常温清水单级单吸卧式离心泵设计（含20张CAD图纸）
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课题名称：常温清水单级单吸卧式离心泵设计院（部）： 专业班级： 学 号： 学生姓名： 指导教师： 起止日期： 摘要： 本次设计依据关醒凡教授现代泵设计手册里面所介绍的离心泵叶片、蜗壳的设计方法，结合以往的设计资料及调研学习的结果，完成了常温清水单级单吸卧式离心泵的水力设计和结构设计，绘制了叶轮和蜗壳的木模图以及各部件的结构图。同时对主要部件进行了强度校核。 关键字： 离心泵、水力设计、叶轮、蜗壳。Abstract This graduation design is based on the design methods of centrifugal pump impeller and volute introduced inmodern pump design handbookwritten by professor Guan Xingfan. Also combined with previous design data and research results. I completed room temperature water, single stage single suction horizontal centrifugal pump hydraulic design and structure design, drew the impeller and volute hydraulic drawing and the structure drawing of very components as well. At the same time, checked the strength of important parts. Key Words Centrifugal pump, Hydraulic design, Impeller, Casing. 目录设计简介5水力设计10一、已知设计参数10二、泵设计参数和结构形式的计算和确定101. 泵设计参数确定102. 泵进、出口直径的确定11三、叶轮主要几何参数的计算和确定111. 轴径与轮毂直径的初步计算112. 叶轮进口直径D0的计算123. 叶轮出口直径D2的初步计算124. 叶片出口宽度b2的计算125. 叶片出口角2的确定126. 叶片数Z的计算与选择127. 叶轮出口直径D2的精确计算138. 叶轮主要几何尺寸149. 叶轮的出口速度1410确定叶片入口处绝对速度V1和圆周速度u115四、画叶轮木模图与零件图151叶片轴面投影图的绘制152绘制中间流线173. 流线分点（作图分点法）184确定进口角1195作方格网216绘制木模图22五、压水室的设计241基圆直径D3的确定252压水室的进口宽度253隔舌安放角0254隔舌的螺旋角0255断面面积F266. 当量扩散角267各断面形状的确定278压出室的绘制27强度校核30一、键选取及强度校核301叶轮与轴处302. 联轴器与轴处30二、轴的强度校核30三、叶轮强度计算32四、联轴器选取32设计总结及感想33参考文献34设计简介 泵是应用非常广的通用型产品，泵当中的单级单吸式离心泵（以下简称离心泵）是泵类中应用最广、品种繁多的产品。 在改革开放之前，我国的离心泵产品绝大多数是由沈阳水泵研究所组织联合设计，对老产品技术进行升级换代。单级泵在20世纪50年代是K型泵（参考前苏联的产品），20世纪60年代为BA型（B型）泵，20世纪70年代为IS型泵。IS型泵，当时尽最大努力向国际标准对齐，再加上大力推广，现在已占据我国单级泵的主导位置。在这期间，一方面泵本身技术在进步，另一方面来说国民经济各部门对泵的要求不断提高。现在看来，现有我国的单级泵的性能与可靠性已很难满足国家的需要，尤其是泵的效率与现代的高效节能的泵产品相比相差很多。 