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PAGEword文档可自由复制编辑目录摘要……………21前言………………32叶轮的水力设计…………………42.1泵的主要设计参数和结构方案的确定……42.2叶轮主要参数的选择和计算…………………72.3叶轮的绘型……………………123压水室的水力设计……………273.1压水室的作用及螺旋型压水室作用的原理…273.2压水室的设计和计算…………294结构设计…………354.1主轴的结构设计………………354.2装配图轮廓尺寸的初定……355强度计算…………………355.1泵轴的强度及临界转速计算…………………365.2键的强度计算…………………426结论………………43总结与体会…………44谢辞…………………44参考文献……………45摘要本设计是根据给定设计参数完成50SJ-35型砂浆泵的水力及结构设计。主要包括叶轮、压水室的水力设计、吸水管路的水力设计和泵的结构设计。确定出叶轮的几何参数,绘制并检查叶轮轴面投影图,采用新方法绘制圆柱形叶片。根据蜗壳内速度矩守恒,确定出蜗壳八个断面参数,并进行绘形。最后对泵进行结构设计,绘制了装配图和部分零件图,并对轴和键进行了强度校核计算。关键词:离心泵、叶轮、水力设计、蜗壳、结构设计AbstractAccordingtothedesignparametersatthegivenpoint,thispaperaccomplishedthedesignofthecentrifugalpump.Itmainlycontainedthehydraulicdesignoftheimpeller,volutecasingandstructuralofpump,structuraldesignofthepump.Basedontheresolutionmethodofdesignofthepump,authorobtainedthegeometricparametersoftheimpeller.Thenauthorprojectedandcheckedthecross-sectionofimpeller,andusethenewmethodtodrawcylindricalblades.Authorcalculatedparametersofcross-sectionofvoluteusingdigitalintegralmethod.Authoralsodrewthespiralcurveanddiffuserofvolutecasing.Finally,thestructuralofthepumpwasdesignedandassemblydrawingcomponentgraphicsweredrew.Inaddition,thisprogramhasbeencheckedstrengthofthepumpshaft.【Keywords】:centrifugalpumps;impeller;hydraulicdesign;volutecasing;structuraldesign1前言泵是一种应用非常普遍的水力通用机械,在石油及化学工业、固体颗粒及液体输送、给水排水及农业工程、航空航天、车辆工程、能源和航海等方面都有着广泛的应用。近年来,在工业建设和化工化学等工业部门的迅猛发展中,需求叶片离心泵的市场越来越大。根据本次设计给定设计参数完成50SJ-35型砂浆离心泵水力及和结构设计,并完成泵总装图的绘制。该泵在设计点运行参数如下:根据给定设计参数完成50SJ-35型渣浆泵水力(主要包括叶轮、压水室的水力设计计算)及结构设计,并完成泵总装图的绘制。