效率外，对泵的抗汽蚀性能影响很大。M01932085437B1。46叶片入口处圆周速度U6N1D（49）M/S123095834U147叶片数Z目前尚无准确的方法确定叶片数，对6NS250的泵，一般取6片；对低比转速的泵可取9片，但应注意勿使入口流道堵塞；对高比转速的泵可取4片5片。一般情况可按下表选取。表41叶片数的选择比转速NS506060180180350350580叶片数Z8765本设计叶片数取为8。48叶片入口轴面速度R11R（410）式中，1叶片入口排挤系数设计离心泵时，先选取排挤系数进行计算，待叶片厚度和叶片入口安装角确定后，再来校核值。计算时，一般取701091，低比转速的小泵取大值。本设计中，1取080。M/S65238R149叶片入口安装角Y1叶片入口安装角就是在叶片入口处，叶片工作面的切线（严格地说，应该是在流面上叶片骨线的切线）与圆周切线间的夹角。假定液体是无旋流入叶轮内，则由速度三角形可知TAN1RU（411）式中，1液体进入叶轮相对速度的液流角。叶轮入口处的叶片安装角比相对速度液流角增大了的角度，这个角度叫做冲角，以表示。叶片入口安装角Y11（412）一般冲角取313，叶片入口安装角10Y40。本设计中，取1，TAN231654Y11324442410叶片厚度较小泵，考虑铸造工艺性，对铸铁叶轮，叶片最小厚度为3MM4MM；对铸钢叶轮，叶片最小厚度为5MM6MM。大泵应适当增加叶片厚度，以便使叶片有足够的刚度。本设计中，叶片厚度S取4MM。411叶片排挤系数1校核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，等于流道入口考虑叶片厚度的过流面积与不考虑叶片厚度过流面积之比值。1U1U1TBTSS（413）式中，1T叶片节距；US叶片在圆周方向上的厚度；40685143T1ZD（414）1SIN3Y1U1S；（415）式中，1S入口处的叶片实际厚度（严格说是流面上的厚度）；由式（413），式（414）和式（415）得1Y1Y11SINBZDSINDZSS）（416）83501，与假设值080相接近，校核合适。412叶片包角的确定包角就是叶片入口边与圆心的连线和出口边与圆心连线间的夹角。对比转速SN60220的泵，一般取75150，低比转速叶轮取大值，高比转速叶轮取小值。包角确定后，在绘型时还有根据具体情况作适当的修改。在本设计中，取90。413叶轮外径2D叶轮外径是决定泵性能的最主要水力参数之一。KGN602（417）式中，K扬程系数，目前从理论上还无法直接推导出计算公式，在总结国内目前优秀离心泵水力模型的基础上，运用数值分析方法，拟合得到扬程系数计算公式2SSN03N075635683910（418）51980670367503568397102KM1982942D414叶片出口安装角Y叶片出口安装角2一般在1640范围内，通常选用2030范围内。对高比转速的泵，Y可以取得小些，对低比转速的泵，Y2可取得大些。叶片出口安装角对叶轮流道形状和泵的效率影响很大。本设计中取28。415叶轮出口宽度2B将泵相似理论推出的表达式3NQLVK中的线性尺寸L和系数LK分别以叶轮出口宽度2B和流量系数Q代替，则出口宽度2B的计算式为3Q2V（419）式中，QK流量系数，采用统计分析离心泵水力模型，数值拟合出计算公式2SSQN07N0132259680（420）03856752QM0972038B2叶轮外径2D确定后，叶轮出口宽度B是影响泵流量的最主要因素之一5。5叶轮的选择及绘型51叶轮选择离心泵内广泛采用圆柱形叶轮90NS，其优点是工艺简便，但效率和性能都比较差，在大流量、高压头、汽蚀性能要求高的情况下必须采用扭曲叶片的叶轮。