LNG潜液泵设计

1、制冷与低温技术原理课程设计LNG潜液泵设计目录第一章 LNG潜液泵设计概述11.1泵的结构和性能特点11.2 泵的主要零部件11.2.1 叶轮11.2.2 吸水室21.2.3 压出室21.2.4 密封环31.2.5 轴向力平衡机构31.3 泵的水力设计方法31.3.1 模拟设计法31.3.2 变型设计法31.3.3 速度系数设计法41.4关键问题的解决41.4.1气蚀问题的解决41.4.2热应力问题的解决5第二章 LNG潜液泵的设计技术指标5第三章 LNG潜液泵的基本设计与计算53.1泵的基本参数的确定53.1.1泵进出口流道直径的确定63.1.2泵的出口直径的确定63.1.3泵转速的确定63

2、.1.4泵比转速ns的计算83.1.5计算泵的效率683.2叶轮主要参数的选择和计算103.2.1轴径和轮毂直径的计算103.2.2确定叶轮进口速度vo123.2.3确定叶轮进口直径Dj123.2.4确定叶轮出口直径D2133.2.5确定叶轮出口宽度b2143.2.6确定叶片厚度 S143.2.7 确定叶轮出口圆周速度153.2.8 确定叶轮叶片数 z153.2.9 确定叶片的出口安放角2163.2.10 确定叶片包角163.2.11 叶片绘型9163.3 压水室的水力设计193.3.1 压水室概述193.3.2 压水室的设计203.4吸水室的水力设计223.4.1概述223.4.2 吸水室的

3、设计23第四章 泵的轴向力、径向力计算及平衡244.1 轴向力的计算及平衡244.1.1 轴向力的产生244.1.2 轴向力的计算254.1.3轴向力的平衡274.2径向力的计算及平衡284.2.1径向力的计算284.2.2径向力的平衡29第五章 低温潜液泵电机的选择305.1低温潜液泵电机的相关问题解决305.2电机的选择315.3电缆的选择325.4电气连接处的密封32第六章 泵主要零部件的强度计算336.1 叶轮强度计算336.1.1 叶轮盖板336.1.2 叶片厚度336.2 轴承的选择34第七章 泵的各零部件材料的设计357.1奥氏体不锈钢357.2镍基硬质合金357.3等离子堆焊技

4、术367.4深冷处理377.5冲击试验377.6拉伸试验38参考文献3839第一章 LNG潜液泵设计概述1.1泵的结构和性能特点作为整个LNG加气站的动力装置，LNG低温泵其性能要求最主要是耐低温且绝热效果好，以及承受出口高压。其次是气密性和电气方面的安全性能要求比普通泵高很多。低温泵必须有足够的压力和流量范围，以适应不同级别的汽车LNG储存系统; 要尽可能减少运行时产生的热量，以防止引发LNG气化；不可出现两相流，否则会造成泵的损坏。LNG汽车加气站用潜液泵主要由泵、泵夹套和电机组成，其结构如图1所示。采用离心式结构体，转速高、重量轻，这种高速离心式LNG潜液泵采用屏蔽电机一体轴配装泵体、叶

5、轮、导流器、诱导轮等部件，通过变频控制器控制电机的转速。其结构设计为屏蔽电机和泵体全部浸没在低温液体中，达到零泄漏的方式。图1-1 LNG汽车加气站用潜液泵结构图1.2 泵的主要零部件1.2.1 叶轮 叶轮是将来自原动机的能量传递给液体的零件，液体流经叶轮后能量增加。叶轮一般由前盖板、后盖板、叶片和轮毂组成。图12a所示，这种叶轮叫闭式叶轮；如果叶轮没有前盖板，就叫半开式叶轮，如图11b所示。没有前盖板、也没有后盖扳的叶轮叫开式叶轮，开式叶轮在一般情况下很少采用。图1-2 叶轮a)闭式叶轮 b)半开式叶轮1.2.2 吸水室 吸水室的作用是使液体以最小的损失均匀地进入叶轮。吸水室主要有三种结构型

6、式，锥形管吸水室、圆环形吸水室和半螺旋形吸水室。1.2.3 压出室 压水室的作用是以最小的损失，将从叶轮中流出的液体收集起来，均匀地引至泵的吐出口或次级叶轮,在这个过程中， 还将液体的一部分动能转变为压力能。压水室主要有以下几种结构型式：螺旋形涡室、环形压水室、径向导叶、流道式导叶和扭曲叶片式导叶等。 离心泵的叶轮、吸水室、压水室以及泵的吸入口和吐出口称为泵的过流部件。过流部件形状和材质的好坏是影响泵性能、效率和寿命的主要因素之一。1.2.4 密封环 由于叶轮旋转时将能量传递给液体，所以在离心泵中形成了高压区和低压区。为了减少高压区液体向低压区流动，在泵体和叶轮上分别安装了两个密封环。装在泵体

