水泵计算公式.xls

1 渣浆泵输送介质比重和体积比计算渣浆泵输送介质比重和体积比计算2 叶轮直径估算叶轮直径估算 3 离心泵轴向力估算离心泵轴向力估算4 两支点轴的临界转速两支点轴的临界转速 5 轴向盖板力A1轴向盖板力A16 泵进出口法兰的强度计算泵进出口法兰的强度计算 7 单位换算单位换算8 多级泵穿杆和中段密封凸缘厚度的强度计算多级泵穿杆和中段密封凸缘厚度的强度计算 9 泵径向力估算泵径向力估算10 三支点轴的临界转速三支点轴的临界转速 11 叶轮切割计算叶轮切割计算12 泵体连接螺栓的强度计算泵体连接螺栓的强度计算 13 相似理论计算相似理论计算14 多级泵中段强度计算多级泵中段强度计算 15 泵体联接螺栓强度计算泵体联接螺栓强度计算16 端盖的强度计算端盖的强度计算 17 泵体壁厚计算泵体壁厚计算18 泵盖与泵体法连接法兰强度计算泵盖与泵体法连接法兰强度计算 19 轴径计算轴径计算20 双壳体泵外泵体强度计算双壳体泵外泵体强度计算 21 键的校核键的校核22 联轴器强度计算联轴器强度计算 23 空心轴的强度空心轴的强度24 叶轮强度计算叶轮强度计算 25 实心轴的强度实心轴的强度26 轮毂强度计算轮毂强度计算 27 轴承参数校核(机工版)轴承参数校核(机工版)28 平衡盘强度计算平衡盘强度计算 29 轴承参数校核(化工版)轴承参数校核(化工版)30 螺旋密封螺旋密封 31 偏转角和挠度校核1偏转角和挠度校核132 密封环的设计密封环的设计 33 格里森齿轮几何参数格里森齿轮几何参数34 泵的能量损失泵的能量损失 35 叶轮轴向力的平衡叶轮轴向力的平衡36 泵汽蚀的计算泵汽蚀的计算 37 计算放大系数（简）计算放大系数（简）38 导轴承跨距计算导轴承跨距计算 39 叶轮设计叶轮设计40 轴流泵叶轮叶片的强度计算轴流泵叶轮叶片的强度计算 41 轴承寿命计算轴承寿命计算 42 计算放大系数计算放大系数 43 修改叶尺寸对性能影响修改叶尺寸对性能影响44 混流泵叶轮切割混流泵叶轮切割 45 叶轮进口尺寸对汽蚀的影响叶轮进口尺寸对汽蚀的影响 目 录目 录 产渣量m350 渣子和水的体积比k0.14286 渣子密度 渣1500 混合物密度 混 混=1000(1+k) 混k(1+k)1 1062.5 混合物比重 = 混10001.0625 泵的流量QQ=m 渣1000(1+1/k)1866.667 产渣量m350 1500 混合物比重1.0625 渣子和水的体积比k k=(1000 -1000)( 渣-1000 )0.142857 水和渣子的体积比 1/k7 泵的流量QQ=m 渣1000(1+1/k)1866.667 混合物比重1.0625 产渣量m350 渣子和水的体积比k0.14286 渣子密度 渣 渣=1000r(1k)-1000k1500 泵的流量QQ=m 渣1000(1+1/k)1866.667 基本公式 混合物比重关系到泵是否会超功率，一般情况下 1.2 渣子和 备注 渣浆泵输送介质比重和体积比计算 二、已知产渣量、渣子密度、混合物比重，求体积比和流量 一、已知产渣量、渣子密度、体积比，求混合物密度和比重 三、已知产渣量、混合物比重、体积比，求渣子允许的最大密度 V水V渣=1， 水V水 渣V渣= 1000，V水V渣=k 返回目录 t/h 1:7 kg/m3 kg/m3 m3/h t/h kg/m3 m3/h t/h 1:7 kg/m3 m3/h 返回目录 ns=30100,k=0.6；ns=100220,k=0.7； ns=240280,k=0.8； 重力加速度g9.81 m/s2 被输送介质密度 查手册或估算1000 kg/m3 泵单级扬程H150m 叶轮密封环半径 Rm 0.0575m 叶轮轮毂半径Rh0.034m 泵级数i1 总轴向力AA=kg H1 (Rm2-Rh2)i2319.4N 系数k0.7 泵轴向力估算 泵理论扬程Ht 重力加速度g 叶轮出口半径R2 泵轴转速n 泵轴角速度 叶轮出口圆周速度u2 叶轮出口势扬程HP 叶轮密封环半径Rm 叶轮轮毂半径Rh 被输送介质的密度 盖板力A1 泵理论扬程Ht 重力加速度g 叶轮出口半径R2 泵轴转速n 泵轴角速度 叶轮出口圆周速度u2 叶轮出口势扬程HP 叶轮密封环半径Rm 叶轮轮毂半径Rh 压头差h 被输送介质的密度 作用在后盖板的轴向力 F1 作用在前侧的轴向力F2 总的轴向力F 泵理论扬程Ht 重力加速度g 叶轮出口半径R20 叶轮出口半径R2h 叶轮出口半径R2 泵轴转速n 泵轴角速度 叶轮出口圆周速度u2 叶轮出口势扬程HP 叶轮密封环半径Rm 半开式离心泵叶轮轴向力A1的计算(卧式结构泵, 图6-3) 闭式混流泵叶轮轴向力A1的计算(卧式结构泵, 图6-4) 闭式离心泵叶轮盖板力A1的计算(卧式结构泵, 图6-1) 叶轮轮毂半径Rh 被输送介质的密度 作用在后盖板的轴向力 F1 作用在前侧的轴向力F2 作用在后盖板的轴向力 F3 总的轴向力F 名称代号 泵理论扬程Ht 