本设计泵比转速567NS，采用圆柱形叶轮。叶轮进出口结构参数确定后，参考比转速相等或相接近，且性能良好的模型作为绘制叶轮图的依据。绘制叶轮时应满足下列诸要求1液体进入叶片时无冲击想象；2R0C变化到R3时应均匀变化不能有突变，亦即要求轴面投影面积变化均匀；3叶片上的负荷分配合理，亦即叶片长短恰当，因而叶片包角应在75150范围内；4）叶片骨线从Y1过渡到Y2，应均与变化，不能有波动；5）在轴向尺寸许可的条件下，轮盖进口部分尽量采用大曲率半径。本泵采用圆柱形叶轮绘法对叶轮轴面投影和平面投影的绘制。轴面投影图能比较直观地看到叶轮前后盖板形状和叶片进出口的位置。平面投影图能够看到叶片的形状和流道的变化规律6。52平面投影图画法叶片的绘法有单圆弧法、多圆弧法和逐点法三种。单圆弧法作图比较简单，逐点法比较精确，能保证叶轮流道内的流速平稳变化，但作图比较复杂。在实际使用中，一般采用单圆弧法或逐点法作图。这里，我们用单圆弧法作图。在直径为2D的叶轮外周上任取一点G（图51），使之与圆心O相连接。自O点作Y1角，交直径为1的叶轮内圆与K点。连接G并延长之，交内圆于B点。通过G点在O线左边作M,使之等于Y2。再在B上作垂直平分线并与M交与点，以点位中心，B为半径作圆弧，即得所求叶片之曲率半径。再以2S和S分别为半径，为圆心作圆弧，则得厚度为S的叶片。叶片形状确定后再画轴面投影图，轴面投影画好后再校核流道面积。在平面投影图上，距轴心线I21RR、作一系列相切于叶片流道的内切圆，其叶片高度为I21B、，而相应点的叶片宽度为I21B、。将圆心1、2、3等到I用光滑曲线相连，即得流道中心线LL。由此可得相应R处流道面积BBF。求出IF后再作FL曲线，此曲线应是一条光滑的曲线，若曲线呈S形上下波动，则必须修改轴面投影轮廓线，重新校核，直至完全符合要求为止6。图51平面投影图的绘制53轴面投影图画法距轴心HR和2作两根平行于轴心OO的直线AB和CD（图52）。作OO的垂线EF,它与CD和OO线相交于E、F两点，通过E点作05的直线EG。大小与比转速和叶轮的结构型式有关。SN小取，SN大或双进口泵的值一般取35。以适当的R2作圆弧并与AB和EG线相切，即可作出叶轮后盖板的轮廓线。液体从轴向进入叶轮而从径向流出，为了减少转弯的水力损失，在轴向尺寸许可的条件下尽量加大前后盖板的圆弧半径，但前后盖板两者间的圆弧半径关系为12R（1820）在CD线上截取2BHE，距轴心0R和1作两根平行于OO的直线IJ和KL。在KL线上以M为圆心，1为直径作一个与叶轮后盖板相切的圆。以合适的圆弧以1R为半径和直线作叶轮前盖板的轮廓线，此轮廓线一定要与IJ和1B的圆相切，并且还应通过H点。叶片进口边的位置对汽蚀、效率和特性曲线的形状都有一定的影响。小比转速叶轮进口边做成与轴线平行，而大比转速和性能要求高的泵都做成进口边伸入叶轮的喉部。进口边伸入叶轮喉部，不但增加了叶片面积减少了叶片负荷，并且又能使叶轮进口的圆周速度和相对速度都能降低，这样改善了汽蚀性能。进口边伸入叶轮喉部，泵的HQ曲线变陡，最高效率点向小流量方向移动，并且效率也有所提高。当叶片进口边伸入叶轮喉部太多时，叶片扭曲的厉害，容易造成液体的堵塞，另外对铸造也带来一定的困难。为了避免上述的缺点，我们常常把叶片进口边布置与轴线成3045的倾角。通过N、M、P各点作一根光滑的曲线，此曲线就是叶片的进口边，将来做平面投影图时还要进一步修正。叶片进口边与叶轮前后盖板相交的角尽可能成90，若太小，叶片堵塞严重，并且也会带来铸造和清砂的困难6。