7、上的叫泵体密封环，装在叶轮上的叫叶轮密封环。密封环磨损后应能很容易地更换。1.2.5 轴向力平衡机构 泵在运行中由于作用在转子上的力不对称就产生了轴向力。一般离心式单级泵主要采用平衡孔或平衡管平衡轴向力；多级泵一般用平衡鼓或平衡盘平衡轴向力。本设计中，轴向推力的平衡采用了推力平衡机构(thrust equalizing mechanism，TEM) 来平衡轴向推力，径向力的平衡采用对称扩散器叶片来实现。1.3 泵的水力设计方法在工程上，离心泵的设计基本上应用一元流动模型等设计方法。一下简述离心泵的水力设计几种常用的方法，这些设计方法均基于一元流动的假设。1.3.1 模拟设计法 这是一种根据相似

8、理论而推导出的设计方法。基于欧拉方程，对于两个几何相似的离心泵，其性能完全相似的充分必要条件是两个相似数相等。对于粘性流动来说，还需要雷诺数相等。例如，相似准则为：nsp=nsm=nqvH34 （1-1） =DpDm=qvpqvm=nmnp2HpHm （1-2）式中，D 为特征直径，qv为体积流量，H为扬程，n为转速。下标m为模型泵，p为原型泵。在具有优良的水利模型条件下，这是一种简单可靠的方法。1.3.2 变型设计法 这是一种变型的模拟设计法，是对现有的性能优良的泵，通过局部改变其几何参数，取得所需要泵的性能。典型的几何改变有 ：1）改变入口几何参数，例如进口直径，以改变流量特性； 2）改变

9、叶片出口角及叶片数，以改变扬程； 3）改变叶轮盖板间的出口宽度，以改变流量； 4）改变涡壳式多级泵导叶喉部面积，以改变流量特性； 5）切割叶轮外径，以改变扬程及流量等； 6）修正叶片进口端机出口端等。 1.3.3 速度系数设计法 速度系数设计法其实质也是一种相似设计法。所不同的是相似换算法是以一台模型泵为基础，而速度系数法则以一系列相似泵为基础。以现有性能较好的产品为基础统计出来的各种流速的速度系数图。 设计时按n选取速度系数，作为计算水力尺寸的依据，这种设计方法叫速度系数设计法。Stepanoff早于1948年就提出了利用比转速规律进行水力设计的设计系数法，在统计大量实测资料的基础上提出了著

10、名的Stepanoff速度图，国内于80年代初曾对部分优秀模型进行了统计，90年代初，张俊达和何希杰等对近年来的优秀模型进行了重新统计，提出了一些系数和规律。用速度系数法设计产品时，虽然设计计算比较简便，但是产品只能保持原有的水平。因此，在采用速度系数设计法设计产品时，应结合模型实验，不断创造新的优秀的模型，并将这些模型的速度系数充实到速度系数曲线中去，才能不断提高产品技术水平。1.4关键问题的解决1.4.1气蚀问题的解决气蚀问题的解决为了防止在泵的吸入口产生气蚀，减少流体在吸入口的阻力，在吸入口设置了螺旋状导流器。整个泵安装在一个不锈钢容器内，不锈钢容器具有气、液分离作用，按照压力容器标准制

11、造。泵的吸入口位于较低的位置，保证吸入口处于液体中。螺旋状导流器和不锈钢容器的应用，使得LNG泵能够达到应有的净吸入压头，有利于改善水利特性，降低泵对净吸入压头的要求，防止在泵的吸入口产生气蚀。1.4.2热应力问题的解决LNG潜液泵启动时，热应力的作用可能会导致泵出现裂纹和抱死不能转动等现象而损害泵。为了防止这种现象，结构上可以采用悬壁型，使得在低温环境下整体向顶部收缩，泵体配合部位选用热膨胀系数相近的材料，避免低温环境下收缩程度不同产生抱死裂纹现象；同时通过温度传感器实时监控泵出口温度，根据出口温度温度显示，调整泵前后阀门，控制泵预冷时间，实验表明这种方法解决热应力问题时显得相当有效。第二章

12、 LNG潜液泵的设计技术指标用于LNG汽车加气站的液化天然气泵一种潜液式LNG多级离心泵。该泵将满足流量大，出口压力高的要求，结构和整体性能良好，可广泛应用于各种低温工艺过程中如LNG液化天然气汽车加气站、LNG接收站、管道输送、充装LNG运输槽车和液氮、液氩的输送系统等。液化天然气泵主要设计技术指标如下:类 型: 潜液式低温离心泵设计温度:-196电机参数: 380V/50Hz 三相电机功率:11kW设计流量: 12m3h( 折合液态流量)设计扬程: 220m工作转速:1500r/min6000 r/min级 数:2级NPSHR:14m输送介质: 使用状态为LNG，试验状态为液氮外形尺寸：6