该泵在设计点运行参数如下:扬程H=35m,流量Q=50m3/h,转速n=1480r/min,效率η=44%,装置汽蚀余量。毕业设计应完成以下成果:设计计算说明书一份,不少于10000字;叶轮水力设计图一张(A1);压水室水力设计图一张(A1);轴、叶轮或泵体零件图各一张(A2);泵总装图一张(A0)。应注意以下问题:计算步骤清晰,结果正确;设计图样应符合行业标准和习惯。2叶轮的水力设计2.1泵的主要设计参数和结构方案的确定2.1.1给定的数据和要求泵的型号:50SJ-35(2)转速:n=1480r/min(3)扬程:H=35m(4)效率:η=72.5%(5)必需空蚀余量(NPSH)r=3.5m(6)流量:Q=50m3/h应注意以下问题:(1)计算步骤清晰,结果正确;(2)设计图样应符合行设计图样应符合行业标准和习惯。2.1.2确定泵的总体结构形式和泵的进出口直径泵吸入口径泵的吸入口径由合理的进口流速确定。泵吸入口的流速一般为3泵的吸入口径由合理的进口流速确定。泵吸入口的流速一般为3左右。从制造方便考虑,大型泵的流速取大一些,以减少泵的体积,提高过流能力;而提高泵的抗空蚀性能,则应该减少泵的吸入口的流速。综合考虑:初定v=2.76m/s则吸入口径D===80mm选取=2.76m/s结果取D=80mm对于低扬程泵,可取与吸入口径相同,高扬程泵,为减少泵的体积和排出口直径,可使排出口径小于吸入口径,一般取反算进口流速得到v==2.76m/s,这与初选流速保持一致。对于低扬程泵,可取与吸入口径相同,高扬程泵,为减少泵的体积和排出口直径,可使排出口径小于吸入口径,一般取(2)泵排出口径式中:为泵排出口直径;为泵吸入口直径。最终确定的泵的吸入口和排出口直径,应该符合标准直径。这次设计扬程为50m,根据公式:本次设计取=80mm2.1.3泵转速的确定及电动机型号确定泵的转速时考虑到下面因素:泵的转速越高,泵的体积越小,重量越轻,因此,应该选择尽量高的转速;转速和比转数有关,而比转数和效率有关,所以转速应该和比转数结合起来确定;确定转速应该考虑原动机的种类(电动机、内燃机、汽轮机等)和传动装置(皮带传动、齿轮传动、液力偶合器传动等);转速增高,过流部件的磨损加快,机组的振动、噪声变大。通常优先选择电动机直接联结传动,异步电动机的同步转速见表2.1泵的转速越高,泵的体积越小,重量越轻,因此,应该选择尽量高的转速;转速和比转数有关,而比转数和效率有关,所以转速应该和比转数结合起来确定;确定转速应该考虑原动机的种类(电动机、内燃机、汽轮机等)和传动装置(皮带传动、齿轮传动、液力偶合器传动等);转速增高,过流部件的磨损加快,机组的振动、噪声变大。表2.1电机同步转速极对数24681012同步转速(转/分)300015001000750600500电动机带负荷后的转速小于同步转速,通常按照2﹪左右的转差率确定电动机的额定转速。由泵给定转速n=1480r/min,选取极对数P=4,同步转速为1500r/min的异步电动机。汽蚀验算即可知,转速n、汽蚀基本参数可知,转速n、汽蚀基本参数和C这三个参数之间有确定的关系,如得不到满足,将产生汽蚀。对于一定的C值,假设提高转速,流量增加,则将增大,当该值大于所提供的装置汽蚀余量时,就会发生汽蚀。按汽蚀条件来确定泵的转速的方法是:先选择C值,按给定的装置汽蚀余量或几何安装高度,计算汽蚀条件下所允许的转速。汽蚀允许转速:n=1504经验算可知,转速n=1480r/min小于汽蚀允许的转速,符合要求。2.1.4计算比转数,确定泵的水力方案比转数的公式为:在确定比转数时应考虑下列因素:⑴、在=150~250的范围,泵的效率最高,当<60时,泵的效率将显著下降;⑵、采用单级单吸式时,若过大,可考虑改成双吸,反之采用双吸时,过小时,可考虑改成单吸式叶轮;⑶、泵的特性曲线的形状也和大小有关;⑷、比转数和泵的级数有关,级数越多,越大。