毕业论文设计单级离心泵设计

1、西安石油大学本科毕业设计（论文）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）o本设计扬程为50111,泵水力方案通过计算比转数5=67.5）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

2、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、轴承的选择西安石油大学本科毕业设计（论文）Centrifugal Pump Design ManualAbstract : This design starting fiom the basic workmg pimciple of the centnfiigal pump,conducted a senes of design calculations consi

3、der the basic centiifugal pump performance,flow in a wide range, lift vanes with the flow, the flow can only supply some lift (smgle-stagelift is geneially 1080m).The design head is 50m5the design of the pump hydraulic scheme bycalculating the number of revolutions(n=67.5) to deteimine the single-st

4、age single-suctionstmcture; choice of motoi shaft power calculation; design paiameteis to detennme the pumpsuction outlet diameter; detennme the stmctuie of the mipeller and the impeller of the diawmgof the hydraulic design of the unpeller; flow pails of the design of centnfiigal pump suctionchamber

5、 for straight conical suction chamber, pressed out of the spiral-shaped piessuiechamber; the stmctuie and strength check of the axis design; determine the mipeller centnfiigalpump seal design, pump closed foim and washing、lubncation, cooling method; detemuiied bychecking the standard beanngs, and co

6、uplmg to ensuie that the standard comiection. Departiuefiom the economic viability of the rational design of centnfiigal pump components, select thestandard coimectoi; to ensure the water using a centnfiigal pump design safety, practicality,economy.Keyword: Centrifugal pump workmg principle ; Hydrau

7、lic design; Component designof the impeller and the over cunent; Strength check; Seal design; The choice of keyand beanng西安石油人学本科毕业设计（论文）西安石油人学本科毕业设计（论文）I目录1绪论.12电动机的选择.22.1原动机概述.32.2原动机选择.32.2.1泵有效功率.32.2.2泵轴功率.32.2.3泵计算功率.32.3.4选择电动机.43泵主要设计参数和结构方案确定.53.1设计参数.53.2泵进出口直径.53.2.1泵吸入口径0. 53.2.2泵排出口径0.

8、 53.3泵转速.53.4泵水力结构及方案.63.5泵的效率.73.5.1泵总效率.73.5.2机械损失和机械效率.73.5.3容积损失和容积效率.83.5.4水力损失和水力效率.84离心泵泵轴及叶轮水力设计计算.94.1泵轴及其结构设计.94.1.1泵轴传递扭矩.94.1.2泵轴材料选择.94.1.3轴结构设计.94.2叶轮进口直径Q .1043叶片入口边直径.104.4叶片入口处绝对速度q.114.5叶片入口宽度 S.114.6叶片入口处圆周速度1打 .114.7叶片数Z.114.8叶片入口轴面速度乙.114.9叶片入口安装角0好.12西安石油人学本科毕业设计（论文）II4.10叶片厚度.

9、124.11叶片排挤系数校核.124.12叶片包角卩的确定.134.13叶轮外径D, .134.14叶片出口安装角伙y.134.15叶轮出口宽度b?.135叶轮的选择及绘型.155.1叶轮选择.155.2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.186.1吸入室设计.186.1.1概述.186.1.2直锥形吸入室设计.186.2螺旋形压出室.186.2.1基圆 $.186.2.2蜗室入口宽度叽.196.2.3舌角匕.196.2.4泵舌安装角&.196.2.5蜗室断面面积.196.2.6扩散管.217轴向力径向力平衡计算.227.1轴向力及其平衡.227.

10、1.1轴向力计算.227.1.2轴向力的平衡.237.2径向力及其平衡.238轴承、键、联轴器的选择.248.1轴承.248.1.1轴承选择.248.1.2轴承校核.248.1.3轴承润滑.258.1.4轴承密封.258.2键的选择与校核.258.2.1键的选择.25西安石油人学本科毕业设计（论文）III8.2.2键的强度校核.268.3联轴器选择.268.3.1联轴器.268.3.2联轴器的强度校核.279泵轴的校核.299.1强度校核.299.2刚度校核.3193临界转速校核.3110泵体及其部件的密封设计.3310.1叶轮密封.3310.2泵体密封.3310.3轴封设计.3310.3.1

11、密封腔处的介质压力p.3410.3.2密封面平均直径的圆周速度u.3410.3.3密封腔内的介质温度t .3410.3.4根据介质特性选型.3410.3.5机械密封具体结构.3410.4机械密封辅助措施.3510.4.1机械密封冲洗.3510.4.2机械密封润滑.3510.4.3机械密封冷却.3511经济性分析.3312结论.37参考文献. 38致谢. 39西安石油人学本科毕业设计（论文）11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