国内的单级单吸式离心泵相关性能参数范围窄。IS（IH）泵29个品种。流量从12.5m3/h到400m3/h，扬程从20m到400m。扬程20m时的最大流量为200m3/h，流量400m3/h时的最大扬程为50m。下面是国外单级泵的相关参数：XA泵最大流量为650m3/h，ISO泵最大流量为720m3/h，CZ泵最大流量为1700m3/h，ZA泵最大量为2390m3/h。有的单级泵扬程超过200m。我国的一些水泵厂，为了达到客户的需要，已在IS泵的基础上将流量扩大到3200m3/h，扬程增加到了200m。 目前单级单吸式离心泵的主要缺陷： 1、效率和汽蚀性能指标相对较低。经初步统计分析，与世界先进水平相比，国内单级泵效率低2%左右，汽蚀余量高约10%左右。大约有1/4的泵产品实际上仍然达不到规定指标。 2、基本上都采用单蜗壳结构式压水室，泵的运行稳定性较差。当前，国内单级单吸式离心泵基本上全部都采用单蜗壳结构压水室，这样的结构有损泵的运行稳定性。能够更多地采用双蜗壳结构压水室，现已成为国内外泵发展的一个趋势。如果采用双蜗壳结构，就可以减小泵运行中的径向力，这样就能够将泵的振动噪声降低；另外双蜗壳结构对于扩大泵的高效范围很有帮助。 3、叶轮进口堵塞。在IS（IH）型泵中，一些泵由于进口面积过小，流速过高，从而导致叶轮进口产生堵塞，一方面影响汽蚀性能，另一方面使增加了叶片间流道的扩散度，导致泵的效率下降，这也是泵在大流量运行时，流量上不去的一个重要原因。 4、只有一条性能曲线 ，限制了泵的使用范围。IS（IH）型泵，在样本等资料中，都只给出了设计点和大、小流量三个性能参数点，性能曲线只过三个参数点。国外泵均给出包括至少有两次切割叶轮直径的通用特性曲线（含等效曲线、汽蚀余量曲线和轴功率曲线），一方面扩大了泵的使用范围，另一方面又为泵的选型提供了很方便条件。 5、整体结构造型、零部件的结构有待改进 国内外单级单吸离心泵的主要特点： 1、运行平稳：泵轴的绝对同心度以及叶轮优异的动静平衡，使泵的平稳运行得到了保证。 2、滴水不漏：不同材质的硬质合金密封以及高科技含量的机械密封，确保在输送不同介质时均无泄漏。 3、噪音低：在两个低噪音的、平稳运行的轴承支撑下运行的水泵，运转平稳，电机微弱的声响之外，基本上无其他噪音。 4、故障率低：由于简单合理的结构，采用国际一流品质配套的关键部件，使得整台机组无故障工作时间得到了很大的提高。 5、维修方便：目前，技术的发展使得更换密封、轴承非常简单方便。 6、占地更省：水平吸入，垂直吐出的卧式单级离心泵，以及出口可向左、向右两个方向布置的立式单级离心泵，便于管道布置安装，从而在很大程度上节省空间。 当前，单级单吸离心泵的主要应用场合： 1、IS卧式清水泵，主要用于输送清水及在物理化学性质上类似于清水的其它液体，使用温度一般低于80。 2、IR卧式热水泵大量应用在冶金、化工、纺织、造纸以及宾馆饭店等锅炉热水增压循环输送及城市采暖系统，IR型使用温度低于120。 3、IH卧式化工泵，主要用于运送不含固体粒子并且具有腐蚀性、粘度类似于水的液体，使用温度一般从-20到+120。 4、ISW卧式管道油泵，大量应用于运送汽油、煤油、柴油等油类产品以及易燃、易爆液体，输送介质的温度从-20到+120 基于经验数据和设计理论的一元设计理论当前已经相当成熟，成为目前普遍应用的设计理论。根据已经研究出的水力模型能够设计出一些水利性能比较优秀的产品。但离心泵内部流动是一个复杂的、全三维的流动，现在采用一元设计设计理论模型以不能满足需求。因此，优化设计随之出现和发展，而且成为离心泵设计过程中的关键步骤。优化设计与反问题设计技术互相融合，并且结合CAD技术、CAM技术、人工智能技术等，能够很大程度上实现高效水力模型的高速、智能化设计和制造。 依靠于计算机、计算流体力学以及计算机辅助设计等领域的技术发展，国内外在一元设计理论方法的改进、优化设计和内部流动数值模拟等方面取得了丰硕的成果，包括国外较为先进的CAD/CFD交互设计技术，是的离心泵的设计慢慢的一步一步从一元流设计理论向三元流设计理论方向进发。 