卧式泵一般不超过10级,立式深井泵和潜水泵级数多达几十至几百级。[2]2.2叶轮的主要参数的选择和计算叶轮主要几何参数有叶轮进口直径、叶片进口直径、叶轮轮毂直径、叶片进口安放角、叶轮出口直径、叶轮出口宽度、叶片出口角和叶片数Z。叶轮进口几何参数对汽蚀具有重要影响,叶轮出口几何参数对性能(H、Q)具有重要影响,而两者对效率均有影响。2.2.1叶轮出口直径的初步计算叶轮外径和叶片出口角等出口几何参数,是影响泵的扬程的最重要的因素。另外,影响泵扬程的有限叶片数修正系数也与和及叶片数等参数有关。可见影响泵的扬程的几个参数之间互为影响。因此,必须在假定某些进口当量直径:,整取74mm式中:根据统计资料,对此泵确定为=4.5进一步增加,可以改善大流量下的工作条件,提高泵的抗汽蚀性能考虑效率和汽蚀,的选用范围是:考虑因素主要考虑效率兼顾效率和汽蚀主要考虑汽蚀值3.5~4.04.0~5.05.0~5.5本次设计选取选取=4.5轮毂直径:所以叶轮进口直径:=74mm为了减少压水室的水力损失,应当减小叶轮出口的绝对速度,因此,我们把在满足设计参数下使叶轮出口绝对速度最小作为确定的出发点。由叶轮出口速度三角形叶轮出口轴面速度和圆周分速度均与叶轮外径有关,现将表示为的函数,由基本方程式推出的计算公式并计算出具体的数值为:代入具体值得到:2.2.2叶轮出口宽度的计算与选择代入具体值得到:2.2.3叶片数的选择在确定这两个参数时,从图1可看出,该资料是以泵的H~Q曲线不出现驼峰为基本依据而设计的。事实上,这两个参数对泵的H~Q曲线形状有根本的影响[3]。故而由参考资料得到:Z=42.2.4泵效率的选择与计算水力效率,机械效率,容积效率现都已分别计算,然后再计算总效率。(1)容积效率:容积效率可以采用下面的经验公式计算:圆盘损失效率:机械效率:假定轴承、填料损失为2%,故取:由于知道总效率η=44%,又可以计算出=58%2.2.5精算叶轮外径叶轮外径是叶轮最重要的尺寸,故需要精确计算。以基本方程式精确计算,从理论上讲是比较严格的,但其中的水力效率,有限叶片修正系数,也只能用经验公式计算。实践证明,精确计算的数值是基本可靠的。由基本方程式:由出口速度三角形所以整理后得:由可以求得离心泵一般是选择适当的角精算[5].以下是需要说明的几点:(1)查相应资料,叶片出口安放角一般要在的范围内,通常选用。对高比转速泵,可以取小些,低比转速泵可以取大一些。本次设计取=。(2)求叶片出口排挤系数,轴面截线与轴面流线的夹角取。(3)第一次精确计算叶轮外径,按照初定尺寸画出轴面投影后计算[1]。(4)从铸造角度考虑,由于钢水具有流动性,硬度高,具有脆性,易开裂,低于8mm不易于加工,并且本次设计的砂浆泵要求耐磨,故应该适当选取较大的,本次设计综合考虑各方面因素,选取=12mm。叶片出口排挤系数:理论扬程:=修正系数:其中取静矩:=有限叶片数修正系数:P=无穷叶片理论扬程:在每一次的计算中都认为是不变的。第一次精算:排挤系数:出口轴面速度:出口圆周速度:故有=出口直径:取=0.336m由于由此可见求得的值和初始定的值相差很小,不超过2%,说明是比较精确的值了。2.3叶轮的绘型叶轮是影响本次设计的离心砂浆泵性能的主要零件。因此,精确的叶片绘型是保证叶片的形状的必需前提。叶轮所有几何参数确定后,就应当根据所计算得到的尺寸完成叶片初步绘型,而首先应绘制叶轮轴面的投影图。画图时,最好参考相近,并且性能良好的叶轮轴面图作为参考依据,并考虑本次砂浆泵的设计的具体情况加以相应改善。轴面投影图的形状,尤为重要,应经过多次修改,要求力求光滑顺畅。