图52轴面投影图的绘制6离心泵的过流部件设计出于使泵能达到较高效率，必须使叶轮、能量转换装置和吸入室三者之间有良好的匹配，如果匹配不当，不能保证流体在吸入室和能量转换装置中有良好的流动，那么即使叶轮设计得再完善，仍会导致泵的效率下降，达不到预期的性能要求，因此三者应作为一个整体考虑。61吸入室611概述离心泵吸入管路接头与叶轮进口前的空间称为吸入室。它是液体进入离心泵经过的第一个构件。液体流过吸入室后，才进入叶轮。在液体由吸入管进入叶轮的流动过程中，流速要发生变化，特别是流速分布要进行调整，以适应液体在叶轮内的运动情况。因此，在叶轮之前设置吸入室以调整液流是重要的。其作用是以最小的流动损失，引导液体平稳地进入叶轮，并且要求液流在叶轮进口处具有较为均匀的速度分布。根据离心泵类型，容量的大小，使用场合的不同，吸入室主要类型有直锥形、弯管形、螺旋形。本设计采用直锥形吸入室。612直锥形吸入室设计直锥形吸入室结构简单，制造方便，液流的流速分布均匀，流动阻力损失亦小，所以多用在单级单吸离心泵上。直锥形吸入室出口直径与叶轮进口直径相同，所以80D，通常进口直径比出口直径大712，故取其值为90，在允许的锥度（约在718范围内）取8，确定直锥式吸水室的轴向长度为60L。62螺旋形压出室螺旋形压出室由一个截面逐渐扩大的螺旋形流道和一个扩压管组成，位于叶轮出口之后，作用是收集从叶轮中高速流出的液体，使其速度降低，转变速度动能为压能，并且把液体按一定要求送入下级叶轮进口或送入排出管路。螺旋形压出室主要优点是结构简单，制造比较方便，泵性能曲线高效率区域比较宽广，车削叶轮后泵效率变化比较小；缺点是单蜗室泵在非设计工况运转时产生不平衡的径向力，此外，蜗室内部表面不易加工。在设计螺旋形压出室时通常认为液体从叶轮中均匀流出，并在蜗室中作等速运动5。621基圆3D螺旋形压出室螺旋线开始的位置称为隔舌。隔舌所在直径3D称为基圆直径。隔舌与叶轮外径之间应有一适当的间隙，间隙过小，则可能使泵在大流量下压水室内产生汽蚀，并伴随着噪音和振动，若间隙过大，则由于液体在间隙内循环而损失功率，使泵的最佳效率下降。031（D110）2（61）基圆大小在上式范围内选择时，对泵性能没有明显影响。低比转数泵选取小的系数值，高比转数泵选取大的系数值，本设计取108。1683M622蜗室入口宽度B用叶轮出口宽度2加叶轮前后盖板厚度，再按结构需要加必要的间隙即可。蜗室入口宽度3对泵性能没有明显影响，但取得略微宽些可改善叶轮和蜗室的对中性。CS2B3（62）式中S叶轮盖板厚度，MM；C常数，一般取C520。C值的大小与比转速，叶轮大小，液体黏度及是否含有固体颗粒有关。比转速小，叶轮小，液体黏度低时，取小值；否则，取大值。本设计取5CMM。M235410B3623舌角3舌角是在蜗室第断面的0点（即蜗室螺旋线的起始点）处，螺旋线的切线与基圆切线间的夹角。为了使液体无冲击地从叶轮进入蜗室，一般3等于叶轮出口绝对速度的液流角2。624泵舌安装角理论上泵舌应该在第断面的基圆3D上，但这样做会使泵舌与叶轮间的间隙过小，易产生振动，并且泵舌也太薄。所以一般都将泵舌沿蜗室螺旋线移动角，此角即为泵舌安装角。泵舌安装角由表61选取。表61泵舌安装角选择比转速SN406080130180220280360安装角1015202530384545选取泵舌安装角时，还应考虑结构安排的可能性，一般应使泵舌A处的圆角半径M2R25MM，如果泵比较小，可适当加大角。本设计泵舌安装角15。625蜗室断面面积蜗室断面面积对泵的性能影响很大，泵比转速越小，影响越大，比转速越大，影响越小。蜗室断面面积的大小，由所选取的蜗室流速决定。蜗室中的液流速度可按下式计算G23K（63）式中3蜗室0点处第断面液流速度，M/S；K蜗室中的速度系数。根据比转速675NS由文献5，86选取螺旋形蜗室和导叶中的速度系数5103。