12、设备。矿井下需要用泵 排水；在选矿、冶炼和轧制过程中，需要用泵來供水等。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來表示的一种简化分析方法。确定泵叶轮的线性尺寸可 以釆用不同的方法，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

13、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，或对己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來校 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

14、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，据此來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，來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

15、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，同时乂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。西安石油人学本科毕业设计（论文）2本泵的结构釆取后开门的结构形式，即泵体与泵盖的

16、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

17、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。西安石油人学本科毕业设计（论文）4Nc= 1.15 x9.45 = 10.87kvv2.3.4 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0.88接法转速2950r/m绝缘等级频率50Hz重量工作方法西安石油人学本科毕业设计（论文）53泵主要设计参数和结构方案确定3.1 设计参数输送介质：清水；工作温度：80C；介质密度 ：1 OOOkg/m

18、3:体积流量q、,：50m*h；泵扬程50m；泵效率“：72%；泵必需汽蚀余量： 3.0nio3.2 泵进出口直径 3.2.1 泵吸入口径 0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3m/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。综合考虑，取泵吸入口的平均流速vs=3nVsoD = J4x50= 0.076m vs7t V3X3.14（31）式中，Ds-泵吸入口径mm;u.-泵吸入口流速，uz= 3nVs。按照标潅管径=80mnio 3.2.2 泵排出口径 0低扬程泵，取与吸入口径相同习。因11： =67.

19、5,取80nmio3 3 泵转速确定泵转速时应考虑下面因素：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，所以转速应和比转数结合起來确 定；3确定转速应考虑原动机的种类（电动机、内燃机、汽轮机）和传动装置（变速传动等）;转速11和汽蚀基本参数和有确定的关系，如得不到满足，将产生汽蚀。提高泵的转速受到汽蚀条件的限制，从汽蚀比转数公式C =5.62换可知,西安石油人学本科毕业设计（论文）6对于一定的C值，假设提高转速，则NPSHj增加，当该值大于装置提供的装 置汽蚀余量时，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

20、置的汽蚀余量NPSH.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5 62逅设计体积流量qv= 50m3/hoc=856.95=860根据对NPSHr,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：A10.75c-Alir5.62亦7式中，C汽蚀比转数，C = 860;Ahr泵必需的汽蚀余量，Alir=3.0nio860 x375=341 p in 503600 3.4 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，多级单吸儿 种。单

21、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儿1转速高，通常为15001/m300（k/m或更高，流量均匀；2流量随扬程而变化，流量范围大，通常10-350 iii3/li,最大流量可达10000 m3/li以上；3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10m80nio多级泵扬程可达300m以上，工作压力一般10 xl05Pa：4功率范围很大，一般在500kw以内，最

22、大可达lOOOkw以上；5效率较高，一般0.500.90,在额定流量下效率最高，随着流量变化效率降6单级扬程一般为57m,最大可达8ni以上。(32)n =-5.62xn = 295017 m3415r/nio故所选用原动机合理。西安石油人学本科毕业设计（论文）7比转数（比速）是影响离心泵叶轮结构和性能的一个参数。1在亠=150250的范围，泵的效率最好，当n. 16min考虑键削弱作用，联轴器轴孔直径为标准化，d取2411U11O最小轴径d确定，考虑托架结构，推算安装滚动轴承处轴径dl, dl比d大一级,并选用标准尺寸，本设计取351111110安装叶轮处的轴直径cb的尺寸希望尽量粗一点，粗

23、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d?取24nmio叶轮配合的直径ch，比di小一级，本设计ds(42)(43)式中：d轴径,mm o注=16讪.14x49d16MC处西安石油人学本科毕业设计（论文）10取30nmio轮毂直径血对泵的吸入性能没有什么影响，本设计中 g 取32mm。4.2 叶轮进口直径 Q叶轮入口速度久：u（）= KoVS式中，一叶轮入口速度，m/s； Ko一一叶轮入口速度系数；K。=0.026542+0.001247n： 0.00000 In JKo= 0.026542 + 0.001247 x 67.5 - 0.0

