轴流泵设计说明书

1、 JIANGSU UNIVERSITY本 科 课 程 设 计设计说明书题目： 立式轴流泵学院名称： 能源与动力工程学院专业班级： 流体机械及其自动控制卓越学生姓名： 范屿岑学 号： 3100201065设计导师： 高波2013 年11月目 录第一部分 内容摘要3第二部分 概 述4第三部分 设计方案及原理说明7第四部分 水力设计8第五部分 结构设计15第六部分 重要部件的校核20第七部分 参考文献25第八部分 课程设计小结26第一部分 内容摘要 轴流泵流量大，扬程低，比转速高，轴流泵的液流沿轴方向流动，其设计的基本原理与离心泵基本相同。轴流泵大多是单级立式的，可以分为固定叶片式和可调叶片式两种。

2、本设计的题目是可调叶片式轴流泵即叶片可调节倾斜角度。其内容只有大致工况设定，没有具体工作环境说明的要求，大致要求材料要有一定的耐腐蚀性能。此外，轴流泵广泛应用于多种场合。泵既有离心式的，也有轴流式的，既有立式的，也有卧式的，既有单级的，也有多级的，应不同场合而定。本毕业设计要求为设计立式轴流泵，这就决定了设计方向为：立式、单级、轴流。 泵主要由泵体、传动轴和传动装置等组成。其传动装置是将原动机的动力传递给泵轴的中间装置。泵设计最主要的是水力设计叶片及导叶的水力设计。叶片的水力设计采用两种方法：圆弧法和升力法。经分析比较：采用圆弧法设计的轴面投影图叶片更为光滑，难度相对更高；采用升力法设计的轴面

3、投影图，虽然比圆弧法设计的稍微差点，但是，由于当今国内的制造水平对于三维曲面的加工还相对落后，即使是好的设计也是难以加工出来的，对于空间曲面加工效果好的机床是五轴联动机床，国内包括在国内的外企，拥有五轴联动机床的公司屈指可数。回头来看升力设计法，这种水力设计法虽然可能相对简陋，但是它简单实用，可操作性强，更加适合初级设计人员，对于本科毕业生来说是更好的操练工具。导叶则采用的是流线设计法。由于导叶是按锥面分流线，所以设计为空间导叶。水力设计之后是结构设计，它决定着泵的受力情况，影响到泵的许多零件的强度问题，所以也是相当重要的。此次设计主要依据关醒凡教授的现代泵设计手册进行水力设计，所有图纸均采用

4、AutoCAD软件绘制。第二部分 概述一、设计依据1.设计参数： 扬程 H 4 (m) 转速 n 1470 ( r/min ) 比转速 ns1600算得 Q0.7114m3/s二、设计内容1、文献检索、市场调研通过对国内外相关文献的检索和国内市场调研，了解目前所设计类型泵的特点和研究情况，熟悉其水力设计方法，对比分析几种主要结构形式的优缺点，确定设计方案。综合文献检索和市场调研的结果，写出调研报告。2、外文资料翻译外文资料翻译应通顺、正确。3、水力设计掌握所设计类型泵的水力设计方法，按照给定设计参数进行水力设计，绘制木模图。4、装配图和零件图的绘制整体结构和零件设计必须合理、可靠，能满足实际要

5、求，装配图和所有零件图均可采用手工或CAD绘制，尺寸、公差等标注正确，图纸符合国家制图标准。5、设计计算说明书应综合概括其设计计算过程和内容；结构形式的确定、水力设计、主要零件（轴、键）的强度校核、轴承使用寿命校核等，论证严谨，计算正确。三、设计思路1.文献检索：通过对有关轴流式料浆泵方面资料的检索、学习，掌握其叶轮和导叶的水力设计方法，比较和掌握轴流式料浆泵的结构型式及特点。2调研工作：了解所输送介质的物理、化学性质，以确定所用关键过流部件的材料。通过对有关轴流泵，以及料浆泵方面论文资料的检索和学习，进一步掌握其相关的水力设计，尤其是决定所设计的泵的重要性能相关的关键步骤。并且在导师的带领下