国内外预测泵性能的主要方法有流场分析法、水力损失法以及神经网络法。经过几十年的发展, 水力损失法现今已经相对比较成熟,但水力损失法的预测精度需要进一步提高。而目前神经网络法的预测精度并不是很高,而且它的精度的提高在很大程度上依赖于人工神经网络学科的发展。对于泵的研究工作者来说, 流场分析法最具有研究发展潜力。 泵内部的全三维流动计算、内流测试、多相流和汽蚀等仍然是国内外理论研究的重点。而且在此基础上,去提高性能预测和计算机仿真技术。多目标、多约束的优化设计法是以后水力设计方法的发展方向。一方面考虑到水力设计,另一方面兼顾到了可靠性、节能、制造技术、价值工程、产品的模块化和个性化相结合等。在结构方面，应用更加可靠、平稳的密封技术和轴承新材料也是今后泵业发展的重点问题之一。为使泵的工作更加可靠，而且进一步减少运行维修费用，就需要发展监测系统与故障诊断系统。 传统的水利设计方法主要有：相似换算法、速度系数法、面积比原理设计法、加大流量设计法、短叶片偏置法等。 下面介绍应用比较广泛的两种方法： 1、相似换算法：相似换算法是建立在相似理论基础上的一种方法，通过在一台模型泵的基础上对相似模型泵的尺寸进行放大或缩小来得到所有设计的泵尺寸。对完全相似的泵来说，比转速ns相等。在相似工况下，假设实型泵和模型泵的效率相等，已知一台泵的几何形状和性能参数，利用相似定律，按照比例放大或缩小为另一台几何相似的泵，并换算出相应的性能曲线。这种设计要求要有一个水力模型库。 2、速度系数法：速度系数法是以速度系数图来进行设计的。实质上，它仍然是基于相似理论基础的一种相似换算法，它同样要求要有较好的泵模型，设计时按ns选取速度系数，并作为水力尺寸的依据。它们的各项系数都是在比转速大于或等于30的情况下取得的，也就限制了它们用于较低比转速和超低比转速离心泵的设计。目前已有不少人对这种图进行了改进，并用此方法进行泵的设计和优化。这也是本课题主要采用的方法。 由于是常温清水离心泵，所以对泵体以及其他零件的材料没有特殊的要求。在密封方面，传统的密封方式有填料密封和机械密封，填料密封虽然价格低，维修方便，但是可靠性较差，而机械密封密封效果较好，可靠性高，所以本课题选用机械密封。 另外，单级离心泵的设计主要问题之一是轴向力的平衡问题。通常平衡轴向力的方法有如下几种。 1、叶轮上开平衡孔：其目的是使叶轮两侧的压力相等，从而使轴向力平衡，在叶轮轮盘上靠近轮毅的地方对称地钻几个小孔，并在泵壳与轮盘上设置密封环，使叶轮两侧液体压力差大大减小，起到减小轴向力的作用。这种方法简单、可靠，但有一部分液体回流叶轮吸人口，降低了泵的效率。本课题采用的就是本方法。 2、采用双吸叶轮：它是利用叶轮本身结构特点，达到自身平衡，由于双吸叶轮两侧对称，所以理论上不会产生轴向力，但由于制造质量及叶轮两侧液体流动的差异，不可能使轴向力完全平衡。 3、叶轮上设径向筋板：在叶轮轮盘外侧设置径向筋板以平衡轴向力，设立径向筋板后，叶轮高压侧内液体被径向筋板带动，以接近叶轮旋转速度的速度旋转，在离心力的作用下，使此空腔内液体压力降低，从而使叶轮两侧轴向力达到平衡。其缺点就是有附加功率损耗。一般在小泵中采用4条径向筋板，大泵采用6条径向筋板。 4、设置止推轴承：在用以上方法不能完全消除轴向力时，要采用装止推轴承的方法来承受剩余轴向力。 5、对于多级泵常常采用平衡盘和平衡鼓的方法平衡轴向力 通过前期的调研，资料的查询，结合自身所学的知识和学校以及企业导师的指导，完成本课题的相关内容，使设计结果达到参数要求和预期的结果。在完成本课题的过程中，掌握泵设计的过程、影响性能参数的因素，以及数据的选取与处理。熟悉标准的选择以及标准件（轴承、键等）选择和类型。熟练绘图软（UG、CAD）的应用。为以后的工作学习打下好的基础。 