24、00001 x 67.52= 0.1062 u0=0.080355x -72x9.81x50 = 3.32in/s对悬臂式离心泵叶轮，入口直径Q可由流体力学公式求得：71小2qvr=二Do UQ由（45）式得：D =式中，qvr一理论流量，qvr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。q”可由下式计算：4.3 叶片入口边直径 0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卩，叶片入口边直径0般可按比转速吐确定。兀=40100,则22（般入口边平行于轴心线；对流量较小的泵，可取Dr。；对流量较大的泵，也可将

25、入口边伸向吸入口，但是应注意铸造造型的工艺 性）：n;=100-200,则q=（l0.8）Q；比=200300,则=（0.80.6）D；兀=300500,则 =（0.70.5）D；% =500,则q = 0（轴流泵）。(44)(45)(46)(47)式中，v泵容积效率，由文献8, 8-1可知久=0.815 :Qvr0.82x3600= 0017mI 4x0.017V 3.14x3.32=0.0806 m西安石油人学本科毕业设计（论文）11本设计中叶片入口边直径0取0.095nio叶片入口处绝对速度 S一般取= uQ或略大于q，对抗汽蚀性能要求较高的泵，可取q= （0 40 83）本设计中取q

26、= uQ= 3.32mzs。叶片入口宽度 Sb1=-也q离心泵叶轮入口尺寸D。，$和匕除影响泵的性能和效率外，对泵的抗汽蚀性能影响很大。61_ 3.14x0.085x3.32 _ 叽。4.6 叶片入口处圆周速度 su.=1603.14x0.085x2950一 “ ,u. =- = 13.123m/s1604.7 叶片数 Z目前尚无准确的方法确定叶片数，对n. =60250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4 1叶片数的选择比转速 m50 6060 180180350350580叶片数 Z8765本设计叶片

27、数Z取为8。4.8 叶片入口轴面速度仏5 =（1）式中，0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, 再來校核值。计算时，一般取0=0.770.91,低比转速的小泵取大值。本设计中，取0.80oulr= 0.80 x 3.32 = 2.656 nYs4 4(48)0.017(49)西安石油人学本科毕业设计（论文）124.9 叶片入口安装角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：(411)式中，A液体进入叶轮相对速度的液流角。叶轮

28、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A0表示。叶片入口安装角0好：Ay = 0】+ M一般冲角取A/? = 313。，叶片入口安装角0呼=10。40。本设计中，取0 = 13。，0】=11.442。0=11.442。十13。=24.442。4.10 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。4.11 叶片排挤系数卩校核叶片排挤系数0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

29、积与不考虑叶片厚度过流面积之比值。(413)式中，t,叶片节距；Su】叶片在圆周方向上的厚度;空=3.14x0.085 = 0 441Z63= - -=U1sin% 0.41式中，S1一一入口处的叶片实际厚度（严格说是流面上的厚度）;由式（4一13）,式（4一14）和式（4一15）得：(412)(414)(415)西安石油人学本科毕业设计(论文)(420)13(p、= 0.835 9与假设值0.80相接近，】校核合适。4.12 叶片包角卩的确定包角卩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ns=60220的泵，一般取0 = 75150,低比转速叶轮取大值，高比转速叶轮 取

30、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，卩取90 o4.13 叶轮外径 2叶轮外径2是决定泵性能的最主要水力参数之一。(417)式中，KH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：KH=0.5683971= 0.0007563a： -0.0000003ii/(418)KH= 0.5683971 -0.0007563 x 67.5 - 0.0000003 x 67.52= 0.515984.14 叶片出口安装角 0约叶片出口安装角般在16。40。范围内，通常选用20。30。

31、范围内。对高比 转速的泵，0邛可以取得小些，对低比转速的泵，0打可取得大些。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0与取28。4.15 叶轮出口宽度 b,将泵相似理论推出的表达式L = KL低中的线性尺寸L和系数忑分别以叶轮 出口宽度b,和流量系数Kq代替，则出口宽度b,的计算式为：(419)(416)力Pj b码西安石油人学本科毕业设计（论文）14式中，Kq一流量系数，采用统计分析离心泵水力模型，数值拟合出计算公式:/C =0.0259268+0.000132311. +0.0000007n/4*7C =0.0259268+0.0001323x67.5+0.0000007