与此同时,必须考虑到得问题有:叶轮是影响本次设计的离心砂浆泵性能的主要零件。因此,精确的叶片绘型是保证叶片的形状的必需前提。叶轮所有几何参数确定后,就应当根据所计算得到的尺寸完成叶片初步绘型,而首先应绘制叶轮轴面的投影图。画图时,最好参考相近,并且性能良好的叶轮轴面图作为参考依据,并考虑本次砂浆泵的设计的具体情况加以相应改善。轴面投影图的形状,尤为重要,应经过多次修改,要求力求光滑顺畅。与此同时,必须考虑到得问题有:(1)前后盖板出口保持一段平行或对称变化;(2)流道弯曲不应过急,在轴向结构允许的情况下,以采取较大的曲率半径为宜。2.3.1叶轮轴面投影图的绘制轴面投影图绘制的已知尺寸有且仅有四个:叶轮出口半径,叶轮进口半径以及叶轮出口宽度和轮毂直径轴面投影图绘制的已知尺寸有且仅有四个:叶轮出口半径,叶轮进口半径以及叶轮出口宽度和轮毂直径,这四个已知尺寸应该满足所绘轴面投影图。在绘制低比转数叶轮轴面投影图时,应注意以下问题:(1)轴面图上,前后盖板内表面的投影在叶轮出口部分,在低比转数叶轮中都是直线。为提高叶轮水力效率和保证圆柱形叶片进口冲角不至太大,这两条直线应对称布置。(2)叶轮流道宽畅一些,有利于减少叶轮的水流速度,降低水力损失,也有利于增强叶轮抗气蚀性能,保证有少量气泡出现后泵的外特性不致迅速变化。从这个角度考虑应使上述两条直线分离程度尽量大,但长度是有限的。前盖板以一段圆弧过渡两直线,该圆弧应于两直线相切。在泵的轴向尺寸要求不严格时,可取大一些。后盖板流线下部一半也以一段圆弧构成,此圆弧与直线相切,也应与1/2的水平线相切(对于轴不穿越叶轮吸入口的叶轮,水平线指叶轮轴心线,这时并不强求圆弧与轴心线一定相切),比值一般在1.2~2这一范围内。2.3.2检查轴面流道过水断面变化情况(3)假设曲线AEB弧长为b,曲线AEB绕叶轮轴心线旋转一周所得的轴面液流过水断面面积可用来计算,如表2.1所示:序号RcbLF118.53704300.8228.1434.8234.166156.5343.5526.5752.057270.5468.3116.9979.387292.25100.6814112.188566134.312145.7210126716810179.4210556表2.1F-L曲线列表各过流断面的面积F计算出后,可用纵坐标表示过流断面面积F,用横坐标表示流道中线长度L,做出F值随L变化的F-L曲线,以观察F沿流道的变化情况。如曲线2.2所示:图2.2F-L曲线依次量出各计算点过水断面形成线与流道中线交点到叶轮进口中点的曲线距离。并分别按上述方法计算出面积。2.3.3作中间流线图一元理论假设流动是对称的,即每个轴面上的流动是相同的。在同一过流断面上轴面速度相等,做流线就是将每一个过流断面分成几个面积相等的单元面积。反映在轴面投影图上就是这些流线将过流断面形成线分成若干小段,而每段长度和其形心道叶轮轴心线距离与2的乘积相等。三条流线将过流断面形成线分成两部分,一元理论假设流动是对称的,即每个轴面上的流动是相同的。在同一过流断面上轴面速度相等,做流线就是将每一个过流断面分成几个面积相等的单元面积。反映在轴面投影图上就是这些流线将过流断面形成线分成若干小段,而每段长度和其形心道叶轮轴心线距离与2的乘积相等。三条流线将过流断面形成线分成两部分,,而,形心到轴心线距离分别为,。得:=或=。作中间流线时可以随手勾画出流线的形状,然后进行验算。在同一过流断面上分成的每一单元过流断面面积都相等。否则,重新修改流线形状,直到面积相等为止。当过流断面形成线被分成几部分后,这些小段曲线与直线相近,因此在本次设计中,我近似的把每个小圆的直径当作这些小段圆弧的值,每个小圆的圆心当作对应圆弧断的形心。