重力加速度g 叶轮出口半径R20 叶轮出口半径R2h 叶轮出口半径R2 泵轴转速n 泵轴角速度 叶轮出口圆周速度u2 叶轮出口势扬程HP 叶片进口最小半径R1h 叶轮轮毂半径Rh 被输送介质的密度 作用在后盖板的轴向力 F1 作用在前侧的轴向力F2 作用在后盖板的轴向力 F3 总的轴向力F 半开式混流泵叶轮轴向力A1的计算(卧式结构泵, 图6-5) 按设计要求70m 与所在地有关9.81m/s2 按设计要求0.2525m 按设计要求1485r/min =n2 60155.5088 rad/s u2=2R2 n6039.26598 m/s HP=Ht(1-gHt2u22)54.41158 m 按设计要求0.105m 按设计要求0.065m 1200kg/m3 A1=(Rm2-Rh2) g HP- 28gR22-(Rm2+Rh2)29333.843 N 按设计要求70m 与所在地有关9.81m/s2 按设计要求0.2525m 按设计要求1485r/min =n2 60155.5088 rad/s u2=2R2 n6039.26598 m/s HP=Ht(1-gHt2u22)54.41158 m 按设计要求0.105m 按设计要求0.065m h= 2(R22-Rh2)8g18.34409 m 1200kg/m3 F1=(R22-Rh2) g HP-(R22-Rh2) g h99600.89 N F2=HPg (R2-Rm) Rm+23(R2-Rm)60352.05 N F=F1-F239248.84 N 按设计要求70m 与所在地有关9.81m/s2 按设计要求0.2525m 按设计要求0.24m R2=(R20+R2h)/20.24625m 按设计要求1485r/min =n2 60155.5088 rad/s u2=2R2 n6038.29405 m/s HP=Ht(1-gHt2u22)53.61024 m 按设计要求0.105m 半开式离心泵叶轮轴向力A1的计算(卧式结构泵, 图6-3) 闭式混流泵叶轮轴向力A1的计算(卧式结构泵, 图6-4) 轴向盖板力A1 闭式离心泵叶轮盖板力A1的计算(卧式结构泵, 图6-1) 按设计要求0.065m 1200kg/m3 F1=(R2h2-Rh2) g HP- 216g(R2h2-Rh2)89591.46 N F1=(R202-Rm2) g HP- 216g(R202-Rm2)88704.33 N F1=(R202-R2h2) g HP12205.74 N F=F1+F3-F213092.87 N 计算方法结果单位 按设计要求70m 与所在地有关9.81m/s2 按设计要求0.2525m 按设计要求0.24m R2=(R20+R2h)/20.24625m 按设计要求1485r/min =n2 60155.5088 rad/s u2=2R2 n6038.29405 m/s HP=Ht(1-gHt2u22)53.61024 m 按设计要求0.105m 按设计要求0.065m 1200kg/m3 F1= g (R2h2-Rh2)HP-(R2h2-Rh2)2 216g79982.08 N F2=HPg (R2h-R1h) R1h+23(R2h-R1h)52193.48 N F1=(R202-R2h2) g HP12205.74 N F=F1+F3-F239994.33 N 半开式混流泵叶轮轴向力A1的计算(卧式结构泵, 图6-5) 返回目录 M3lcm3in3ft3 60600006000000036612002118.9 0000 0.0000010.00110.06102 3.53E-05 0000 0000 2.04392044.116204411612474072.36 00000 00000 M3/sM3/hUS.galImp.galft3/s 0000 0.00027777814.40323.66580.00981 0.0473125170.325750 巴1.670828 0.028316799101.9404768448.8643076373.69341 0.0283168101.94048448.8643215373.69341161 mftin 0.02540.0833333331 79.85762623144 0.02540.0833333331 帕斯卡牛顿每平方毫米(MPa)PSI（磅力每平方英寸） 巴 11.00E-061.01972E-051.45E-041.00E-05 1.00E+06110.1972145.038 9.81E+049.81E-02114.22330.980665 6.89E+036.89E-030.07030710.068948 1.00E+051.0197214.50381 1.00E+021.02E-030.01450380.001 1.01E+051.0332314.69591.01325 1.33E+021.36E-030.01933680.001333 2.49E+02 