32、X67.52=0.03805 qb. = 0.03805 = 0.00977 m-V 2950叶轮外径D,确定后，叶轮出口宽度b是影响泵流量的最主要因素之一习。J西安石油人学本科毕业设计（论文）155 叶轮的选择及绘型5.1 叶轮选择离心泵内广泛采用圆柱形叶轮（n=90）,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釆用扭曲叶片的叶轮。本设计泵比转速11. =67.5 = 80mm,通常进口直径比出口直径大7%12%,故取其值为90 mm,在允许的锥度 （约在7 -18 范围内）取8。，确定直锥式吸水室的轴向长度为厶=60nini。6.2 螺旋形压出室

33、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 室中作等速运动习。6.2.1 基圆 D3螺旋形压出室螺旋线开始的位置称为隔舌。隔舌所在直径0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

34、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。D3=(1.031.10) D2(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1.08oD3= 1.08 x 0.2 = 0.216 m入室西安石油人学本科毕业设计(论文)196.2.2 蜗室入口宽度 b 用叶轮出口宽度 g 加叶轮前后盖板厚度，再按结构需要加必要的间隙即可。蜗 室入口宽度叽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。b3= b2+2S + C(62)式中

35、：S叶轮盖板厚度，mm：C常数，一般取C=520。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C = 5mm。b3= 10+ 2x4 + 5 = 23/rn?6.2.3 舌角 a、舌角匕是在蜗室第VIII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 6 等于叶轮出口 绝对速度的液流角冬。6.2.4 泵舌安装角理论上泵舌应该在第VIII断面的基圆Q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8

36、角，此角 即为泵舌安装角。泵舌安装角由表61选取。表6-1泵舌安装角选择比转速 11.406080130180220280360安装角1015202530381515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1 = 2imn2.5mm,如果泵比较小，可适当加大&角。本设计泵舌安装角15。6.2.5 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：u5=K5y2(63)式中：q蜗室0点处第VIII断面液流速度，m/s；K.蜗室中的速

37、度系数。根据比转速n= 67.5由文献5, 8-6选取螺旋形蜗室和导叶中的速度系数西安石油人学本科毕业设计（论文）200 =（心-从1 + siny。 式中：Y断面侧壁倾斜角，；-压水室入口宽度，mm；K? =0.515 ou3= 0.515x72x9.81x50 = 16.130m/s蜗室最大断面（即第VIII断面）处的面积Fvm：F50Qv(64)Fm=- -= 0.000861 m216.130 x3600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：4x0.000861=107;第二断面面积:n = -F训，89Fn = -x 0.

38、000861=215.26mnr ;8第三断面面积:Fl- 8 -第四断面面积：口4.rIV=g VIII第五断面面积：F5Fr V = - F833性 f FIn=-x0.000861=322.875mnr；,4x0000861=430-5mm2；,Fv = |x0.000861=538.12mnr；-4x0.000861=645-第七断面面积:7，F vii = -x 0.000861= 753.37mm284=上/31 + SU%(65)90 +乙 “/、B =丄2毎 +4(1 A)cosy360)心R产斗芹碾(66)2B(67)(68)b3西安石油人学本科毕业设计(论文)21/3-压水

39、室基圆半径，nun；西安石油人学本科毕业设计（论文）22i= I ii in iv v vi vn训；-过渡圆弧半径，mm。本设计中，取人=30。第一断面尺寸：& = 123.87mm ,1 = 0.7411U11；1第二断面尺寸：R2= 128.44 mm ,r2= 1.3611U11；第三断面尺寸：/?3=131.33nmi ,13= 2.12 nun；第四断面尺寸：R4=133.7911U11 ,r4= 2.76nmi；第五断面尺寸：R. = 136.21nmi ,i5= 3.3511U11；第六断面尺寸：R6= 138.23 nun ,i6= 3.92 nun；第七断面尺寸：R

40、r = 140.56 mm,fi7= 4.46 nun；第八断面尺寸：= 142.54min , io = 4.98 nmio6.2.6 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VIII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，80%85%的动能转化为压力能。扩散管末端为泵的叶出口，与叶出管路相连接，所 以叶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8。12。，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2.53,否则，由于边界层厚度增加，

41、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76 mm。7轴向力径向力平衡计算7.1 轴向力及其平衡 7.1.1 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7-1所示为单级单吸卧式离心泵叶轮两侧压强分布图5】。西安石油人学本科毕业设计（论文）23F严泌一叮册一竽（叮一牛（71）.X丿-式中， 一轴向力，N：1,一一叶轮密封环半径，m； fw叶轮旋转角速

