毕业论文（设计）单级离心泵设计.doc

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）。本设计扬程为50m，泵水力方案通过计算比转数（n=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centrifugal pump design manualabstract : this design starting from the basic working principle of the centrifugal pump, conducted a series of design calculations. consider the basic centrifugal pump performance, flow in a wide range, lift varies with the flow, the flow can only supply some lift (single-stage lift is generally 1080m).the design head is 50m ,the design of the pump hydraulic scheme by calculating the number of revolutions(n=67.5) to determine the single-stage single-suction structure; choice of motor shaft power calculation; design parameters to determine the pump suction outlet diameter; determine the structure of the impeller and the impeller of the drawing of the hydraulic design of the impeller; flow parts of the design of centrifugal pump suction chamber for straight conical suction chamber, pressed out of the spiral-shaped pressure chamber; the structure and strength check of the axis design; determine the impeller centrifugal pump seal design, pump closed form and washing, lubrication, cooling method; determined by checking the standard bearings, and coupling to ensure that the standard connection. departure from the economic viability of the rational design of centrifugal pump components, select the standard connector, to ensure the water using a centrifugal pump design safety, practicality, economy.keyword: centrifugal pump working principle ; hydraulic design; component design of the impeller and the over current; strength check; seal design; the choice of key and bearing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53.2.2 泵排出口径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104.3 叶片入口边直径104.4 叶片入口处绝对速度114.5 叶片入口宽度114.6 叶片入口处圆周速度114.7 叶片数z114.8 叶片入口轴面速度114.9 叶片入口安装角124.10 叶片厚度124.11 叶片排挤系数校核124.12 叶片包角的确定134.13 叶轮外径134.14 叶片出口安装角134.15 叶轮出口宽度135 叶轮的选择及绘型155.1 叶轮选择155.2 平面投影图画法155.3 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196.2.3 舌角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227.1.1 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258.2.2 键的强度校核26 8.3 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319.3 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 密封腔处的介质压力3410.3.2 密封面平均直径的圆周速度3410.3.3 密封腔内的介质温度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 35 10.4.3 机械密封冷却3511 经济性分析3612 结论37参考文献38致谢39iii1 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2.1 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。2.2 原动机选择2.2.1 泵有效功率 （21）式中，重力加速度，m/s2；流体密度，kg/m3；设计流量，m3/s；泵的扬程，m；有效功率，kw；2.2.2 泵轴功率 （22）式中：设计工况下的轴功率，kw； 泵效率。2.2.3 泵计算功率 （23）式中 ，计算功率，kw； 2.3.4 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3 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：80；介质密度：1000kg/m3；体积流量：50m3/h；泵扬程：50m；泵效率：72%； 泵必需汽蚀余量：3.0m。3.2 泵进出口直径3.2.1 泵吸入口径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/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vs=3m/s。 （31） 式中，ds泵吸入口径mm; 泵吸入口流速，。按照标准管径mm。3.2.2 泵排出口径低扬程泵，取与吸入口径相同3。因，取80mm。3.3 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 可知，转速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。对于一定的值，假设提高转速，则增加，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，按给定的装置的汽蚀余量，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n。设计体积流量。 c=856.95 =860根据对，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： （32） 式中，c汽蚀比转数，; 泵必需的汽蚀余量，m。3415r/m。 故所选用原动机合理。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10350 m3/h，最大流量可达10000 m3/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0.500.90，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250的范围，泵的效率最好，当60 时，泵的效率显著下降； 采用单吸叶轮过大时，可考虑改用双吸，反之采用双吸过小时，可考虑改用单吸叶轮； 泵的特性曲线形状也和有关。比转数： （33）式中：比转数； n泵轴转速，r/m；综合以上论述计算，本设计采用单级单吸离心泵结构。3.5 泵的效率3.5.1 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0.550.90.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。3.5.2 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，其大小用机械效率来衡量。3.5.3 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(理论流量)并没有完全输送到出口，其中泄露量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。3.5.4 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，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4.1 泵轴及其结构设计4.1.1 泵轴传递扭矩 （41） 式中：me泵轴传递扭矩；4.1.2 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286，需用切应力为49mpa58.8 mpa。4.1.3 轴结构设计根据圆轴扭转时的强度条件： （42）式中：最大切应力，mpa；wt抗扭截面系数， 许用应力，mpa；对于实心轴： （43）式中：d轴径，。由式（42）和式（43）式得： mm考虑键削弱作用，联轴器轴孔直径为标准化，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，本设计取24mm。叶轮配合的直径d3，比d1小一级，本设计取30mm。