13、15mm×470mm×1294mm（泵夹套长×宽×高）。第三章 LNG潜液泵的基本设计与计算3.1泵的基本参数的确定3.1.1泵进出口流道直径的确定泵的进口直径D1由进口速度vs确定，即D1=4qvvs （3-1）式中：qv泵的设计流量，m3h； vs泵的入口速度，m/s，可取3m/s左右，对于高汽蚀性能要求的泵，进口流速可以取到1.0-2.2m/s，或按下表取值。表3-1 泵进口流速的选择进口直径 40 50 65 80 100 150 200 250 300 400 单级 qv 1.375 1.77 2.1 2.76 3.53 2.83 2.15 2

14、.83 vs 6.25 12.5 25 50 100 180 300 500多级 qv 1.375 1.77 2.1 2.54 3 2.44 2.48 2.54 2.84 3.42 vs 6.52 12.5 25 46 85 155 280 450 720 1500代入数据计算得：D1=49mm取D1=50mm，计算实际进口流速vs=1.7m/s3.1.2泵的出口直径的确定泵的出口直径D2可取与D1相同，或小于D1,即D2=0.71.0D1 （3-2） 式中：D2为泵出口直径，mm。故D2=0.7×50=35mm3.1.3泵转速的确定1确定泵转速 n 应考虑以下因素： 泵的转速高，体

15、积小，质量轻，离心泵应向高转速方向发展； 2转速与比转速ns成正比,为提高效率，应选择合适的比转速ns，从而可以确定合理的转速；3.计算空化比转速 C=5.62nqvNPSHr34 （3-3）式中: NPSHa为泵的必要空化余量。对于一定的 C 值，如提高转速 n，则NPSHr 加大，当NPSHr大于给定的装置空化余量NPSHa时，即NPSHr>NPSHa会发生空化及空蚀。当泵是几何相似和运动相似时，C值等于常数，所以C值可以作为汽蚀相似准数，并标志抗汽蚀性能的好坏，C值越大，泵的抗汽蚀性能越好，对应不同的C值，所以C通常是指最高效率工况下的值。C值的大致范围是：对抗汽蚀性能高的泵C=1

16、0001600，取C=1200。必要空化余量NPSHr可用下式计算：NPSHr=NPSHa1.11.3 3-4或 NPSHr=NPSHa-k式中：k值一般取0.30.5m NPSHa为装置汽蚀余量，是由泵的吸入装置提供的，表示在泵的进口处单位重量液体具有的超过汽化压力水头的富余能量。它主要与装置参数和液体性质有关。NPSHa=pog-hs-hs-pvg （3-5）式中：po吸入液面的气压，pa；hs泵的几何安装高度，也就是几何吸水高度，当液面高度于泵的安装高度时为负值，m；pv气化压力，pa；hs吸入管的水力损失，pa。本设计中，设计参数汽蚀余量为14m，故取NPSHa=4mNPSHr=NPS

17、Ha-k =4-0.3=3.7m根据C值及NPSHr可以计算空化条件所允许的泵的转速：n<NPSHr345.62qv · C （3-6）代入数据计算得：n<9866rpm选择转速为n=6000rpm3.1.4泵比转速ns的计算比转速ns的计算公式为：ns=3.65nqv H34 （3-7）式中：ns比转速； N转速，n=6000rpm； qv进口流量，m3/h； H泵的设计扬程，m。代入数据计算：ns=22在ns=120210，泵的效率高，当ns<60时效率下降。当单吸泵ns过大时，可采用双吸泵方案；当采用单级叶轮ns过小时，可采用多级泵方案， 本设计采用2级泵方案

18、，修正比转数为ns=3.65×6000×123600（2202）34=37.2取整为ns=37。3.1.5计算泵的效率6泵的总效率、水利效率、容积效率和机械效率在泵被制造出来之前，只能参考同类产品的经验公式进行估算。1、水力效率h=1-0.42logDo-0.1722 （3-8）式中：Do=4×103×3Qn （3-9）代入公式得：h=1-0.42logDo-0.1722=0.768故泵的水力效率为0.7682、容积效率可按A.A.洛马金公式计算：1v=1+0.597ns23 （3-10）式中：v为容积效率，%； s为比转速，s=37。代入计算得：v=9

19、4.9%3、机械效率m=1-0.071ns10076 （3-11）式中：m为机械效率，% ns为比转速，ns=37代入计算得：m=77.7%4、总效率=hvm=0.768×0.949×0.777=56.6%估算结果得泵的总效率为56.6%，故所设计的离心泵满足预期的效率要求。3.2叶轮主要参数的选择和计算本设计中离心泵选择级数为二，故有两个叶轮，本节只设计首级叶轮，另一个叶轮基本参数与首级叶轮一样。 叶轮是离心泵最主要的过流部件，其主要作用是把原动机的能量转换成液体能。其分类如下8：（1）按吸入方式分为单吸式叶轮和双吸式叶轮（2）在构造上叶轮又可分为封闭式叶轮、半开式叶轮和