1.33E+02 容积单位换算 体积流量单位换算 长度单位换算 压力单位 返回目录 US.galImp.galyd3 158521320078.48 000 0.0002640.00022 1.31E-06 000 000 540449.822.67354 00 毫巴标准大气压托英寸水柱 毫米汞柱 1.00E-029.87E-06 7.50E-03 1.01E-03 7.50E-03 980.6650.967841735.559 68.94760.06804651.7149 10000.986923750.062 19.87E-04 0.750062 0.401463 0.750062 1013251760 1.333221.32E-031 2.4908911.86832 1.333220.535241 名称代号计算方法结果单位 设计点流量Q按设计要求150 m3/h 设计点扬程H按设计要求50m 泵工况变化系数X0.2 泵工作的最大流量 QmaxQmax=(1+X)Q180 m3/h 泵工作的最小流量 QminQmin=(1-X)Q120 m3/h 泵工作的最大扬程 HmaxHmax=(1+X)H60m 泵工作的最小扬程 HminHmin=(1-X)H40m 实验系数KrKr=0.361-(Q/QN)2=0.36(1-(1-X)2)0.11 重力加速度g9.81 m/s2 叶轮外径D20.2m 包括盖板的 叶轮出口宽度 B20.025m 被输送介质的比重 1 泵实际工作流量偏 离 设计点时产生的径 向力 Fr1F=gKrHD2B21000269.775N 卧式泵 叶轮重量G按毛坯重量算1.3kg 总径向合力F合F合=Fr+Gg282.528N 立式泵 总径向合力F合F合=Fr269.775 N 泵径向力估算 返回目录 第一步模型泵参数输入 流量单位m3/h,m3/s,l/sm3/h 输送液体相对密度SG1 模型泵叶轮是否双吸T/Ff 模型泵叶轮级数i1级 模型泵叶轮直径dm525mm 模型泵流量Qm141.88m3/h 模型泵扬程Hm36.6m 模型泵转速nm1450r/min 模型泵比转数nsm=3.65*n*Sqrt(Q)/h(3/4) 70.60889128 模型泵汽蚀余量NPSHrm4.52m 模型泵汽蚀比转数Cs338.9349701 模型泵效率nv88.8% 模型功率p15.9252635kW 第二步已知用户要求 流量Q110m3/h 扬程H22m 泵转速n1450rpm 比转数ns91.07285437 汽蚀余量NPSHr5 汽蚀比转数Cs276.6804387 新泵以流量算叶轮直径 d1d=Q/Qm*Dm407 新泵以扬程算叶轮直径 d2d=sqrt(H/Hm)*Dm407 两计算值是否相似 =4 then TureTure 叶片泵手册（介绍） 查森介绍(公式已经考虑了工作压力1.2*H) 泵体壁厚计算 加藤介绍(公式未考虑了工作压力=1.5*H) 假定应力发生在最大尺寸处 通常在压出室4和8断面处D1175 P10.44 b2500 单级悬臂泵：n=415，小泵（吸入口Dn=250)取大值 压力高（p=0.7MPa)大泵（吸入口Dn=250)取大值 压力高（p=0.7MPa)大泵（吸入口Dnn则合格TRUETRUETRUE 1.成对安装多个同一型号的轴承,可按多列轴承进行寿命计算, 第三步 极限转速验算 2.对于推力轴承,必须计算轴向最小预紧载荷; 3.润滑油或润滑脂的选则按Page7-225Page7-231 4.滚动轴承的摩擦力矩M= (Fr2+Fa2)1/2d/2 (P7-206),摩擦功率P=M =M2n /60(W); 多列角接触球轴承的额定动载荷为单列的i0.7倍(P7-282),此时的极限转速为单列轴承的60%80%; ; 轴承参数校核(化工版) 第一步 轴承寿命计算 第二步 当量静载荷验算 轴承型号及其对应的结果 返回目录 6422 23205N 2791N 0.120276 1 0 23205N 18000h 3.3 0.359r/min 720r/min 2800r/min油润滑 1 1.1 1 225kN 238kN 234.6355 kN FALSE 0.5 0.5 11602.5N 0N TRUE 48度 23205N 90 23205N =90 TRUE 1 1 2800 TRUE 只适用于向心轴承 只适用于推力轴承 2.对于推力轴承,必须计算轴向最小预紧载荷; 3.润滑油或润滑脂的选则按Page7-225Page7-231 4.