表2.2划分中间流线面积检查计算表r1r2Rc1Rc2F1F2误差13.075.4313.0731.571072.81076.50.3%13.025.814.7332.671204.41189.91.2%11.896.3120.2837.721514.31494.71.3%10.036.4629.9145.231884.418352.6%6.295.6744.6150.91762.11812.42.7%4.734.656.1859.43166917172.7%4.14.071.4874.5187118401.6%3.683.6107.64111.552487.62521.91.3%2.52.51681682637.62637.60%轴面流线是轴面和流面的交线,也就是叶片和流面交线的面投影;一条轴面流线绕轴旋转一周形成的回转面是一个流面。因而,要分流面就是将每一过流断面分成几个面积相等的单元面积,反映在轴面投影图上就是将过流断面分成若干小段。按每个圆环面积相等确定分点。2.3.4叶片进口安放角的选择和计算(1)叶片进口边的确定在画出叶轮轴面投影图之后,应在图中画出叶片进口边,进口边的位置对叶轮的汽蚀性能关系密切,叶片进口边的形状也对汽蚀初生有直接的影响。适当向叶片入口延伸,有利于提高叶轮抗汽蚀性能。进口边各点叶片安放角相差不大,实际叶片进口边都置于同一轴面内。在叶片轴面投影图上绘制叶片进口边时,应当注意:进口边与前后盖板轮毂线的夹角不要太小,A、B两点的高度差不要太大,且过A、B两点的直线与轴心线夹角一般在20~在画出叶轮轴面投影图之后,应在图中画出叶片进口边,进口边的位置对叶轮的汽蚀性能关系密切,叶片进口边的形状也对汽蚀初生有直接的影响。适当向叶片入口延伸,有利于提高叶轮抗汽蚀性能。进口边各点叶片安放角相差不大,实际叶片进口边都置于同一轴面内。在叶片轴面投影图上绘制叶片进口边时,应当注意:进口边与前后盖板轮毂线的夹角不要太小,A、B两点的高度差不要太大,且过A、B两点的直线与轴心线夹角一般在20~40内。叶片进口边的确定如2.5所示。叶片进口角,通常取之大于液流角,即,其正冲角。冲角的范围通常为。采用正冲角可以提高抗汽蚀性能,并且对效率影响不大,对于扭曲叶片可沿叶片进口边各流线加同一冲角;也可以在前盖板流线处使用最大冲角,因为这里是汽蚀敏感区,冲角从前盖板到后盖板递减[6]。其原因可做如下解释:=1\*GB3=1\*GB3①用正冲角,能增大叶片进口角,减少叶片的弯曲,从而增大叶片进口过流面积,减小叶片的排挤。最终减小叶片进口的和。=2\*GB3②用正冲角,在设计流量下,液体在叶片进口背面产生脱流。=3\*GB3③用正冲角,能改善在大流量的工作条件。若经常在大流量下运转,应选较大的冲角。叶片进口边有时和过水断面形成线重合,有时不重合。进口边与三条流线的交点a、b、c三点的过水断面不同[6]。出口圆周速度:出口轴面排挤系数:出口轴面速度:出口圆周分速度:无穷叶片出口圆周分速度:叶片进口圆周速度:2.3.6作叶片进口边并计算叶片进口速度叶片进口边在平面上的投影最好在同一个轴面上,但也可以不在同一个轴面投影图上。在叶轮的轴面投影图上作叶片的进口边,应尽量让叶片进口边的几条流线尽量相等。并且进口边和流线夹角最好呈直角。叶片进口边轴面投影的形状,从铸造方便的角度出发,最好为一直线或是有一定曲率的圆弧。叶片进口边向吸入口方向适当延伸,以提高叶轮的抗汽蚀性能,并能使泵性能曲线上出现驼峰的可能性减小,并要求所做的进口边应使前后盖板的长度不能相差太大,否则容易产生二次回流[5]。作图时应考虑以上的综合因素,并参照比转数相近的模型,作出出口边。由已做出的图量得R1b=25.89mm,。叶片进口边在平面上的投影最好在同一个轴面上,但也可以不在同一个轴面投影图上。