20、开式叶轮。（3）按比转速分为低比转速叶轮、正常比转速叶轮、高比转速叶轮、混流泵叶轮和轴流泵叶轮五类，比转速与叶轮结构形状的关系见图3-1。图3-1 比转速与叶轮结构形状的关系3.2.1轴径和轮毂直径的计算1.根据扭矩计算泵轴直径的公式为：Mh=95501.2Nn （3-12）式中：Mh轴所传递的扭矩,N·m； N泵的轴功率，kW； N泵的转速，rpm；其中： n=6000rpmN=gQH1000 (3-13)式中：LNG的密度，为0.420.46g/cm3； Q设计流量，为12 m3/h； H扬程，为220m； 泵的总效率，为56.6%。代入数据计算得：N= 440×9.8

21、1×12÷3600×2201000×0.566=5.59kW所以泵轴所传递的扭矩为：Mh=9550×1.2×5.596000=10.68N·m泵轴的最小直径按下式计算：d=3Mh0.2 （3-14）式中：d泵轴的最小直径，mm； Mh轴所传递的扭矩，N·m； 材料的许用切应力，N/m2；本设计使用奥氏S30408不锈钢，许用应力为137Mpa，即=137Mpa。则d=310.680.2×105 =81.1mm 故在泵轴上的最小轴径为81.1，整取d=81mm2. 确定叶轮轮毂直径dh根据轴的结构初步确定叶

22、轮处的轴径dB为100，则：轮毂直径dh为dh=1.21.4dB=1.4×100=140mm3.2.2确定叶轮进口速度vo叶轮进口速度vo可按下式计算：vo=Kvo2gH （3-15）式中：vo叶轮进口速度，m/s；Kvo叶轮进口速度系数，由图32查得Kvo=0.06； H泵的扬程，H=220m。图3-2 叶轮的速度系数代入数据得：vo=0.062×9.81×220 = 3.94m/s 3.2.3确定叶轮进口直径Dj叶轮进口有效直径按下式计算：Do=4Qvo （3-16）式中：Do叶轮进口有效直径，m； Q泵的设计流量，m3/s； vo叶轮进口速度，m/s。代入数

23、据得：Do=4×12÷36003.14×3.94 =32.8mm取整为Do=33mm叶轮进口直径Dj=DO2+Dh2 （3-17）式中：Dj叶轮进口直径，mm； DO叶轮进口有效直径，mm； Dh轮毂直径dh，mm。代入数据得：Dj=332+1402=143.8mm取整为Dj=144mm，故叶轮的进口直径为144。3.2.4确定叶轮出口直径D2叶轮出口直径按下式计算：D2=KD22gH/n （3-18）KD2=19.2ns10016 （3-19）式中：D2叶轮出口直径，mm； KD2出口系数； N泵的转速，n=6000rpm； ns泵的比转速，ns=37； H泵的

24、扬程，m，H=220m。代入数据得：KD2=19.2×37÷10016=16.27 D2=16.27×2×9.81×2206000=178.15mm取整为178mm，故叶轮出口直径D2=178mm3.2.5确定叶轮出口宽度b2计算叶轮出口宽度b2按下式计算：b2=Kb22gHn （3-20） Kb2=1.30ns10032 （3-21）式中：b2叶轮出口宽度，mm； N泵的转速，n=6000rpm； Kb2叶轮出口宽度系数； H泵的扬程，m，H=220m； ns泵的比转速，ns=37。代入数据得：Kb2=1.30×37÷10

25、032=0.29b2=0.29×2×9.81×2206000=3.2mm故叶轮出口宽度为3.2mm3.2.6确定叶片厚度 S叶片厚度按最薄的叶片厚度确定，一般钢的最薄厚度为5密码，这里取S=5mm图3-3 叶片厚度的几何关系a）流面上叶片的厚度 b）轴截面上叶片的厚度 c）平面上叶片的厚度3.2.7 确定叶轮出口圆周速度叶轮出口圆周速度按下式确定：u2=Ku22gH （3-22）Ku2查图3-2得Ku2=0.95代入数据得：u2=0.95×2×9.81×220=62.4m/s 3.2.8 确定叶轮叶片数 z表3-2 泵的叶片数ns 3

26、060 6080 180280Z 5片长叶片加5 86 65片短叶片或98由表32，ns=较小时，z=98，取叶轮叶片数z=9，可增大排挤系数，有利于提高泵的抗汽蚀性能。3.2.9 确定叶片的出口安放角2A离心泵叶片出口安放角2A一般小于90°，当2A90°和2A90°并取较大值时，H-qv性能曲线会出现驼峰现象，使离心泵运行不稳定。为了得到较高的效率，所以2A一般取1830°。取泵的叶片安放角2A=25°。3.2.10 确定叶片包角如叶片数z大，应小些，2A也可大些；如叶片数z小，应取大一些，2A也要取小一些。 一般可取85° 11