滚动轴承的摩擦力矩M= (Fr2+Fa2)1/2d/2 (P7-206),摩擦功率P=M =M2n /60(W); 多列角接触球轴承的额定动载荷为单列的i0.7倍(P7-282),此时的极限转速为单列轴承的60%80%; ; 轴承型号及其对应的结果 单位 7309B 径向载荷Fr2701004 轴向载荷Fa20001000 载荷比Fa/FrFa/Fr7.407407 0.996016 轴承系数XX查轴承手册0.560.56 轴承系数YY查轴承手册12.3 寿命系数球轴承为3,滚子轴承为10/333 温度系数ft查轴承手册11 载荷系数fF查轴承手册1.11.1 轴转速n按设计要求29001450 轴承极限转速nmax查轴承手册60002200 基本额定动载荷 Cr查轴承手册37.252.8 基本额定静载荷 Cor查轴承手册30.531.8 当量动载荷PrPr=XFr+YFa2151.22862.24 轴承寿命LhLh=(Crft/Pr/fF) /60/n10622328.48 54210.86 系数Xo查表39.3-80.50.5 系数Yo查表39.3-80.50.5 径向当量静载荷 PorPor=XoFr+YoFa11351002 径向当量静载荷 PorPorFr2701004 验算结果Porn则合格TRUETRUE 备注 1.成对安装两个同一型号的轴承,可按双列轴承进行寿命计算,双列角接触球轴承的 额定动载荷为单列的1.62倍,双列圆锥滚子轴承的额定动载荷为单列的1.71倍; 2.滚动轴承的游隙在Page39-34Page39-36 3.滚动轴承的摩擦力矩M (Fr2+Fa2)1/2d/2 (P39-30), 摩擦功率PM M2n /60(W); 4.轴承的挡肩高度根据轴承的内外圈的圆角大小查表39.5-3(P39-141) 5.基本额定动载荷 轴承参数校核(机工版) 结果 第一步 轴承寿命计算 第二步 当量静载荷验算 第三步 极限转速验算 返回目录 6610723205N 02791N 00.120276 11 00 3.333333 3 11 1.11.1 720720r/min 19002800r/min润滑 695225kN 935238kN 6610723205N 42887.61 15854.08 h 0.50.5 0.50.5 33053.512998N 6610723205N TRUETRUE 4545度 152046.1 56162.5N 90 02791N 90 TRUETRUE 11 11 19002800 TRUETRUE 1.成对安装两个同一型号的轴承,可按双列轴承进行寿命计算,双列角接触球轴承的 额定动载荷为单列的1.62倍,双列圆锥滚子轴承的额定动载荷为单列的1.71倍; 4.轴承的挡肩高度根据轴承的内外圈的圆角大小查表39.5-3(P39-141) 单位 只适用于向心轴承 只适用于推力轴承 集中载荷F 支点间距离l 外伸端长度c 轴当量直径dv2 A点偏转角 A A点允许偏转角 A B点偏转角 B B点允许偏转角 B C点偏转角 C A点到AB段上某点的距离 x AB段上某点偏转角 x C点挠度 c AB段上某点的挠度 x AB段上的最大挠度 max 轴的允许挠度 轴是否安全 外力矩M 支点间距离l 外伸端长度c 轴当量直径dv2 A点偏转角 A A点允许偏转角 A B点偏转角 B B点允许偏转角 B C点偏转角 C A点到AB段上某点的距离 x AB段上某点偏转角 x C点挠度 c AB段上某点的挠度 x AB段上的最大挠度 max 轴的允许挠度 外力矩作用于外伸端 图1 集中载荷作用于外伸端 集中载荷作用于外伸端 轴是否安全 集中载荷F 支点间距离l 外伸端长度c 载荷至左支点的距离a 载荷至右支点的距离b 轴当量直径dv1 A点偏转角 A A点允许偏转角 A B点偏转角 B B点允许偏转角 B C点偏转角 C D点偏转角 D A点到AD段上某点的距离 x AD段上某点偏转角 x B点到BD段上某点的距离 x1 BD段上某点偏转角 x1 C点挠度 c AD段上某点的挠度 x BD段上某点的挠度 x1 D点挠度 D AB段上的最大挠度 max 轴的允许挠度 图3 集中载荷作用于支点间 集中载荷作用于支点间 轴是否安全 外力矩M 支点间距离l 外伸端长度c 载荷至左支点的距离a 载荷至右支点的距离b 轴当量直径dv1 A点偏转角 A A点允许偏转角 A B点偏转角 B B点允许偏转角 B C点偏转角 C D点偏转角 D A点到AD段上某点的距离 x AD段上某点偏转角 x B点到BD段上某点的距离 x1 BD段上某点偏转角 x1 C点挠度 c AD段上某点的挠度 x BD段上某点的挠度 x1 D点挠度 D AB段上的最大挠度 max 轴的允许挠度 外力矩作用于支点间 经计算得出5894 按设计要求389 按设计要求306 dv2=(c+l)/ (li/di4)1/489.32 A=Fcl60000dv240.000183711 查表6-1-42(化工版手册)0.0025 B=-2 A-0.000367422 查表6-1-42(化工版手册)0.0016 C= B-Fc220000dv24-0.000800961 200 x= A1-3(xl)23.80252E-05 c= Bc-Fc3/30000/dv24-0.200873051 x= Ax1-(xl)20.027029807 