M/室最大断面（即第断面）处的面积F3QV（64）F0861615由于液体是从叶轮中均匀流出的，故蜗室各断面面积也均匀第变化，可按下式计算各断面面积第一断面面积F8，2M61078；第二断面面积2，F252；第三断面面积F83，F2M875306183；第四断面面积4，2404；第五断面面积F85，F215386085；第六断面面积6，2M74；第七断面面积F87，F23508617。/SIN1A（65）COS23609AB（66）324RBFBRII（67）SIN13RR（68）式中断面侧壁倾斜角，；B3压水室入口宽度，MM；R3压水室基圆半径，MM；I；过渡圆弧半径，MM。本设计中，取300第一断面尺寸78312RMM，470R1MM；第二断面尺寸42MM，632MM；第三断面尺寸313RMM，1R3MM；第四断面尺寸97134RMM，672R4MM；第五断面尺寸265MM，53MM；第六断面尺寸3186RMM，29R6MM；第七断面尺寸5407MM，47MM；第八断面尺寸128RMM，98RMM。626扩散管为减少压力管路中的水力损失，须进一步降低压水室中的流动速度，这一任务通常由在第断面后设置的扩散管来实现。液体离开蜗室后进入扩散管，在扩散管中，8085的动能转化为压力能。扩散管末端为泵的吐出口，与吐出管路相连接，所以吐出直径应按照国家标准规定的管径选取，其流速符合经济流速。扩散管的扩散角一般取812，扩散角过大，会导致边界层内液体脱流，增加水力损失。扩散管的长度与进口截面直径之比不得大于253，否则，由于边界层厚度增加，液流会脱流，恶化扩散管的工作性能。本泵扩散角选取12，吐出口直径为76MM。7轴向力径向力平衡计算71轴向力及其平衡711轴向力计算离心泵运行时，因叶轮两侧的压强不等而产生了一个方向指向泵吸入口、并与泵轴平行的作用力，称为轴向力。这个力往往可以达到数万牛顿，使整个转子压向吸入口，不仅可能引起动静部件碰撞和磨损，而且还会增加轴承负荷，导致机组振动，对泵的正常运行很不利。图71所示为单级单吸卧式离心泵叶轮两侧压强分布图5。图71单级单吸卧式离心泵叶轮两侧压强分布图（71）式中，A1F轴向力，N；R叶轮密封环半径，M；叶轮旋转角速度，RAD/S。在离心泵中，液体自轴向流入叶轮，而由径向流出，故液体轴向动量变化导致液体对叶轮产生一个轴向动反力A2F，其方向与A1F方向相反。0A2QVTF（72）式中流过叶轮的理论体积流量；0叶轮进口前的流速。故作用在单级单吸卧室离心泵叶轮上的轴向力的合力为AF，A21AF（73）对低比转速的离心泵而言，轴向力A1其主要作用，故计算时往往不计A2的影响。本设计由于比转速小，故不考虑2的作用。另外，上述式子的推导中，由于不计密封口环泄露量对轴向力的影响，以及其他未能认识的原因，按照计算公式求得的轴向力的计算值往往比实测值小得多，因此，在具体使用时计算公式时应作充分考虑。计算得NF1705A712轴向力的平衡采用平衡孔平衡轴向力。在叶轮的后盖板上靠近轮毂的地方开一圈小孔（平衡孔），以使叶轮背面环形室保持恒定的低压，如图72所示。为减少泄露，在叶轮后盖板也装上密封环，其半径位置与吸入口的密封环位置一致。一般平衡孔总面积必须大于叶轮后盖板密封环间隙面积的4倍5倍，但由于叶轮背面环形室内的流2RR8RH122H1A1H体经过平衡孔流进叶轮时，会破坏叶轮进口处液流的吸入状态，增大了叶轮中的流动损失，使流动效率和抗汽蚀性能降低，因而只在小型泵的采用。这种方法简单，可靠，但平衡效果不佳，不能完全平衡轴向力，只能平衡7090的轴向力，剩余的轴向力需由止推轴承来承担5。图72平衡孔72径向力及其平衡蜗壳形压出室泵，其压出室是按设计流量设计的。