水力设计一、已知设计参数流量： Q = 190m3/h = 0.0528m3/s扬程： H = 39m转速： n = 1500rpmNPSHr：4.5m二、泵设计参数和结构形式的计算和确定1. 泵设计参数确定1.1. 泵转速 n 的确定 转速选择时,需要考虑汽蚀比转数的影响.n=1500rpm，Q=190m3/h，查曲线得C960，允许最大转速为: nmax=CNPSHR3/45.62Q=9604.53/45.620.0528 = 2296.8rpm可知,nnmax ，满足要求。1.2. 泵形式及级数的确定 泵的比转速ns=3.65nQH3/4 = 3.6515000.0528393/4 =80.6故泵的水力方案为：单级单吸式离心泵。1.3. 泵效率的计算1)水力效率 h=1+0.0835lg3Qn =1+0.0835lg30.05281500 = 0.8762)容积效率 v=11+0.68ns-2/3 = 11+0.6880.6-2/3 = 0.965 3)机械效率 m=11+15.05ns7/6 = 11+15.0580.67/6 = 0.9184)总效率 =hvm=0.8760.9650.918=0.7761.4. 轴功率N及原动机功率的选择 水的密度取为=1000kg/m3查表8-9,安全系数取为K=1.2。查表8-10得传动效率t=1.0（直联）。可得泵的轴功率为：N=gQH1000 = 10009.80.05283910000.776 = 26.005KW 原动机的功率为Ng=kNt= 1.226.0051.0 = 31.206KW2. 泵进、出口直径的确定2.1. 泵进口直径选择 取泵进口流速为vs=3m/s,则 Ds=4Qvs = 40.05283 = 0.1497m 不妨取Ds = 0.150 m=150 mm2.2. 泵出口直径选择 为减小泵体积和排出管路直径，Dd1.其正冲角为=1-1,冲角的范围通常为=315。采用正冲角能够提高抗汽蚀性能，并且对效率影响不大.所以，进口角1=+1,下面将对进口角1的计算方法进行简述并进行计算. 前面已经画出了叶片进口边，它可能不在同一个过水断面上，进口边与三条流线均有交点，过各个交点的过水断面是不同的，这是要计算某点的过水断面，就要画出形成线过该点的的过水断面并求出该过水断面面积F1.这之后叶片液流角按如下公式计算： tan1=Vm1U1-VU1 其中： U1=nD160表示计算点液体的圆周速度； Vm1=QvF11表示计算点液体的轴面分速度； Vu1表示计算点液体的轴圆周分速度，这里由于吸入式为直锥形取0。 在计算中我们一般知道计算点处液体的圆周速度，流量，过水断面面积.但计算点的叶片排挤系数不知道，其值按如下公式计算： 1=1-1ZD11+(cot1sin1)2 Z表示叶片数； D1表示计算点的直径； 1表示计算点的真实厚度；1表示计算点轴面截线和轴面流线的夹角. 从上式可以看出.要计算液流角就要计算排挤系数，但计算排挤系数又要用到液流角.因此在计算时，要预先假定排挤系数，通过迭代计算最终确定液流角.这于计算出口直径D2的方法相似.现以a-a流线为例计算液流角1a,并用同样的方法计算出其余两流线上的液流角1b,1c. 第一步：先在轴面图上画出过计算点的过水断面并计算其面积大小. F=2RCb 第二步：计算出该点的圆周速度： U1=nD160 第三步：假定进口排挤系数并计算出进口角： 假定排挤系数1a，计算轴面速度，计算进口角，可以得到1,考虑冲角，取 第四步：校核排挤系数1a 迭代第三步和第四步，直至计算收敛.结果如下图：5作方格网 根据分点的个数以及包角的大小（自己定）画方格网，方格网的方格大小可以自己定，方格网竖线轴面流线相应分点，横线表示轴面间的夹角.画好方格网后，便可在其上绘制流线.通常先画中间流线，流线进出口在方格网上的位置应与轴面投影流线的分点对应，包角可自行选取，过进出口点作角 度等于计算的叶片进出口安放角的直线，然后作光滑曲线使光滑曲面与进出口 角度线相切.有些情况下，可在保证进出口安放角的条件下随意画出型线.