max=Fcl2930.510000dv240.384l A (x0.577l) 0.027442007 查表6-1-42(化工版手册)0.1945 | | 则安全 经计算得出1049132 按设计要求389 按设计要求306 dv2=(c+l)/ (li/di4)1/489.32 A=-Ml60000dv24-0.000106865 查表6-1-42(化工版手册)0.0025 B=-2 A0.000213729 查表6-1-42(化工版手册)0.0016 C= B+Mc10000dv240.000718108 200 x= A1-3(xl)2-2.21192E-05 c= Bc+Mc2/20000/dv240.142571034 x= Ax1-(xl)2-0.015723221 max=-Ml2930.510000dv240.384l A (x0.577l)-0.015962998 查表6-1-42(化工版手册)0.1945 偏转角和挠度校核 图2 外力矩作用于外伸端 | | 则安全 经计算得出5894 按设计要求389 按设计要求306 按设计要求100 b=l-a289 dv1=l/ (li/di4)1/489.32 A=-Fab(1+bl)60000dv14-7.77395E-05 查表6-1-42(化工版手册)0.0025 B=Fab(1+al)60000dv145.60688E-05 查表6-1-42(化工版手册)0.0016 C= B5.60688E-05 D=-Fab(1+2al)30000dv14-0.00013507 100 x=-Fbl1-(bl)2-3(xl)260000dv14-4.33415E-05 100 x1=Fal1-(al)2-3(x1l)260000dv144.41664E-05 c= Bc0.017157047 x=-Fblx1-(bl)2-(xl)260000dv14-0.006627353 x1=-Falx11-(al)2-(x1l)260000dv14-0.005210131 D=-Fa2b230000ldv14-0.006627353 max=-Fbl2930.5104dv141-(bl)23/20.384l A1-(bl)20.5-0.007772989 查表6-1-42(化工版手册)0.1945 图4 外力矩作用于支点间 | | 则安全 经计算得出1049132 按设计要求389 按设计要求306 按设计要求200 b=l-a189 dv1=l/ (li/di4)1/489.32 A=-Ml1-3(bl)260000dv14-3.11849E-05 查表6-1-42(化工版手册)0.0025 A=-Ml1-3(al)260000dv14-2.21192E-05 查表6-1-42(化工版手册)0.0016 C= B-2.21192E-05 D=Ml1-3al+3(al)230000dv14-2.85421E-04 100 x=-Ml1-3(bl)2-3(xl)260000dv14-9.99853E-06 100 x1=-Ml1-3(al)2-3(x1l)260000dv14-9.32905E-07 c= Bc-0.006768485 x=-Mlx1-3(bl)2-(xl)260000dv14-0.002412275 x1=Mlx11-3(al)2-(x1l)260000dv140.001505712 D=-Mab(1-2bl)30000dv14-0.000587285 max=-Ml2930.5104dv141-3(bl)23/20.384l A1-3(bl)20.5-0.0025164 查表6-1-42(化工版手册)0.1945 返回 N mm mm mm手算 rad rad rad rad rad mm rad mm mm mm mm手算 N.mm mm mm mm手算 rad rad rad rad rad mm rad mm mm mm mm手算 图2 外力矩作用于外伸端 N mm mm mm mm mm rad rad rad rad rad rad mm rad mm rad mm mm mm mm mm手算 图4 外力矩作用于支点间 N.mm mm mm mm mm mm手算 rad rad rad rad rad rad mm rad mm rad mm mm mm mm mm手算 项目代号 齿数Z 齿数比UU=Z2/Z1 大端模数Me 大端分度圆直径DeDe1=Me*Z1 分锥角 1=arctagZ1/Z2 外锥距ReRe1=de1/(2sin 1) 齿宽系数 R 齿宽bb1= R1Re1 中点模数mmmm=me(1-0.5 R) 中点法向模数mnmmnm1=mm1cos m 切向变位系数xtxt1设计要求 切向变位系数xx1=0.39(1-1/u2) 齿宽中点螺旋角 m 齿形角 n n=20 齿顶高haha=(ha*+x)me 齿根高hfhf=(ha*+c*-x)me 顶隙cc=c*me 齿根角 f