因此，当泵在设计工况下运行时，叶轮周围压出室中液体的速度和压强的分布基本上均匀的、轴对称的，故作用在叶轮上的径向力的合力为0。当泵在非设计工况下运行时，由于叶轮周围压出室的液体的速度和压强分布出现非均匀性，故作用在叶轮上的径向力的合力不为0，产生一个作用在叶轮上的总的径向力5。GDHBQFVTDR221360（74）式中2B叶轮出口包括前后盖板的宽度，M。蜗壳式泵在频繁启动或经常在非设计工况下运行时所产生的径向力，是个交变应力（载荷），容易轴产生疲劳破环，这个交变应力也会使轴产生定向的挠度，甚至使密封环、级间套和轴套、轴承发生末损坏。因此，必须采用径向力平衡措施，以设法消除径向力。采用双层压出室平衡径向力单级泵可采用双层压出室，即用分隔符将压出室分成两个对称的部分，这两个部分在其共用的扩散管重新汇合，虽然在每个压出室里压强分布式不均匀的，但由于上下压出室相互对称，从而使泵在所有运行工况下产生对称的径向力，作用在叶轮上的径向力相互抵消，达到平衡。NFR705689120501368轴承、联轴器、键的选择81轴承811轴承选择根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动摩擦轴承（简称滑动轴承）和滚动摩擦轴承（简称滚动轴承）两大类。滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支承转动零件的，具有摩擦（阻力）系数小，功率消耗小，起动容易（阻力小）等优点，而且它以标准化，选用、润滑、维护都很方便。滚动轴承的摩擦系数比较小，从而使机器能灵活、轻快的旋转，提高工作效率；润滑油消耗少，若滚动轴承有良好的密封装置，加一次润滑油可使用很长时间7。本泵叶轮采用平衡孔平衡7090轴向力，剩余轴向力由止推轴承来承担。选择深沟球轴承。标记滚动轴承6207GB/T2761994。812轴承的校核参考文献4，轴承的寿命校核PFCNLTH601（81）式中HL额定寿命，40000；N转速，MI/R；C基本额定动载荷，对向心轴承为R，查文献1，52RCKN；P当量动载荷,N；TF温度系数，取1；寿命系数，对球轴承取3；PF载荷系数，取12。7051RARFYXPN（82）式中X径向动载荷系数，10；RF径向载荷，N；Y轴向动载荷系数，0；A轴向载荷，N。由式（81）160HTPRLNFPC3164012957214KN255KN813轴承润滑润滑对于滚动轴承具有重要意义，轴承中的润滑剂不仅可以降低摩擦阻力，还可以起着散热、减少接触应力、吸收振动、防止锈蚀等作用。轴承常用的润滑方式有油润滑和脂润滑。选用哪一类润滑方式，与轴承的速度有关。一般用滚动轴承DN值来定（D代表轴承内径，MM；N代表轴承套圈的转速，R/S，）表示轴承速度的大小，具体润滑方式按表81选取。表81适用于脂润滑和油润滑的DN值界限油润滑轴承类型脂润滑油浴滴油循环油（喷油）油雾深沟球轴承1625406060251039035DNMMR/MIN60本泵采用油雾润滑。814轴承密封轴承的密封装置是为了阻止灰尘、水、酸气和其他杂物进入轴承，并阻止润滑剂流失而设置的。密封装置可分为接触式密封和非接触式密封。接触式密封是在轴承盖内放置软材料与转动轴直接接触而起密封作用。常用的软材料有毛毡、橡胶、皮革、软木等，或者放置减摩性好的硬质材料（如加强石墨、青铜、耐磨铸铁）与转动轴直接接触以进行密封。本轴承采用毡圈密封。82键的选择与校核821键的选择键是一种标准零件，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定以传递扭矩，有的还能实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动导向。