其他流线可用类似的方法绘出.型线应满足一下三点： 1：光滑平顺； 2：单向弯曲，不要出现S形状，以平直稍凸为好； 3：各型线有一定的对称性. 型线的形状极为重要，不理想时应坚决修改，必要时可以适当改变进口安放角，叶片进 出边位置，叶片包角，叶片进出口边不布置在同一轴面上等，重新绘制。如图为本次设计的方格网和流线如下图：叶片加厚数据： 由于轴面截线表示表示无厚度的叶片，而实际叶片是有厚度的，所以必须进行叶片加厚.叶片可以再展开流面上，轴面和平面图上加厚.而本次设计应该在轴面图上加厚.方法如下： 以保角变换得到的轴面截线为骨线向两边加厚，或者以此为工作面向背面加厚.轴面投影图上的轴面厚度按以下公式计算：Sm=Scos=1+tan2+cot2式中 S 表示流面厚度； 表示真实厚度. 叶片厚度可按流线长度给定，通常最大厚度在 离 进 口为叶片全长1312处，进出口部分应尽量减薄.这样，当给定了真实厚度后，就可以列表计算各点的轴面厚度Sm.其中的角从方格网展开图上的对应点量取，角从轴面投影图上轴面截线对应点量取.其他流线厚度可以类似算出.小泵 各流线可以去 相同的厚度.厚度计算可按下表计算6绘制木模图6.1在轴面投影图上绘制叶片工作面的轴面截线 如方格网上的图所示，方格网上画出的三条相对流线就是叶片表面的三型线.用轴面（方格网中的竖线）截三条流线，相当于用轴面去截叶片，所得三点的连线是叶片的轴面截线.把方格网中每隔一定角度的竖线（表示轴面）和三条流线的交点，按相对应分点的位置用插入法分别点到轴面投影图三条流线上，然后连城光滑曲线，即为叶片的轴面截线.轴面截线应光滑并有规律变化，并尽量使轴面截线与轴面流线的夹角接近90度.如图为叶片工作图的轴面截线图6.2.绘制叶片背面的轴面截线 通过上述计算厚度的步骤，得到叶片厚度即可在轴面图上的各个相应点上沿轴面流线方向 向进口方向移动指定厚度距离即可得到叶片背面的轴面截线.如下图（其中红色线表示叶片背面的轴面截线，黑色线代表叶片工作面的轴面截线）：6.3.绘制木模图 当每条轴面截线上均加厚后就可以开始画木模图了，其制方法如下：在叶轮轴面截线图上作垂直于轴心线的直线A,B,C等线，使所有相邻直线之间的距离相等.这个距离就表示作木模时所用的木模板的板厚，A,B,C等线成为木模线.作好木模线，就在轴面投影图右边作以中心点O为圆心，作叶轮的外圆，并从O点开始作很多个轴面，轴面的多少根据包角大小定，每个轴面间的夹角为10，若包角不为10的整数倍，则可让正中间的轴面与其相邻的轴面夹角不为10.在左右两边均画好包角大小的圆弧后就可以在其上绘制叶片的木模截线图.从叶轮的吸入口方向去看叶轮的转动方向，若转动是反时针方向，则我们作木模截线时，叶片背面的木模截线图画在左边，而叶片工作面的木模截线图画在右边.现设计水泵按反时针方向旋转，我们在左面作出流线a-a的叶片工作面和背面，流线c-c的叶片背面以及A,B,C等木模平板线与叶片背面各轴面截线的交点在平面图上的投影.以流线a-a为例说明作图方法如下：以O点为圆心，用流线a-a（流线c-c或A,B,C等木模平板线）处叶片工作面和背面与各轴面交点到轴心线的距离为半径，在右边木模图上作圆与相对应的轴面相交，得到各自的交点后用光滑曲线连接.有同样的方法，在木模图右边作叶片工作面上a-a流线以及c-c流线，叶片背面上的c-c流线，叶片工作面的木模截线.这样就完成了木模图的绘制.本次设计的绘制结果如下：五、压水室的设计 压水室是指叶轮出口到 泵出口法兰（对节段式多级泵是到次级叶轮出口前，对水平中开水泵则是到过渡流道之前）的过渡部分。设计压水室的原则： （1）、水力损失最小，并保证液体在压水室中的流动是轴对称的,以保证叶轮中的流动稳定； （2）、在能量转换过程中，轴对称流动不被破坏； （3）、消除叶轮的出口速度环量，即进入第二级叶轮之前，速度环量等于0； （4）、设计工况，流入液体无撞击损失； （5）、因流出叶轮的流体速度越大，压出室的损失hf越大，对低ns尤甚，因此对低ns泵，加大过流面积，减小损失hf。