6、对靖江市金麟泵的实地参观和学习，对所设计的轴流料浆泵及其它的离心液下化工泵的结构有了深刻的了解，并将其吸收到设计中去。3水力设计：依据关醒凡教授现代泵设计手册里面所介绍的轴流泵叶片、导叶的设计方法，结合以往的设计资料及调研学习的结果，进行叶片、导叶的水力设计，绘制木模图。 4. 画总装图：参考以往轴流泵结构，画总装图。选择键、轴承等型号并对轴、键进行强度校核。5画零件图：参考已有的资料简图，根据水力设计结果，画叶轮座、导叶体等过流和结构部件的零件图，并在零件设计时考虑材料的工艺性及强度要求。 6画其他零件：画其他非标准零件的图纸，形成整套图纸。7. 整理设计说明书。四、设计意义 1熟悉轴流泵设

7、计流程，明白一些参数值意义，如何选取其值大小，以及其对叶轮外形、效率的影响。2锻炼查阅资料、搜索所需资料的能力；熟悉材料标准，尤其是不锈钢的选用，熟练掌握轴承、键标准及类型选用。熟练掌握绘图软件（AUTOCAD等），提高绘图速度，掌握绘图技巧。第三部分 设计方案及原理说明1 设计原理根据关醒凡教授现代泵设计手册（北京：宇航出版社 1995）2 叶片、叶轮座等重要过流部件采用耐腐蚀不锈钢材料。考虑制造工艺，导叶体、直管等零件过渡部位均采用圆角过渡。本设计中，叶轮、导叶体均采用砂型铸造。（弯管与出口法兰铸造成一体）3 采用升力法进行叶片的水力设计；采用流线法进行导叶的水力设计4 其他零件参考以往和

8、实际产品的泵结构。5 对键、轴等进行强度校核时，力求精确，采用合理的安全系数以保证不盲目浪费材料。第四部分 水力设计一、叶轮的水力设计（一）结构参数的选择1叶轮直径D D10.5（0.7114/K） K一般取350415，取K350. 则D10.5（0.7114/350）0.473m 取D0.45m450mm2确定轮毂比 由比转速与轮毂比的关系图 大致取dhD0.30.35 dn1503确定叶片数Z 叶片数通常按选取50070010001400Z5645343为了更易于调节动平衡，取Z=34确定叶栅稠密度Z=3,叶轮外缘的叶栅稠密度推荐为，0.650.75，同时，适当减小外缘的，增加轮毂侧的，

9、以减小内外侧翼型的长度差，均衡叶片出口的扬程。所以，轮毂和轮缘之间各截面的按直线规律变化，其值为取，则 0.885确定叶片翼型的厚度： 通常轮毂截面的相对厚度为 （1015）%轮缘截面的厚度按工艺条件确定，通常轮缘截面的相对厚度 （25）%从轮毂到轮缘其厚度按直线规律变化。（二） 选定截面及计算1确定计算截面通常选取五个彼此等距离的计算流面。 各计算流面的半径可按下式确定： 取r175mm 取r5=225mm r3=（r1+r5)/2=150mm r4=(r5+r3)/2=187.5mm r2=(r1+r3)/2=112.5mm2确定轴面速度和速度环量（1）确定轴面速度 初算时忽略容积损失，之

10、后再修正，则取，即 =4*0.7114/(0.45*0.45-0.15*0.15)=5.032m/s（2）确定速度环量=60*9.8*4/1470=1.63升力法设计计算选定截面计算表格设计公式截面截面截面截面截面u-Vu2/29.658516.046522.126528.082533.9781D1502253003754502u=Dn/6011.54517.31823.09128.86334.63635.0325.0325.0325.0325.03243.7732.5431.9291.5611.316Vm15.625.565.535.55.47h0.900.890.880.870.8650.