f1=arctan(hf1/Re) 齿顶角 a a1= f2 顶锥角 a a1= 1+ f2 根锥角 f f1= 1- f1 齿顶圆直径daedae1=de1+2ha1cos 1 中点法向齿厚smnsmn1=(0.5 cos m+2x1tan n+xt1)mn 中点法向齿厚半角 mn mn=(smn*cos *cos m*cos m)/mmz 中点齿厚系数K mn K mn=1- mn mn/6 中点分度圆弦齿厚smnsmn=smnK mn 中点分度圆弦齿高hamham1=ha1-0.5btan f2+0.25smn1 mn1 切齿刀盘直径Dd查35.4-11表 当量齿数ZvZv1=Z1/(cos 1cos mcos mcos m) 端面重合度ea查35.4-6图 纵向重合度eb btan m/( mm) 重合度 =( + )1/2 刀号NoN0=( f1+ f2)sin m/20 公式 格里森齿轮几何参数 返回 大齿轮小齿轮 4224设计要求 结果 1.751.75结果 66 mm设计要求 结果 De2=Me*Z2252144 mm结果 2=90- 160.25529.745 度结果 Re2=de2/(2sin 2)145.1208 145.1201 mm 0.290.29设计要求 结果 b2= R2Re242.142.1 mm结果 mm=me(1-0.5 R)5.135.13 mm mnm2=mm2cos m4.202254.20225 mm xt2=-xt100设计要求 结果 x2=-x1-0.26265 0.262653结果 3535 度设计要求 结果 2020 度结果 3.524082 6.675918 mm结果 7.803918 4.652082 mm结果 1.1281.128 f2=arctan(hf2/Re)3.078134 1.836089 度 a2= f11.836089 3.078134 度 a2= 2+ f162.09109 32.82313 度结果 f2= 2- f258.41891 26.66687 度结果 dae2=de2+2ha2cos 2255.4969 155.5926 mm smn2= mmcos m-smn15.620044 7.581713 mm X0.008684 0.035876 度 0.999987 0.999785结果 5.619974 7.580087 mm结果 ham2=ha2-0.5btan f1+0.25smn2 mn2 2.861487 5.611949 mm 设计要求 Zv2=Z2/(cos 2cos mcos mcos m)154.0107 50.28944 01设计要求 1.829118 1.829118 1.829118 2.084627 0.140934 0.140934 公式 格里森齿轮几何参数 第一种开平衡孔 输送液体密度 平衡孔阻力系数 B 密封环有效长度L 系数 密封间隙b 密封间隙阻力系数 m=1.5+ L/2b 密封环内径Rw 密封间隙过流面积Fm=2*Rw*pi*b 平衡孔直径d 平衡孔个数z 平衡孔总面积Fb=d2/4*pi*z 叶轮转速n 叶轮半径R2 叶轮最大直径处圆周速度U2=2*R2*pi*n/60 平衡孔中心半径Rb 平衡孔中心圆周速度Ub=2*Rb*pi*n/60 泵设计流量Q 叶轮势扬程Hp 泄漏量q=sqrt(Hp-(U22-Ub2)/8g)*2g)/( B/Fb2+ m/Fm2) 轮毂半径Rh 平衡轴向力A= m/2g*(q/Fm)2*g*pi* (Rw2-Rh2) 第二种背叶片(关醒凡） 叶轮轴向力的平衡 叶轮势扬程Hp 密封环内径Rm 轮毂半径Rh 输送液体密度 叶轮半径R2 叶轮转速n 叶轮最大直径处圆周速度U2=2*R2*pi*n/60 密封环处圆周速度Um=2*Rm*pi*n/60 密封环两侧压头Hm=Hp-(U22-Um2)/8g（腔内液体以 /2旋转） 没有副叶片时的轴向力A1=(Rm2-Rh2)*pi*g* *(hp-(U22-Um2)/8g) 背叶片高度t 背叶片与泵体壁之间的间隙 s 刚好平衡A1时背叶片半径 背叶片半径Re=R2/(1.191.28) 密封环处圆面积Am=Rm2*pi 轮毂处圆面积Ah=Rh2*pi 背叶片圆面积Ae=Re2*pi 角速度 =pi*n/60 平衡力F1= 2* *(s+t)/s)2-1)*(Ae-Ah)*(Re2-Rh2)/16 差值A1-F1 轴封前的压头Hek=Hp- 2/8g*(R22-Re2+(s+t)/s*(re2-Rh2) 第二种背叶片(查森） 叶轮转速n 进口压力Ps 工作压力P1 密封环内径Rm 轮毂半径Rh 叶轮半径R2 设计扬程H 叶轮出口处半径R1 工作叶轮出口处圆周速度u1=2r1*pi*n/60 轴向力T=（Am-Ah)(P1-Ps) 密封环的圆周速度Um=2Rm*pi*n/60 工作叶轮出口处圆周速度U2=2r2*pi*n/60 Hl=H*(1-ks2)-1/4*(（U2-Um2)/2g)*r