在叶轮的轴面投影图上作叶片的进口边,应尽量让叶片进口边的几条流线尽量相等。并且进口边和流线夹角最好呈直角。叶片进口边轴面投影的形状,从铸造方便的角度出发,最好为一直线或是有一定曲率的圆弧。(1).作叶片进口边并计算叶片进口速度(2).计算进口角量得,首先假定与假定相差太大,需要继续估算;第二次假定,则用相同的计算方法可计算:与假定相差太大,需要继续估算;第三次假定,则用相同的计算方法可计算:与假定相差较大,需要继续估算;第四次假定,则用相同的计算方法可计算:此次假设与计算结果相近,故取2.3.7圆柱形叶片骨线绘型圆柱形叶片在低比转速叶轮上有广泛应用。在平面图上绘制叶片时,目前使用的一般方法任然采用几段圆弧光滑连接,以形成叶片骨线。用这种方法画成的叶片骨线仅能再叶片进出口处保证叶片安放角为计算值,其余部分安放角的变化规律责难以控制,有时可能出现中间某几处的安放角反而比出口处更大的情况。使叶片安放角从进口到出口尽可能均匀的变化,是叶片设计努力追求的一个目标。[7]而圆柱形叶片骨线绘形可以实现这个目的。圆柱形叶片骨线绘形的主要设计参数包括以下几个:。其中R1=37mm、R2=168mm、=47、=20、由前面计算可知:、、插入其他值有:3压水室的水力设计根据泵的用途不同,泵的压水室有不同的结构形式,但它们的基本功能则是相同的:收集从叶轮中的来流,将水流送到泵出口或下一级叶轮入口;水流在叶轮出口处绝对速度比较大,在低比转数叶轮中尤其是这样,水流在压水室出口的平均速度将显著下降,这种将水流的部分动能转化为压力能的结果,将使水流在泵出口管路中的水力损失减小。应该指出,由压水室排出的流量,在设计点,应当是用户给定的设计流量,而不是考虑了容积损失后引入的理论流量。此外,由于压水室是静止部件,设计中也不引入相对速度的概念。单级单吸及单级双吸泵中主要采用压水室为螺旋形压水室,多级泵中则采用径向或流道式导流器及空间导叶。螺旋形压水室具有适应性强,效率高,高效区宽的优点,其主要不足是过流内表面难以机械加工。螺旋形压水室由一段面积不断增大的螺线管(蜗壳)和一扩散管构成[8]。根据泵的用途不同,泵的压水室有不同的结构形式,但它们的基本功能则是相同的:收集从叶轮中的来流,将水流送到泵出口或下一级叶轮入口;水流在叶轮出口处绝对速度比较大,在低比转数叶轮中尤其是这样,水流在压水室出口的平均速度将显著下降,这种将水流的部分动能转化为压力能的结果,将使水流在泵出口管路中的水力损失减小。应该指出,由压水室排出的流量,在设计点,应当是用户给定的设计流量,而不是考虑了容积损失后引入的理论流量。此外,由于压水室是静止部件,设计中也不引入相对速度的概念。单级单吸及单级双吸泵中主要采用压水室为螺旋形压水室,多级泵中则采用径向或流道式导流器及空间导叶。螺旋形压水室具有适应性强,效率高,高效区宽的优点,其主要不足是过流内表面难以机械加工。3.1压水室的设计和计算3.1.1压水室的主要结构参数(1)基圆半径对于高和尺寸较小的泵取大值,反之取小值。故取1.047=(2)压水室进口宽度,其中e取3.3.1.2压水室断面形状和各断面面积根据压水室的几种断面形状(梯形,矩形,任意形状),在此选择矩形断面形状进行设计计算。参[9],计算涡形体各断面面积时,是把涡形体中的圆周方向平均速度看作常数来设计的,计算时应先根据查取一个系数。参[9],查,利用公式计算:,根据参考[9]得,=0.5,所以有:其中又,故可以带入具体数据算得:,所以带入具体值可得到:图3.1压水室轴面投影图3.1.3压水室平面图的绘制根据计算得到的各断面半径,在平面图上相应的射线上点出,然后光滑连接所得的各点,得到涡室平面螺旋线.应注意各点应在圆弧光滑连接,即后段圆弧的圆心应当在前一段圆弧终点延长线。