11、5210.3140.2270.1790.148627.41417.42212.78710.1488.41871111180.99980.99980.99980.99980.999890.4760.3160.2380.1930.16410157.08235.619314.159392.699471.239110.880.820.760.700.6412138.23193.208238.761274.889301.5931313819323927530214118.608282.811514.903813.9481179.826150.6050.2550.1390.0870.059160.6880

12、.3110.1830.1240.09217L1.281.721.922.102.20180.5380.1810.0950.0590.042190.070.040.030.020.012010.088.547.25.423.8421 选择翼型RAF-6RAF-6RAF-6RAF-6RAF-6221.80.30.20.512329.21417.72212.98710.6489.418240.5650.190.10.0620.0444计算泵的汽蚀比转速C 知道设计流量Q和轴流泵的转速n，根据GB/T 13006-91,查取临界汽蚀余量,计算泵的汽蚀比转速C：计算各截面翼型厚度坐标（1）截面：l=13

13、8mm ymax=10.08x/l00.0250.050.100.200.300.400.500.600.700.800.901.00x03713.8027.6041.4055.2069.0082.8096.60110.40124.20138.00y/ymax0.10.410.590.730.950.9980.990.950.870.740.560.350.08y14671010101097641R=1.01mm 断面面积F1029.37 惯性矩J0=6671.18重心位置yc4.13mm r0.81mm（2）截面：l=193mm ymax=8.54mmx/l00.0250.050.100.2

14、00.300.400.500.600.700.800.901.00x04.8259.6519.3038.6057.9077.2096.50115.80135.10154.40173.70193.00y/ymax0.10.410.590.730.950.9980.990.950.870.740.560.350.08y0.8543.50145.03866.23428.1138.522928.45468.1137.42986.31964.78242.9890.6832R=0.854mm 断面面积F1219.68 惯性矩J0=5673.79重心位置yc3.5mm r0.68mm（3）截面：l=239m

15、m ymax=6.96mmx/l00.0250.050.100.200.300.400.500.600.700.800.901.00x061223.9047.8071.7095.60119.50143.40167.30191.20215.10239.00y/ymax0.10.410.590.730.950.9980.990.950.870.740.560.350.08y134577776542104917.7735.5353.3071.0788.84106.60124.37142.14159.90177.67R=0.696mm 断面面积F1230.95 惯性矩J0=3803.38重心位置yc2

16、.85mm r0.56mm（4）截面：l=275mm ymax=5.42mmx/l00.0250.050.100.200.300.400.500.600.700.800.901.00x071427.5055.0082.50110.00137.50165.00192.50220.00247.50275.00y/ymax0.10.410.590.730.950.9980.990.950.870.740.560.350.08y1234555554320R=0.542mm 断面面积F1102.97 惯性矩J0=2066.68重心位置yc2.22mm r0.43mmx/l00.0250.050.100.

17、200.300.400.500.600.700.800.901.00x081530.2060.4090.60120.80151.00181.20211.40241.60271.80302.00y/ymax0.10.410.590.730.950.9980.990.950.870.740.560.350.08y0223444433210（5）截面：l=302mm ymax=3.84mmR=0.384mm 断面面积F858.16 惯性矩J0=807.13重心位置yc1.57mm r0.31mm5叶轮绘型（1）画翼型展开图（2）确定叶片旋转轴线位置： 旋转轴线通常取离翼弦进口为（0.30.4）l处，

18、而且一般和翼型最大厚度位置一致。另外，旋转中心一般通过翼型的骨线，也可以偏离骨线，但是，其纵向位置应当有规律变化，以保证叶片表面的光滑。（3）作叶片轴面投影图，（4）坐平面投影图和木模截线图二、导叶的水力设计（一） 导叶结构参数的选择 1 确定导叶体的扩散角 一般导叶体的扩散角为，取。2 导叶进口边一般和叶轮出口平行，其间距为e=（0.050.1）D,即 e=22.545mm, 取 e45mm3 叶片数一般取Z=510片，高比转速取小值，取Z5.4 弯管（管径为）通常是等截面的，因此，与之相联的扩散管出口直径（）也应该与弯管相同，为标准直径。 故450mm5 扩散管长度l=(1.52.7) ,