Hl=3/4*（U22-U12)/2g势扬程 返回 1000 Kg/m3 2 25 0.25 mm0.4-0.6 0.5 mm 7.75 60 mm 2921.681168mm2 6 mm 3 pice 84.82300165mm2 2900 rpm 182.5 mm 55.4229304 m/s 50 mm 15.18436449 m/s 0.0194 m3/s 240 m 0.003784244 m3/s 30 mm 5.51414E-23 N 返回目录 240 m 60 mm 30 mm 1000Kg/m3 182.5 mm 2900 rpm 55.4229304 m/s 18.22123739 m/s 205.0550035 m 17045.51329 N 5 mm 1 mm 0.076091115 m 80 mm 11309.73355mm2 2827.433388mm2 20106.19298mm2 303.6872898 rad/s 19172.40282 N -2126.889534 N 182.4690517 m 返回目录 2900 rpm 1 1 60 mm 30 mm 182.5 mm 180 1 0.30368729 m/s 0 18.22123739 m/s 55.4229304 m/s m 117.5360582 m 返回目录 叶轮直径D2580 mm 转速n590 rpm 估计扬程H=（D2*n/84.6)216.36136 m 转速n590 rpm 扬程H16.2 m 估计直径D2=sqrt(84.62*H/n2)577 mm 叶轮直径估算 返回目录 第一种估算 轴的最大直径D910 mm 轴承间距l1962 mm 转子质量m3000 kg 经验系数由中间向两端逐渐减小的轴k=7.1近似等直径的轴k8.17.1 估算临界转速Nc=k*(d/l)2/sqrt(m/l)39059.98 rpm 此计算值偏大 第二种用叠加法计算 轴的分段 长度l单位mm1017 直径D单位mm99.5 D*l90161.5 质量m7840 平均惯性矩J=pi/64*( di*li/ li)4452.4454 cm4 材料的弹性模量E=2.1*1062100000 kgf/cm2 轴承间距li175 cm4 单位重量的重心距一端点位置 ai270 静挠度yi=Ga2(li+ai)/3EJ0.0041330 估算临界转速nc=299*sqrt(1/ yi)1931.797 rpm 第二临界转速 轴承间距lmm 假定节点到左支点的距离l1 假定节点到右支点的距离l2 真实节点到左支点的距离l0/(l-l0)=sqrt(nc左/nc右）2*l1/l2) 轴的临界转速 18203025253114.511.5 cm 9.510101010109.59.5 cm 171200300250250310137.75109.25 00666441441608157N 003868931181490 cm 00 0.003692 0.004776 0.005246 0.005627 0.0004820 cm 返回目录 未验证 材料弹性模量EKPa 系数Kl 系数Krc 系数Hrc 虚载荷（求rc用）Q1Q2Q3Q4 A(N.m) A=AKl2Krc*Hrc(N.cm2)0000 直径d 直径d1 J=pi(d4-d14)/64(cm4)0000 Q=A/Ej#DIV/0!#DIV/0!#DIV/0!#DIV/0! 系数Kq 系数Hq 挠度（求rc用）y1ry2rycry3r 荷重G（N) y(cm) y=yKl*Kq*Hq(cm)0000 Rcr=(G1*y1r+G2*y2r-G3*y3r-G4*y4r)/ycr#DIV/0! 虚载荷（求rc用）Q1Q2Q3Q4 A(N.m) A=AKl2Krc*Hrc(N.cm2)0000 Q=A/Ej#DIV/0!#DIV/0!#DIV/0!#DIV/0! 荷重G(N) y y=ykl*kq*Hq0000 Gy0000 Gy20000 nc=299*qrt(gi*Yi/gi*yi2)#DIV/0! rpm 三支点轴的临界转速 Q5Q6 00 00 #DIV/0!#DIV/0! y4r 0 Q5Q6Q7Q8Q9 00000 #DIV/0!#DIV/0!#DIV/0!#DIV/0!#DIV/0! 