可以用四段圆弧连接这九点,在平面上形成光滑连续的蜗壳轮廓线。这四段圆弧应满足如下条件:由于不在同一直线上的三个点决定一个圆,0、Ⅰ根据计算得到的各断面半径,在平面图上相应的射线上点出,然后光滑连接所得的各点,得到涡室平面螺旋线.应注意各点应在圆弧光滑连接,即后段圆弧的圆心应当在前一段圆弧终点延长线。可以用四段圆弧连接这九点,在平面上形成光滑连续的蜗壳轮廓线。这四段圆弧应满足如下条件:由于不在同一直线上的三个点决定一个圆,0、Ⅰ、Ⅱ三个点形成第一段圆弧。图3.2蜗壳平面图表3.1各断面计算值第i断面Fi(mm)Hi(mm)Ri(mm)8106033.28.87927.529.9.7.475679526.56.6255662.522.95.725453019.14.7753397.5153.75226510.52.6251132.55.61.4(3)扩散管的设计蜗壳的第Ⅷ断面既是螺线管的结束断面,又是扩散管的起始断面。扩散管在将来自压水室的水排出泵体的同时,将进一步把水的动能转化为压力能,以减小水流在排除管道中的水力损失。扩散管的主要几何参数有:1.排出口直径由于泵出口通常直接和管路连接,故它的出口的尺寸应参照标准尺寸决定,由50SJ-35出口直径=80(mm)。2.扩散管高度L和扩散角θ为了减小扩散段的水力损失,扩散角一般取θ为了减小扩散段的水力损失,扩散角一般取θ=8°~12°,扩散管高度L可以根据进出口尺寸和扩散角决定,本次参照标准尺寸,L取=180mm)。对梯形断面,中间断面Ⅸ、Ⅹ取在三等分扩散管高L处。在确定中间断面时,可以把第Ⅷ断面画在出口圆内,然后作若干条射线,将两个断面间的射线三等分,光滑连接各分点,即可得到中间断面的轮廓线。图3.3蜗壳第8、9断面4结构设计在水力设计完成之后,要进行砂浆泵装配图的总体设计,包括泵的布置型式、零件结构、型号选择等等。由于卧式机组结构简单,又便于拆装、检修,因此本次设计采用卧式布置。4.1主轴的结构设计在设计泵的结构时,应首先考虑泵轴的结构设计,泵轴上所装零件的不同决定了泵轴的轴颈系列,同时考虑退刀槽、倒圆、倒角等。同时轴的轴向尺寸由零件装配尺寸决定。因此泵轴的设计应先确定径向尺寸。4.2装配图轮廓尺寸的初定装配图是先定出轮廓线,叶轮中心线,叶轮流道,压水室断面,吸水室断面,加上泵体壁厚,叶轮盖板的厚度。(1)确定叶轮盖板厚度根据《离心泵设计基础》,由叶轮直径确定盖板厚度,如图表4.1所示:表4.1盖板厚度叶轮直径(mm)100~180181~250251~520>520盖板厚度(mm)4567(2)蜗室壁厚的设计计算蜗室的几何形状复杂,而且受力后产生的应力更加复杂。因此很难用精确计算的方法求出壁厚,可用如下的经验公式进行计算(《叶片泵设计手册》):式中:——蜗壳壁厚(cm);——材料许用应力;D——蜗壳壁厚最大径向尺寸,通常在压出室的4和8端面处(cm);P——包括进口压力的泵设计点压力。铸铁;铸钢。[11]本设计材料采用铸铁,有:cm取。(3)吸入室壁厚一般情况下,吸入室壁厚比蜗室壁厚要略低一些,但本设计的吸入室径向尺寸很大,为了达到强度要求,可取吸入室壁厚与压水室壁厚相等。即:。其他零件尽量选择标准件。5强度计算在泵的运行过程中,砂浆泵每个零部件都承受着各个内力及外力的作用,然而这些力的作用可能使得零件产生变形甚至破坏。一般把零件抵抗变形的能力叫刚度,把零件的抗破坏的能力叫强度。设计离心泵零件的时候,应考虑到使零件具有足够的强度和刚度,以提高泵的运行可靠性和安全性。从这个角度考虑,就要把零件尺寸做得大些,用更好的材料,但是从经济性角度考虑,则应该尽力让零件小些,材料的使用更加经济合理,以减轻材料重量,降低成本。