42、度，iad/so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尸“，其方向与尸“方向相反。F” =（72）式中：Qvr流过叶轮的理论体积流量；5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行，F严F匚（7-3）对低比转速的离心泵而言，轴向力尸“其主要作用，故计算时往往不计心的影响。 本设计由于比转速小，故不考虑尸“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：F“ =

43、 170.05 N7.1.2 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7-2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70%90%的轴向力，剩余的轴向力需 由止推轴承来承担习。西安石油人

44、学本科毕业设计（论文）24图72平衡孔7.2 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习。（2 =0.36x 1- HBpg（74）I qs丿式中：B2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

45、应力也会使轴产生定向的挠度，共至使 密封环、级间套和轴套、轴承发生末损坏。因此，必须釆用径向力平衡措施，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。F, = 0.36x（l-0）x50 x0.02x 0.2x1000 x9.8 = 705.6 N西安石油人学本科毕业设计（论文）258轴承、联轴器、键的选择8.1 轴承 8.1.1 轴承选择根据轴承

46、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來 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。本泵叶轮釆用平衡孔平衡70%90%轴向力，剩余轴向力由止推轴承來承担。 选择深沟球轴承。标记：滚动轴承6207 GB/T2761994o8.1.2 轴承的校核参考文

47、献4,轴承的寿命校核:io6(f,c60I/川式中：Lh额定寿命，40000 /?；n-转速，min；C基本额定动载荷，对向心轴承为C，查文献1, Cr= ?.5.5 KN；P一一当量动载荷,N；f,一一温度系数，取1;-寿命系数，对球轴承取3；A一一载荷系数，取1.2。P=XFr+ YFa= 1.0 Fr= 705 N式中：X一一径向动载荷系数，1.0；Fr一一径向载荷，N：Y轴向动载荷系数，0；F“轴向载荷，No由式（81）：81.3 轴承润滑(81)(82)x40000= 16.24 KN60dn = 0.035x2950= 103.25 nuni7min60本泵采用油雾润滑。8.1.4

48、 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。本轴承釆用毡圈密封。8.2 键的选择与校核 8.2.1 键的选择键是一种标准零件，通常用來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

49、的两侧面是工作 面。工作时，靠键同键槽侧面的挤压來传递转矩。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铳刀铳出的键槽中，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 A】。本泵选

50、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 求和工作条件來选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求來取定。键的主要尺寸 为其截面尺寸（一般以键宽bx键高表示h）与长度L.键的截面尺寸bxh按轴的直径d西安石油大学本科毕业设计（论文）8.3.1 联轴器27由标准中选定。键的长度乙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厶（1.52） 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）b = 8mm, h = 7mm, L = 50nmio联轴器与轴配合键选择：圆头普通平键（

51、A型）b = 8nun, h = 7mm, L = 32nuno8.2.2 键的强度校核平键连接传递转矩时，对于釆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:(83)式中：T传递的转矩,N-m；k键与轮毂键槽的接触高度，mm,k = O.5h,h为键的高度，nun;1键的工作长度，mm,圆头平键l = L-b,厶为键的公称长度，mm, b键的宽度，mm；d-轴的直径，mm；耳键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤

52、压应力，ME；p键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用压力，ME,具体数值参考表82。表82键连接的许用挤压应力.许用应力M內许用挤压应力 许用应力连接工作方式键或毂、轴的 材料载荷静载荷轻微冲击冲击b I钢12015010012060 90静连接铸铁70 8050 6030 45叶轮与轴配合键校核:联轴器与轴配合键校核:2x10.87 xlO33.5x24x24=10.78MPa 5 bp =120150 MPa,（合适）3.5x42x24=6.16MPacrp = 7080 MPa(合适)2TxlO3西安石油大学本科毕业设计（论文）8.3.1 联轴器28联轴器选择西安石油人学本科毕业设计(论文)

53、29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

54、用。联轴 器可分为普通联轴器、安全联轴器、特殊联轴器三类。凸缘联轴器结构简单，成本低, 维护容易， 能传递较大的力矩， 应用广泛。 本泵选用凸缘联轴器。 本设计选用YL4, YLD4型联轴器。标记：从动端：J型轴孔，A型键槽，d = 24mm,厶=52mm。联轴器的初步校核：公称扭矩Tn=40n.m而泵轴的扭矩T=35.19n.mTn故合理。许用转速n=9500i7mm泵转速n=2950i7min 9500 r/rnrn故合理。8.3.2 联轴器的校核计算转矩7；己将机器启动时的惯性力和工作中的过载等因素考虑在内。在4. 1.1中己求出Tc= Me= 35.19 N m满足传递转矩所需的螺栓预