19、为扩散管进口直径。建议l=(1.41.4) ,综合以上，取l=700mm。6 导叶的设计与计算(见下表):序号计算公式单位123451rm75112.5150187.52252m/s3.7732.5431.9291.5611.3163m/s5.0325.0325.0325.0325.03240.8950.9050.9100.9150.9251.492.1862.8673.5234.156弧度0.981.141.241.291.33角度56.1565.3271.0573.9176.26mm666667mm7.226.66.346.246.188777779mm67.3101134.6168.32

20、02100.890.930.950.960.9711emm166.5172.09177.67183.25188.8312角度909090909013174176180185190140.030.030.020.020.02rad0.060.060.040.040.0415298.845411.722546.63661.01790.958（二） 导叶绘型 按锥面分流面，其作图方法和叶轮叶片绘型完全相同，即采用扭曲三角形法绘型。1根据计算绘制轴面投影图，在轴面投影图上作等距木模截线。2.作流线展开图3.在展开图上作流线4.做平面投影图第五部分 结构设计（一）吸入室的设计叶轮直径选用喇叭口形吸入口。

21、轴流泵吸入室的作用和要求与离心泵的吸入室一样： 1.将水吸入叶轮如口； 2.吸入室中水力损失要小； 3.液流自吸入室流入叶轮吸入口时，速度分布要均匀。喇叭形吸入管的设计：喇叭形吸入管，它的上端与叶轮室相连，这是一种最简单的，水力性能最好的吸入室，液体经过喇叭管后速度封闭均匀。设计时，根据设计为半调节的要求，和叶轮螺母的实际尺寸，本着经济实用的原则。取内管壁圆弧半径 R=160mm,喇叭管高H=160mm。其最终图如下：（二）弯管的设计 根据设计要求，弯管转角为60，内曲率半径为=（0.51）,为弯管进口直径。所以，=（0.51）*500=250500mm, 取=500mm。（三）泵轴的设计1.

22、估算泵的效率（1）估算水力效率水力效率可由经验公式算得，即 ， 取（2）估算泵的总效率 轴流泵的容积效率较高，一般取0.960.99,取0.96； 机械效率视具体结构型式而定，一般取0.950.97,取0.95所以，总效率为 =0.910.960.95=0.829取 =0.822.轴功率P的确定 P= （根据设计要求，取=1000）=1000*9.8*0.7114*4/1000/0.82=34.02KW3. 计算配套功率P P=P其中, 由电动机带动（原动机） K=1.2,=1 P=P=34.02=40.824(KW)使用电动机为：Y系列三相异步电动机225M4p， P45kw4.计算扭矩M

23、M=9550 =292.35(Nm)5.计算轴径d d=28.99mm d取40mm (材料选用3Cr13 其中=600*10P)(四) 轴承的选用轴向力AkpgH(Rm-Rh)=1*1000*9.8*4*(0.225 0.025）6157.52N 1 下轴承的选用：双列角接触球轴承 滚动轴承根据国标GB/T 296-1994 轴承代号: 3314 基本尺寸/mm d: 70 、基本尺寸/mm D:125、基本尺寸/mm B:39.7 基本额定载荷/kN|Cr: 132kN 基本额定载荷/kN|C0r: 172kN极限转速/(r/min)|脂: 2800极限转速/(r/min)|油: 3800

24、重量/kg| W: 1.9kg2.上轴承的选用： （五） 出口法兰的确定 由GB2555-81 并查现代泵技术手册JB7859标准平面对焊钢制管法兰(PN0.6MPa)公称通径DN: 500mm法兰焊端外径(管子外径)|A: 508mm法兰外径D: 645mm，螺栓孔中心圆直径K: 600mm螺栓孔径L:22 ， 螺栓数量 n: 20 ， 法兰厚度C:26 .（六）垫圈，螺栓，垫片的选用弹簧垫圈： 按GB93-87选取 螺栓：六角头型按GB5782-86选取 垫圈：按GB/T95-2002选取 各具体尺寸按照总装图中的要求。（七）电机的选取选取电机型号Y系列三相异步电动机225M4p， P45