00 00 00 出口直径Dn0.19 接触面最大直径Dmax0.315 接触面平均中径d2=（Dmin+dmax)/20.2525 最大厚度 20.09 最小厚度 10.045 平均厚度 =（ 2+ 1）/20.0675 压力系数m=1.61.6 工作压力p25105 密封力P2=d2*pi* 2*m*p2867.702 介质力P=d22*pi*p/41257.109 系数k1.4 系数0.4 预紧力P0=k（P2+（1- )*p)5070.754 法兰厚度f0.11 最小处中径d1=Dn+ 10.235 最大外径Dh0.58 载荷系数 =1/(1+0.82*(f/ )3sqrt(2 /d1)lg(dh/d) 0.434092 假定危险面距孔中心的长度l0.095 单位长度的弯矩M1= *P0*l1/(D1*pi)211308.9 弯曲应力 1=6M1/ 22=6 *p0*l1/(D1*pi* 22)156525.1 圆周应力 2=0.83*p0*l1*(1- )/(D*f2lg(Dh/d)22336.93 折算应力 d=sqrt( 12+ 22- 1* 2)146638.2 材料许用应力 b=549172549172 安全系数n= b/ d3.745082 安全否？if n1.25 then tureTure 泵进出口法兰的强度计算 返回目录 m m m m m KPa kN kN kN m m m m N.m/m 156525.1 kPa kPa kPa kPa 第一步初步确定穿杆d和中段密封凸缘宽度h 中段厚度h00.0485 穿杆总长度l1.158 穿杆工作部分长度l11.56 中段组长度l20.756 垫片系数m3 泵介质压力P25105 中段内径D0.438 穿杆数目z10 中段材料膨胀系数1.11E-05 材料的弹性模量E2.06E+08 穿杆的材料许用应力 1= /（1.54）343232 垫片的许用挤压应力 2392266 介质温度t175 环境温度t21 温差 t=t1-t2-1064 系数aa=1-mp/ 2-l*d*p/(l1*4*h0* 1)-l*e*a* t/(l1* 1) 0.368923 系数a=h0*l1* 1/(l*( 2-m*p)*aa0.026103 系数b=0.25*l1* 1*d*h0*p/(l*( 2-mp)* 2)0.000496 中段密封凸缘宽度h=-a/2(1+-sqrt(1+4b/a2)0.012759 穿杆直径d=2*sqrt(dh 2/z 1)0.063282 第二步强度校核 中段密封凸缘宽度h0.02 穿杆直径d0.064 排出盖的内孔直径D00.12 总作用力Pmax=pi*p*(D+h)2-D02)/43852.074 作用域F2=pi*(D+h)h0.028777 分作用力P20max=mpF22167.339 第一段密封凸缘直径D10.438 第一级压力p13991 前盖推开力p1min=p1*pi*(D1+h)2-D02)/4612.3732 穿杆的总断面积F1=Z*pi*d2/40.03217 穿杆的柔度系数 1=4l/EF12.35E-08 中段的断面积F=pi*(D+h0)h00.074127 穿杆的柔度系数 2=l/EF7.58E-07 当量压力pt= * t*l/( 1+ )1052.128 第一级最大压力p1max=Pmax+P20max+pt7071.541 穿杆的基本载荷系数 = 2/（ 1+ 2）0.969893 安全系数k=11.41.4 装配时穿杆与预紧力p0=k*(p20max+pmax(1- )3196.638 扭力系数k=0.40.2 装配时扳手扭力M=kP0*d/z4091.696 综合系数 = 1+ 27.82E-07 多级泵穿杆和中段密封凸缘宽度的强度计算 螺距s0.003 装配时螺母转角 =2pi*p0* /s5.234738 装配时螺杆伸长 01=p0*l1/(E*F1)0.000752 工作时穿杆的拉应力 1=P1max/F1219818.5 工作时穿杆的伸长 = Pmac*l1/(E*F1)0.000879 许用压应力 b=392266877695 安全系数n= b/ 13.992817 安全否if n=1.54 then tureTure 第一级中段接缝的挤压应力 2=(p1max-p1*pi(D1+h)2-D02)/2)/(pi(D+h)h224456 返回目录 单位有些混 m m m m m kpa m 1/0C kPa kPa kPa垫片的许用挤压应力Kpa 0C 碳钢铸铁合金钢 0C 1961332353607845398067392266 0C m m m m m N m2 N m Pa m2 m2 kN N N kN N.m m rag m Pa m kPa kPa 返回目录 被密封介质压力p5394 kPa 垫片系数m3.2 接缝处密封压力p2=mp17260.8 pa 密封面中径d20.6525 m 垫片的有效宽度b20.0114 m 计算密封力P2=p2*d2*pi*b2403.3631 kN 安全系数k=1.01.41.4 基本载荷系数 =0.10.2（金属） =0.30.7（非金属）0.15 密封空腔直径D00.195 m 当量密封压力p=（d22-D02)*pi*p/41642.599 kN 螺栓预紧力P0=k(p(1- )+p2)2519.401 kN 总作用力p1=P0+ p2765.791 kN 螺栓直径d0.06 m 螺栓数量z20 表面状态系数k0.2 螺栓上的力矩M=kp0*d/z1511.641 N.m 螺栓内径