键连接的主要类型有平键连接、半圆键连接、楔形连接和切向键连接。平键连接为最普通的结构形式，键的两侧面是工作面。工作时，靠键同键槽侧面的挤压来传递转矩。键的上表面和轮毂的键槽底面间则留有间隙。平键连接具有结构简单、装拆方便、对中性较好的等优点，因而得到广泛应用。这种键连接不能承受轴向力，因而对轴上的零件不能起到轴向固定的作用。根据用途的不同，平键分为普通平键、薄型平键、导向平键和滑键四种。其中前两者为静连接，后两者为动连接。普通平键按构造分，有圆头（A型）、平头（B型）、单圆头（C型）三种。圆头平键宜放在轴上用键槽铣刀铣出的键槽中，键在键槽中轴向固定良好。缺点是键的头部侧面与轮毂上的键槽并不接触，因而键的圆头部分不能充分利用，而且轴上键槽端部的应力集中较大9。本泵选用圆头平键。键的选择包括类型和尺寸两个方面。键的类型应根据键连接的结构特点、使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。键的主要尺寸为其截面尺寸（一般以键宽B键高表示H）与长度L键的截面尺寸HB按轴的直径D由标准中选定。键的长度L一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度。一般轮毂的长度可取（152）D，D为轴的直径。所选定的键长亦符合标准规定的长度系列。叶轮与轴配合键选择圆头普通平键（A型）8BMM，7HMM，50LMM。联轴器与轴配合键选择圆头普通平键（A型）8BMM，7HMM，32LMM。822键的强度校核平键连接传递转矩时，对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键连接（静连接），其主要失效形式是工作面压溃。除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接的强度条件为P3PKLD102T（83）式中T传递的转矩,MN；K键与轮毂键槽的接触高度，MM,5H,H为键的高度，MML键的工作长度，MM，圆头平键BLL，为键的公称长度，MM，B键的宽度，MM；D轴的直径，MM；P键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，AMP；键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用压力，具体数值参考表82。表82键连接的许用挤压应力、许用应力AP载荷许用挤压应力许用应力连接工作方式键或毂、轴的材料静载荷轻微冲击冲击钢1201501001206090P静连接铸铁708050603045叶轮与轴配合键校核P3P1078MPA245081120150MPA，（合适）联轴器与轴配合键校核P3P67080MPA（合适）83联轴器选择831联轴器在水泵中，联轴器是联接两轴，传递扭矩，使它们一起旋转的重要部件，也是水泵运行与检修中需要经常维护检查、检修校正的重点部位。联轴器所联接的两轴，由于制造和安装的误差，两轴轴线的位置不可能完全重合，同时由于机器在运转过程中，零件的变形、基础的下沉、旋转零件的质量不平衡、运转中温度的变化、轴承的磨损等都会使两轴线的位置进一步发生偏斜，造成轴向位移、径向位移、角位移、以及综合位移等。如在联接两轴时不能补偿这些偏斜，会产生附加应力和变形，引起剧烈振动，使轴、轴承、轴上零件的工作情况恶化。基于上述情况，联轴器的作用除传递联接两轴的扭矩外，还有补偿两轴轴线位置的偏斜，吸收振动，缓和冲击的作用。联轴器可分为普通联轴器、安全联轴器、特殊