55、紧力F：F =竺(84)( + D2)/?/_ 4x35.19_一(100 + 80)x4x0.15x107=1303.33 2式中：Tc一一联轴器的计算转矩；D联轴器的外径，100 mm；D2联轴器凸缘接触处的内径，80m；n一一螺栓数量，4；JLI摩擦系数，0.15。螺栓连接强度条件：(T = -4 cr(85)叱式中：0一螺栓材料的需用应力，查文献1查到取120 M匕;西安石油人学本科毕业设计（论文）30讥螺栓的螺纹小径，10 mm ,西安石油人学本科毕业设计（论文）312xl303 33y =- ；no因为o-H，所以所选联轴器合格。21.55 MPa西安石油人学本科毕业设计（论文）3

56、29泵轴的校核轴的设计包括结构设计和工作能力计算两方面的内容。1）轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求, 合理地确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上 零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。因此，轴的结 构设计室轴设计中的重要内容。2）轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。多数 情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需对轴进行强度校核，以防止断 裂或塑性变形，而对刚度要求高的轴（如车床主轴）和受力大的细长轴，还应进行刚 度计算，以防止工作时产生过大弹性变形。对高速运转的轴，还应进

57、行振动稳定性计 算，以防止发生共振而破坏。工作过程中，离心泵轴受各种外力作用，使轴变形和破坏，而轴靠自身的尺寸和 材料性能來抵抗变形和破坏。一般把轴抗变形的能力叫做刚度，把轴抗破坏的能力叫 做强度。设计离心泵轴，具有足够的强度和刚度，以提高泵运行的可靠性和寿命，这 样就要尽量使轴尺寸做得大些，材料用得好些；另一方面，乂希望轴的重量轻、成本 低，这些要求是相互矛盾的，在设计计算时要正确处理这种矛盾，合理地确定离心泵 轴尺寸和材料，以便满足轴的刚度和强度要求，乂要物尽其用，合理使用材料。叶轮等零件均是装在轴上，并同时在泵体内高速旋转，轴的强度和刚度对泵的寿 命和可靠性有很大的影响，所以，对轴的强度

58、和刚度进行校核是十分必要的.。9.1 强度校核轴的自重：叱=1口轴g = vpg（91）式中：v轴总体积，以轴的平均直径35mm为轴径计算的轴的体积，p轴材料的密度，p = 7900kg/m3o= 3.14 x 0.01752x 0.481 x 7900 x 9.8 = 35.80N叶轮的自重：W2= nnig（92）式中：n叶轮个数；m单个叶轮质量，估算叶轮质量为18kg；= lx 18x9.8 = 176.4N其他零件自重相比轴和叶轮自重可以忽略不计。作轴受力简图如图9-1：西安石油人学本科毕业设计（论文）33轴扭矩图9-3Fr+W?1 r/图91轴受力简图求支座反力R1 , R2，工Mg

59、 )=0由式(93)得：/?2xl24 - 36x104 - 344x(/;+176)=0式中：Fr径向力，Fr= 705/V；R2= 2474 N由式(94)得： +、&=oR、=1557 N求得得b点,d点弯矩：叽=162N mMc= 194N -m作轴的弯矩图9-2：(93)(94)(95)d图9-2轴弯矩图35西安石油人学本科毕业设计（论文）34图4弯扭矩合成图由图9一4可见，b面最危险，其当量弯矩为：Meb= JW +刃=J194,+（0.6x35） = 195N m（96）M“=+aT = Jl 62,+（0.6x35） =163Nm（97）计算危险截面处直径：Me0.1

60、xj考虑到轴上键槽对轴的削弱故增大轴径5%6/b=31.19niiii35 nun= 30.06 nun40 nun豊罟=30.06mm(98)(99)轴强度校核安全。9 2 刚度校核实践经验证明卧式泵的轴的刚度，只需要满足以下条件即可满足。本泵是单级悬臂泵只需要满足下式:严.82.2式中：1两支撑中心的距离，m； t泵轴悬臂部分的长度，m：t 277一=2.191.8-2.21158(910)刚度满足要求9 3 临界转速校核当轴转速达到或接近某一定值时，将会发生共振现象，严重的会使轴，轴承，轴图93轴扭矩图轴弯扭矩合成图，见图94：竺丄31.19mm0.1x60Me01x01d西安石油人学本科毕业设计（论文）35上的零件其至整