1基圆直径D3的确定 D3应稍大于叶轮外径D2，使隔舌和叶轮间有一适当的间隙。该间隙过小，容易因液流阻塞而引起噪声和振动，还可能在隔舌出发生汽蚀。间隙增大，能减小叶轮外周流动的不均匀性，降低振动和噪声，并使效率稍有提高。但间隙过大除了增加径向尺寸外，因间隙处存在旋转的液流环，消耗一定的能量，泵的效率下降，通常取： D3=(1.031.08) D2,此处取D3=1.07D2=1.07342365mm2压水室的进口宽度 b3通常大于包括前后盖板的叶轮出口宽度b2，至少应有一定的间隙，以补偿转子的串动和制造误差。 b3=2b270mm3隔舌安放角0 隔舌位于涡室螺旋部分的始端或始端稍后，将螺旋线部分与扩散管隔开.习惯称过隔舌头部的断面为0断面,隔舌和第8断面的夹角为隔舌安放角，用0表示.一般0的取值与比转速ns的大小有关.根据现代泵理论与设计第307页表9-1查得，当比转速ns为80.6时，隔舌安放角0取30.4隔舌的螺旋角0 为了符合流动规律，减小液流的撞击，隔舌螺旋角应等于叶轮出口稍后的绝对液流角3： tan3=Vm3Vu2=Vm2VU2= 1.94715.933 则 3=0=75断面面积F 采用速度系数法，查图9-7得K3=0.425，压水室中液流速度： V3=K32gH=11.75m/s 第8断面的面积：F8=QV3 =4493.62 其他各断面面积：F=VIIIFVIII断面IIIIIIIVVVIVIIVIII包角45 90135180225270315360面积/mm561.701123.411685.112246.812808.513370.223931.924493.626. 当量扩散角 扩散管的作用在于降低速度，转换为压力能，同时减小排除管路中的损失。扩散管的进口可以近似认为是涡室的第8断面，出口是泵的排出口，扩散管的主要结构参数是： (1) 排出口Dd，应符合经济流速和标准直径； (2) 扩散管高度L，在保证扩散角和安装要求的条件下，应尽量取小值，以减小泵的尺寸； (3) 扩散角，常用范围为713。 因扩散管的进口面积（F8）不是圆形，为此将F8变为当量的圆形面积，计算当量角 式中D进-扩散管进口当量直径（F8=4D进2） 取L=220mm，得=8 作螺旋形压出室各截面和扩散段截面后，就求得各截面顶点到轴心线的距离，各截面的也为已知，于是就可以将各顶点布置在平面图上，而后用光滑曲线连接之，或用几个圆弧连接之，就得到螺旋形压出室的平面图。7各断面形状的确定 计算出个断面的面积大小后，要确定断面形状，通常涡室断面形状有矩形，梯形，圆形等.有人做过实验，涡室断面形状与设计点的效率关系不大.因此，设计时更注意断面面积是否等于或接近计算面积.本次设计也是根据计算面积来确定断面形状的绘制.具体见图纸.8压出室的绘制通过计算出的各截面面积数据F,以及b3，参考相近比转速的蜗壳形状模型，并参考关系hH=0.350.5，=1525进行画图.要确保各截面面积要等于或近似等于计算面积.绘制结果如下:8.1各断面平面图8.2蜗室平面图画 用之前计算出的基圆直径D3画出基圆，根据所画的各断面轴面图中的高度，在平面图上相应的射线上点出，然后每三个点都用光滑的圆弧连接起来.同时根据扩散管长度L以及出口直径Db画出扩散管，扩散管螺旋部分由光滑曲线或圆弧连接.如下图：8.3.扩散管截线图根据优秀模拟的扩散管截线图，运用相似换算原理计算出各个相应点的位置，再用光滑曲线连接各个点。得到如下结果：强度校核一、键选取及强度校核所有键都采用普通平键（GB/T10962003）。1叶轮与轴处 轴径40mm，采用圆头平键（A型），bhL =10mm8mm40mm =2Mndbl=2198.680.040.010.04=24.8Mpa 对于45号钢j
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