27、0°， 少数可达150°。 与叶片间距的比值/ to反映了叶栅稠密度，叫做相对稠密度，由表33（如下）决定：to=360°z （3-23） 取叶片包角=90°。表33 离心泵叶轮叶栅相对稠密度 ns 3550 5570 80120 130220 230280 / to 2.12.3 1.92.1 1.71.9 1.51.8 1.41.65 3.2.11 叶片绘型9叶片绘型就是画叶片。为此，应在几个流面上画出叶片（叶片骨线），然后按一定的规律把这些叶片串起来，就是无厚度叶片。叶片绘型有两种方法，即作图法和解析法。作图法主要有两种：保角变换法和扭曲三角形法。

28、解析法也就是逐点积分法。本设计采用作图法。流面是个空间曲面，直接在流面上画流线，不容易表示流线形状和角度的变化规律。因此，要设法把流面展开成平面，在展开的平面上画出流线，而后按预先作好的记号，返回到相应的流面上。通常作图是借助特征线利用插入法进行的。保角变换绘型法和扭曲三角形绘型法都在离心泵的水力设计中广泛应用。扭曲三角形法是一种比较简单的叶片绘型方法，适合于叶轮的扭曲叶片绘型也适合于叶轮的圆柱叶片绘型。它与保角变换法相比较，其优点是绘型所得叶片型线长度与叶轮叶片的真实长度基本相等，叶片型线与叶片真实形状基本一致。逐点积分法由于计算麻烦，往往很少采用。通过比较，本节采用扭曲三角形法进行叶片绘型

29、。低比转速泵的叶轮多设计成圆柱形叶片，中、高比转速泵的叶轮设计成空间扭曲叶片。本设计中的离心泵属于中比转速泵，故选择叶片为空间扭曲型叶片。 绘形原理在图3-4流面上有一条流线，现用两组相互垂直的平面（轴面和垂直轴线的平面）去截这条流线。这两组平面和流面的交线和原来的流线在流面上组成一系列的小直角三角形。因为流面是空间曲面，所以这些小三角形都是扭曲的曲面三角形。空间流线被截成的单元长度L和相应的轴面流线长度s，圆周弧长u构成的小三角形足够多时，则可近似地看作是平面三角形。既然是平面小三角形，就可以在平面上画出。我们把这些小三角形首尾相接地画在平面上，并保持直角边相平行。这样，把空间流面上的的流线

30、，用局部全等的办法，表示在平面上，实质是把空间流面展开成了平面。其原理大致如此。图3-4 扭曲三角形法绘型原理a）流面图 b）轴面图 c）平面图 d）展开图 绘形步骤（如图-3-5）A 作轴面投影图，分线图，初定叶片进口边。 B 在轴面投影图上从各流线出口开始分点，得0，1，2，为了作图方便，所分线段展开长度可取为相等。 C 做平面展开图，相应流线分点，画间距等于轴面流线分点间曲线展开长度的平行线，并编号0，1，2。 D 在展开图上绘流线。所画流线进出口点应和轴面位置相对应，进出口角度和预先角度的值相对应。E 根据展开图各小三角形水平长度u 和平面图对应的u 相等和轴面流线分点半径和平面图半径

31、相等，作出各流线的平面投影。 F 作轴面截线。在平面上作一定夹角的射线，并编号O，I，II，。把各射线和流线的交点，按相同的半径移到相应的轴面流线上，光滑连接所得到的曲线，就是轴面截线。图3-5 扭曲三角形法叶片绘型图例a）分中间线 b）轴面流线分点 c）在展开图上绘流线d）做流线平面投影 e）作轴缅截线 f）作木模截线G 叶片加厚。有了轴面截线，可按方格网保角变换绘型方法加厚。但是扭曲三角形法作图是在建立在局部全等的基础上，展开的流线不但和空间的流线相似，而且近似相等。垂直流线方向的厚度为流线厚度s，水平方向长度为圆周方向加厚度su，竖直方向长度为轴面厚度sm。H 作叶片剪裁图和绘型质量检查

32、与方格网保角变换方法相同。 用扭曲三角形法展开流线进行叶片加厚在流面展开图上加厚可以直观反映厚度对流动的影响。方格网保角变换法的展开流面不是真实的。 为此， 用方格网法得到轴面截线和流线的平面投影， 可用扭曲三角形 （或锥面展开法），画出流线的展开图，为作图方便，展开流线的分点应为轴面截线和轴面流线的交点。作出展开图之后，在其上加厚，并返回到平面图和轴面图上，与前述步骤G 相同。3.3 压水室的水力设计3.3.1 压水室概述压水室是指叶轮出口至泵出口法兰 （对多级泵是到下一级叶轮进口） 的过流部件，其作用为10：1) 将叶轮流出的液体收集在一起， 形成轴对称的流动， 并送至下一级叶轮或泵的出口