轮毂直径dh对泵的吸入性能没有什么影响，本设计中取32mm。4.2 叶轮进口直径叶轮入口速度： （44）式中，叶轮入口速度，m/s；k0叶轮入口速度系数； 对悬臂式离心泵叶轮，入口直径可由流体力学公式求得： （45）由（45）式得： （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。可由下式计算： （47）式中，泵容积效率，由文献8, 81可知；。4.3 叶片入口边直径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，叶片入口边直径一般可按比转速ns确定。40100，则(一般入口边平行于轴心线；对流量较小的泵，可取；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)：100200，则(10.8)；200300，则(0.80.6)；300500，则(0.70.5)；500，则(轴流泵)。本设计中叶片入口边直径取0.095m。4.4 叶片入口处绝对速度 一般取或略大于，对抗汽蚀性能要求较高的泵，可取（0.40.83）。本设计中取。4.5 叶片入口宽度 （48）离心泵叶轮入口尺寸，和除影响泵的性能和效率外，对泵的抗汽蚀性能影响很大。4.6 叶片入口处圆周速度 （49）4.7 叶片数z目前尚无准确的方法确定叶片数，对250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ns506060180180350350580叶片数z8765本设计叶片数取为8。4.8 叶片入口轴面速度 （410）式中，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0.91，低比转速的小泵取大值。本设计中，取0.80。4.9 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： tan （411）式中，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： （412）一般冲角取13，叶片入口安装角40。本设计中，取，tan +13=24.4424.10 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，叶片厚度取4mm。4.11 叶片排挤系数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。 （413）式中，叶片节距；叶片在圆周方向上的厚度； （414）； （415）式中，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： （416）， 与假设值0.80相接近，校核合适。4.12 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60220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。4.13 叶轮外径叶轮外径是决定泵性能的最主要水力参数之一。 （417）式中，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： （418）4.14 叶片出口安装角叶片出口安装角一般在1640范围内，通常选用2030范围内。对高比转速的泵，可以取得小些，对低比转速的泵，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。4.15 叶轮出口宽度将泵相似理论推出的表达式中的线性尺寸和系数分别以叶轮出口宽度和流量系数代替，则出口宽度的计算式为： （419）式中，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： （420）叶轮外径确定后，叶轮出口宽度是影响泵流量的最主要因素之一5。5 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()，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，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；2) 变化到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） 叶片骨线从过渡到，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。5.2 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。在直径为的叶轮外周上任取一点（图51），使之与圆心相连接。自点作角，交直径为的叶轮内圆与点。连接并延长之，交内圆于点。通过点在线左边作,使之等于。再在上作垂直平分线并与交与点，以点位中心，为半径作圆弧，即得所求叶片之曲率半径。再以和分别为半径，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，距轴心线作一系列相切于叶片流道的内切圆，其叶片高度为，而相应点的叶片宽度为。将圆心1、2、3等到i 用光滑曲线相连，即得流道中心线ll。由此可得相应处流道面积。求出后再作-l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5.3 轴面投影图画法距轴心和作两根平行于轴心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5的直线eg。大小与比转速和叶轮的结构型式有关。小取，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（1.82.0）在cd线上截取，距轴心和作两根平行于o-o的直线ij和kl。在kl线上以m为圆心，为直径作一个与叶轮后盖板相切的圆。以合适的圆弧(以为半径)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h-q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。6.1 吸入室6.1.1 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。6.1.2 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，通常进口直径比出口直径大7%12%，故取其值为90，在允许的锥度（约在7-18范围内）取，确定直锥式吸水室的轴向长度为。6.2 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。6.2.1 基圆螺旋形压出室螺旋线开始的位置称为隔舌。隔舌所在直径称为基圆直径。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。1.10） （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1.08。 m6.2.2 蜗室入口宽度用叶轮出口宽度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。 （62）式中：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mm。6.2.3 舌角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，一般等于叶轮出口绝对速度的液流角。6.2.4 泵舌安装角：理论上泵舌应该在第断面的基圆上，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406080130180220280360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2.5mm，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： （63）式中：蜗室0点处第断面液流速度，m/s；蜗室中的速度系数。根据比转速由文献5，86选取螺旋形蜗室和导叶中的速度系数。蜗室最大断面（即第断面）处的面积f： （64）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： ，；第二断面面积： ，；第三断面面积： ，；第四断面面积： ，；第五断面面积： ，；第六断面面积： ，；第七断面面积： ，。 （65） （66） （67） （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：mm ，mm；第二断面尺寸：mm ，mm；第三断面尺寸：mm ，mm；第四断面尺寸：mm ，mm；第五断面尺寸：mm ，mm；第六断面尺寸：mm ，mm；第七断面尺寸：mm， mm；第八断面尺寸：mm ，mm。6.2.6 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2.53，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，轴向力，n； 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，其方向与方向相反。 （72）式中：流过叶轮的理论体积流量；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， （73）对低比转速的离心泵而言，轴向力其主要作用，故计算时往往不计的影响。本设计由于比转速小，故不考虑的作用。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：7.1.2 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5。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5。 （74）式中：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。8 轴承、联轴器、键的选择8.1 轴承8.1.1 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