25、kw立式安装、机座不带底脚、端盖上有凸缘、轴伸向下的电动机机座号: 225M-4, 凸缘号: FF400外形尺寸AC: 475 , 外形尺寸AD: 345外形尺寸HF: 610 , 外形尺寸L: 935 水泵的整体结构见装配图第六部分 重要部件的校核一、键的确定及校核 在本次的设计中，在叶轮叶片与叶轮座部分，主轴与联轴器都需使用键。 查机械设计手册GB/T 109619901. 叶轮与轴处使用的键 传递的转矩 T = 292.35Nmm轴的直径 d =35 mm键的类型A型键的截面尺寸bh =10x8 mm键的长度L =60mm键的有效长度L0 =50.000 mm轴槽深t ：5.0mm 毂槽

26、深t1: 3.3mm最弱的材料钢载荷类型静载荷许用应力p =135 MPa 计算应力p =69.607 MPa 所以，校核计算结果： 满足强度要求2. 轴与联轴器处使用的键 传递的转矩 T = 292.35Nmm轴的直径 d =40 mm键的类型A型键的截面尺寸bh =12x8 mm键的长度L =80 mm键的有效长度L0 =66.000 mm接触高度k =3.600 mm最弱的材料钢载荷类型静载荷允许用应力p =135 MPa计算应力p =18.046 MPa所以，校核计算结果： 满足强度要求二、 轴向力和径向力的计算 1. 轴向力的计算轴流料浆泵的轴向力通过成对反装角接触球轴承平衡。轴向力

27、主要组成：A. 作用在叶片上的轴向力；B.轮毂上液体作用的轴向力；C.转子重量G。(1) 作用在叶片上的轴向力 式中：叶轮半径（m） 叶轮轮毂半径(m)引入轮毂比1/3，得到5272.47N(2) 轮毂上_液体作用的轴向力 798.79N(3) 转子重量a. 泵轴重量 =250Nb. 叶轮及轮毂重量G350Nc. 联轴器重量 G113Nd. 角接触球轴承重量 G=19N所以，转子总重量为 732N则，总轴向力为 =5272.47+798.79+732 =6803.26(N)2.径向力计算由叶轮、联轴器等转动部件残余平衡质量引起的离心力。 最大半径处的残余不平衡质量(g)叶轮、联轴器等的最大半径

28、（mm）允许不平衡量的计算公式：mM*G*60/(2rn)*10(g)本设计采用轮毂处的滑动轴承平衡径向力。（1）叶轮处：最大半径处的残余不平衡质量(g)=7.26g叶轮、联轴器等的最大半径（mm）=225mm =37.73(N) （2）联轴器处： =10.82(N) 所以，总的径向力为： =37.73+10.82 =48.55(N) 因此，径向力非常小，可以忽略。三、轴承寿命较核 由轴承负荷计算公式 式中： ：作用于轴承的负荷（N） ：理论上的计算负荷（N） ：负荷系数 由以上计算，有Fr=48.55(N)Fa=6803.26(N) 当量动负荷 查表得 则=0.6348.55+1.24*68

29、03.268466.63 轴承寿命（单位h）： 球轴承，由转速，1450基本额定载荷/kN Cr: 132kN，温度系数=1.00 则，计算得 Lh43558.29h 40000h约为1815天，4.97年以上四、 轴的强度校核根据前面用扭矩计算得最小轴径，对其进行校核如下： 轴的材料为3Cr13，直径d =40mm 扭矩=292.35Nm，轴向力A=6803.26N 危险断面在叶轮与轴联结处：1. 拉应力 =0.00121m 、=6803.26/0.00121=5.6Mpa2. 弯曲应力 由于叶轮的重力在叶轮处产生的弯矩=0，所以 3. 切应力 =2.353*10-5 按第四强度理论折算应力 =292.35/2.353*10-5=12.4MPa = 22.195MPa 安全系数 n 的 n=22 所以 =28.70022，即 轴满足强度要求。第七部分 参 考 文 献1 机械设计手册 第一，二，三，四，