33、； 2) 降低流速，把动能转换成压能，以减少下一级叶轮或压水管路中的损失； 3) 消除流动的环量，以减少水力损失。为了达到上述要求，压水室在设计中要做到： 1) 压水室的水力损失占整个泵中的损失的很大部分。 为此压水室中的水力损失应尽量小； 2) 尽可能使水流量轴对称，提高泵运行的稳定性； 3) 具有足够的强度，较好的经济性及公益性，并考虑到泵布置的要求。离心泵的压水室按其结构可分为： (1) 螺旋形压水室，由螺旋线部件及扩散管两部分组成，水力性能好，用途广。 (2) 环形压水室，其特点是压水室各过流截面的面积相等。过流截面通常为半圆形或矩形，效率较低。 (3) 叶片式压水室 也称导叶压水室，

34、 又分径向式导叶和流道式导叶。 其特点是在叶轮出口后面的流道中布置若干个导叶，将流体引至出流口。导叶间流道的过流面积沿流动逐渐变大及流动方向的改变，使流体的动能转换成压能并消除了环量，起压水室的作用。3.3.2 压水室的设计根据所要设计的泵的各项参数，压水室选择导叶式的，导叶式的压水室又称为导叶，用于节段式多级泵中的两级叶轮之间，分为径向式和流道式两种。由于流道式导叶结构复杂，加工困难，所以选择径向式导叶的设计方法。径向式导叶由正导叶、弯道和反导叶三部分组成。正导叶是由螺旋线部分和扩散管组成，螺旋线部分的作用是收集叶轮流出的液体，并由扩散管降低流速，使动能转化成压能。正导叶可以看成由zd个(正

35、导叶数)小的螺旋形压水室排列叶轮周围。弯道也称环形空间，主要作用是使液流转向。从正导叶流出，引至反导叶。反导叶的作用是把液体引至下一级叶轮进口。为了满足叶轮进口的流动条件，还起到消除液流速度环量的作用，同时也减低了流速。它兼有压水室及吸水室的双重作用11。(1) 正导叶设计计算1、正导叶的进口直径D3导叶进口直径是正导叶螺旋线起始点的基圆直径D3D3=1.031.05D2 （3-24）式中：D2是叶轮外径，比转数较高或尺寸较小时取大值，反之取小值。 D2=178mm，则：D3=1.03×178=183.34mm取整为D3=184mm2、进口宽度b3计算b3=1.151.25b2 （3

36、-25）式中：b2叶轮出口宽度，mm，b2=3.2mm。故： b3=1.151.25×3.2=4mm3.导叶的进口角3导叶的进口角3按下式确定：tan3=1.11.3tan2 （3-26）tan2=vm2vu2 （3-27）vm2=Kvm22gH （3-28）Ht=H （3-29）式中：vm2=Kvm22gH=0.087×2×9.81×220= 5.72m/s u2=Ku22gH=0.95×2×9.81×220=62.4m/s Ht=H =2200.566=388.7m vu2=gHtu2=9.81×220

37、7;0.56662.4=61.1m/s tan2=vm2vu2=5.7261.1=0.0936 2= 5.35° tan3=1.11.3tan2=1.3×0.0936=0.122算得 3=6.9°4.导叶的叶片数z d及喉部高度a 3 求出导叶喉部的液体平均速度：v3=K32gH （3-30）式中：K3=0.52故： v3=K32gH=0.52×2×9.81×220=34.2m/s 导叶叶片数Zd=Qb32v3 （3-31）式中：Q泵的设计流量，Q=12m3/h； b3进口宽度，b3=4mm； v3导叶喉部的液体平均速度，m/s；代入

38、数据计算得：Zd=Qb32v3=12÷3600410002×34.2=6.09 因此，取导叶的叶片数为Zd =6喉部的高度a3b3=4mm3.4吸水室的水力设计3.4.1概述离心泵的吸水室是指泵进口法兰至叶轮进口前泵体的过流部分。吸水室中的水力损失要比压水室中的水力损失小得多。水泵吸水室仍是水泵中不可缺少的部件。吸水室设计的好坏影响到水泵的抗空化性能。因此在设计水泵吸水室时，要在水力损失最小的条件下保证：1) 为了形成在设计工况下叶轮中稳定的相对流动，沿吸水室所有截面流速必须均匀分布； (2) 将吸入管路内的速度变为叶轮入口所需的速度。吸水室按结构上分成4 类121) 直锥

39、形吸水室 直锥形吸水室水力性能好，结构简单，广泛应用于单极悬臂式离心泵上。由于从进口到出口锥形吸入室的过流断面逐渐收缩，有利于使液流均匀地进入叶轮。 2) 弯形吸水室； 广泛应用于大型离心泵中，这种吸水室在叶轮前部有一段直锥式收缩管，故也按直锥形吸水室计算； 3) 环形吸水室 主要应用于节段式多级泵中。吸水室各轴面内的截面尺寸和形状均相同，结构简单。但流速分布不均匀，存在冲击流动和涡漩；4) 半螺旋形吸水室 主要应用于单级双吸收离心泵和水平中开式多级离心泵中，一般选用于单侧流量不超过500m3/ h 的中低比转速水泵中。其特点是吸水室截面随流动的变化而改变，成螺旋状，使叶轮进口的流速均匀。3.

40、4.2 吸水室的设计根据所要设计泵的各项参数，以及泵的性能，本设计选择直锥型吸水室。 吸水室进口直径按下式计算：D=1.11.15Dj （3-32）式中：Dj叶轮的进口直径，Dj =144mm； D吸水室的进口直径，mm。代入数据计算得：D=1.11.15Dj=1.13×144=162.7mm取整为D=163mm。第四章 泵的轴向力、径向力计算及平衡4.1 轴向力的计算及平衡4.1.1 轴向力的产生图4-1 轴向力的产生原因图4-2 径向流对轴向力的影响叶轮上产生轴向力的原因主要有以下几点：1、叶轮前后盖板不对称压力产生的轴向力，这是所有轴向力中最重要的一个因素。由于叶轮盖板的形状是

41、不规则的，所以其轴向力大小比较复杂，此力指向压力小的盖板方向，用A1表示； 2、液体流过叶轮由于方向改变产生的冲力（动反力），此力指向叶轮后面，用A2表示；3、泵轴两端压力不同时产生的轴向力，其方向视具体情况而定，用A3表示；4转子重量产生的轴向力，其方向与转子的布置方式有关，用A4表示；5、其他能够影响轴向力的因素：当有径向流时会改变压力分布，因而影响轴向力的数值。图中实线表示无径向流时的压力分布，虚线表示有径向流时的压力分布。在前盖板泵腔，存在着内向径向流动，压力分布如左侧的虚线所示。叶轮与泵轴的固定与否，叶轮进口密封状况如何以及泵轴间隙状况等，都对轴向力有影响。 虽然有以上几种产生轴向力

42、的原因，但一般计算时需考虑具体情况，做适当的取舍计算。当然还有其他很多因素对叶轮轴向力的形成也有影响，有些属于加工制造装配等因素，有些属于使用后密封环磨损，间隙增大引起的。 实际上，叶轮因铸造关系，每级叶轮产生的扬程都不尽相同，叶轮前盖板外腔内液体将向内流经密封环，回到叶轮进口；叶轮后盖板外腔液体有向外流动，也有向内流动，也就是末级叶轮向内流动，其余叶轮有向外流动的趋势。4.1.2 轴向力的计算（1） 叶轮前后盖板压力分布不对称产生的轴向力F1图4-3所示为叶轮前后盖板上的压力分布。由于液体在泵腔内旋转，前后盖板上的压力可近似地认为按抛物线规律分布。加入不考虑密封环处泄漏的影响，则在前后泵腔内

43、液体的运动情况近似相等。所以，自叶轮出口半径R2到密封环半径Rmi的范围内,可认为叶轮两侧压力相等,互相平衡。从密封环半径Rmi到轮毂半径rh的范围内，右面的压力大于左面的压力，所以产生了轴向力F1。F1=Rmi2-rh2Hp-R22-Rmi2+rh2228g （4-1）式中：F1轴向力（kg）；Hp单级叶轮的势扬程(m)； R2叶轮出口半径(m)； Rmi叶轮密封环半径(m)； rh轮毂半径(m)； 叶轮旋转角速度(rad/s)； 液体重度(kg/m3 )； g重力加速度(m/ s )； u2叶轮出口直径圆周速度(m/s)；图4-3 叶轮前后盖板上的压力分布Hp=Ht1-Htg2u22 （4

44、-2）式中：Ht单级叶轮的理论扬程(Ht=H/h，h-水力效率)； u2叶轮出口直径圆周速度(m/s)。 Ht=H/h=110/0.768=143.2mHp=Ht1-Htg2u22=143.21-143.2×9.812×62.42=117.4m （4-3）=2n60=2×6000×3.1460=628rad/s （4-4） F1=Rmi2-rh2Hp-R22-Rmi2+rh2228g=440×9.810.082-0.072117.4-0.0892-0.082+0.072262828×9.81=686.2N（2）动反力F2 在离心泵中，

45、液体通常是轴向进入叶轮，径向流出，液体的方向之所以变化，是因为液体受到叶轮作用力的结果，同时，液体给叶轮一个大小相等方向相反的冲力，即F2。F2=Qtgvmo-vm2cos2 （4-5）式中：F2动反力（kg）； Qt流经叶轮的流量(m /s)； 液体重度，kg/（m2s2)； vmo液体进入叶轮叶片前的轴面速度(m/s)； vm2液体流出叶轮后的轴面速度(m/s)； 2轴面速度vm2与叶轮轴线间的夹角，这里290°；F2=Qtgvmo-vm2cos2=123600×9.81440×9.81×5.72=8.4N（3）总轴向力F动反力F2的方向与轴向力F1

46、的方向相反，总的轴向力为：F=F1-F2=686.2-8.4=677.8N4.1.3轴向力的平衡在设计LNG潜液泵时须考虑到流体和机械方面由于力不平衡所产生的负面影响，在设计和制造时，就应尽可能的消除非平衡力。由于LNG潜液泵的结构是电机与叶轮同轴，因此在电机高速运转过程中产生的轴向推力和径向力受力不平衡会直接影响泵和电机的使用寿命，而且在-196的深冷环境下，轴承不能采用润滑油润滑，而是引入少量的LNG冲洗以避免轴承发热和润滑的作用，轴向推力和径向力影响液膜的状态，极易造成严重的磨损。对于轴向推力的平衡采用了推力平衡机构(thrust equalizing mechanism，TEM) 来平

47、衡轴向推力，如图4-4所示。TEM的上磨损环直径大于下磨损环，致使高速转动过程中合力向上，因此泵轴上的所有转动部件向上移动，此时叶轮的节流环调节缩小它与固定板的间距，限制通过磨损环的流动，并引起上闸室压力增加。由于上闸室压力的增加，此时推力向下，旋转部件又向下移动，因此固定板与叶轮节流环间的距离变大，上闸室压力减小。经过TEM反复连续的自调节，可以使利用LNG润滑的球形推力轴承在零轴向推力状态下运转，大大地提高了轴承的可靠性，并延长了LNG潜液泵的使用寿命。图4-4 轴向推力平衡机构4.2径向力的计算及平衡4.2.1径向力的计算当泵工况偏离设计点时，在整个叶轮外缘上的压力分布呈不对称状态，使叶

48、轮受到径向力的作用。流量偏离设计点越远，径向力越大。径向力可按下式计算：F=KRgHD2B2 （4-6）式中：F径向力，N。 KR径向力系数，按图4-5选取； H相应流量下的扬程（m）； D2叶轮外径（m）； B2包括叶轮盖板在内的叶轮出口宽度（m）； 液体密度（kg/m3）。图4-5 径向力系数当Q=0时，H1.3H =1.3×220= 286m，径向力最大；当Qt= Q时，H =220m,径向力最小。分别代入F计算式中，可得径向力的最大值和最小值分别为：Fmax=0.1×9.81×440×220×0.178×0.0132=223.

49、2NFmin=0.02×9.81×440×220×0.178×0.0132=44.6N4.2.2径向力的平衡径向力的平衡采用对称扩散器叶片来实现，如图4-6所示。低温的LNG从叶轮中流出后进入轴向的扩散器，轴向扩散器具有良好的水力对称性。由于扩散器与流体是对称的，在其流量范围下具有完美的液压对称性。当泵达到设计流量时，潜液式LNG泵作用在叶轮上的径向力理论上为零。图4-6 用于径向力的平衡扩散器第五章 低温潜液泵电机的选择5.1低温潜液泵电机的相关问题解决由于电机浸入低温液体中，就需要保证电机在低温液体中不能被击穿，首先是定子和转子之间不能被击

50、穿，然后就是匝间线之间不能被击穿。通过对电机的矽钢片间隙做绝缘处理，电缆线圈采用树脂绝缘漆的漆包线，并通过液氮对树脂绝缘漆的漆包线进行低温处理，确保电机绝缘性能，电机定子空间作低温胶发泡处理，防止发生局部放电和电晕对绕组造成破坏。由于电机的动力电缆需要外接，动力电缆的对外封装需要绝对的密封。为了适应低温环境，电缆采用聚酯带与聚乙烯复合纸作为绝缘层，可使其耐低温，不易老化变形。由壳体外接的动力电缆部分的密封采用双O 型圈密封、压紧密封和自紧密封相结合的特殊密封，确保密封可靠。为减少接线环节，定子与壳体之间的连接采取漆包线直接做绝缘处理后卡接在铜接线柱上。有防爆接线盒接在密封装置后，以防止LNG沿着电缆从连接处泄漏到接线盒遇到火花发生爆炸。为达到密封防爆作用，设计时在外接电缆与接线盒处设置二道氮气密封保护系统，阻断LNG可能的泄漏通道。如果第一道N2保护失效，第二道N2密封系统仍可正常工作，而第一道N2保护失效时其压力有显著变化，由此向安全监测装置报警。5.2电机的选择根据泵输送液体的性质、泵所需功率、泵的转速及所处的环境等因素选用电机类型，石化工艺装置泵用电机一般选用三相交流异步电机。电机需要功率、泵的轴功率乘以安全系数之值即为计算需要电机功