如何解决这一矛盾,这就要合理确定泵的零件尺寸及材料,既满足泵零件强度和刚度的要求,具有更好的经济效益。这就是强度计算的目的[10]。5.1泵轴的强度及临界转速计算5.1.1泵轴的强度校核泵轴的自重和套在轴上的叶轮,轴套等零件的重量,转子的径向力,叶轮平衡后的剩余不平衡所引起的离心力都会使泵轴弯曲。因此,泵轴是在弯矩、扭矩和轴向力的联合作用下工作的。轴强度的精确计算就是轴在扭转、弯曲、拉伸联合作用下的强度计算。泵轴的自重和套在轴上的叶轮,轴套等零件的重量,转子的径向力,叶轮平衡后的剩余不平衡所引起的离心力都会使泵轴弯曲。因此,泵轴是在弯矩、扭矩和轴向力的联合作用下工作的。轴强度的精确计算就是轴在扭转、弯曲、拉伸联合作用下的强度计算。(1)径向力对于卧式泵转子的重量是径向力(包括轴的重量和轴上零件的重量);由于沿叶轮外缘压力分布不均而产生的作用在叶轮上的径向力,即附加径向力;由于叶轮及联轴器不可能绝对的静平衡,残余不平衡质量产生的离心力。作用在泵轴上的载荷,除了转子的重量外,其余皆与泵的运行工况有关,通常只计算设计工况时的,此时的附加径向力为零。对于卧式泵转子的重量是径向力(包括轴的重量和轴上零件的重量);由于沿叶轮外缘压力分布不均而产生的作用在叶轮上的径向力,即附加径向力;由于叶轮及联轴器不可能绝对的静平衡,残余不平衡质量产生的离心力。作用在泵轴上的载荷,除了转子的重量外,其余皆与泵的运行工况有关,通常只计算设计工况时的,此时的附加径向力为零。式中:为轴各小段的直径(m);表示轴各小段的长度(m);是泵轴材料的密度,取;2)计算叶轮的质量。叶轮的形状不规则,在计算具体不规则部分时可以分成若干的小部分,然后采用近似的规则图形近似计算总的质量。求叶片质量计算叶片的质量时将叶片简化为一个厚度均匀的长方体,如图5.1所示。叶片的厚度可按下式估算:式中:K——系数,对于本设计取为4.5;——叶轮的外径(m);H——单级扬程(m);Z——叶片数。则全部叶片的质量为:b)计算前盖板质量根据叶轮前盖板形状,将其简化为厚度均匀的圆环。厚度S=5mm,考虑到前盖板有弯曲,可以适当缩小圆环内径。==0.41kgc)计算后盖板质量根据装配图相关尺寸,并将后盖板简化为一个圆环和一个套筒。计算后盖板质量如下:d)叶轮总的质量为G3)最大径向力公式=kHγ式中:——径向力(kg);H——扬程(m);——叶轮出口直径(m);——叶轮出口宽度(包括两盖板厚度)(m);γ——液体重度(),水的重度为1000K——径向力系数,由下式确定。径向力系数计算公式如下:式中:——设计流量;——实际流量。 取=0.95,则K=0.035 经计算得到:6)计算叶轮不平衡质量所产生的离心力叶轮半径,最大半径上的不平衡重量。弹性块联轴器是标准件,可认为是静平衡的。叶轮不平衡重量所产生的离心力为:(2)轴传递的扭矩式中:——配套功率;——泵的转速;式中:K——工况变化系数,K=1.1~1.2,此次设计取K=1.2(3)轴向力1)盖板力(向下)的计算计算轴向力时,可按如下经验公式进行:其中,带入得:2)动反力(向上)的计算1N式中:——;m/s;——m;则:总的轴向力,方向向左。2.轴不同断面上的扭矩、轴向力的计算。根据上述计算数据,将泵轴简化为一简支梁,并考虑其最危险情况,降所有力移至左右两端。计算出,。作出泵轴不同断面上的扭矩图、弯矩图、剪力图。3.强度校核(3)切应力式中:——切应力;——所计算断面的扭矩(N*cm);——所计算断面的扭转断面系数。对于无键槽的实心轴:4)折算应力按第四强度理论,折算应力为:轴材料的安全系数n为:式中:——轴材料的屈服极限;——轴材料的许用安全系数。轴材料为45号优质碳素结构钢,查[1]得:,则,查得。安全系数则该泵轴满足强度要求,同时也满足疲劳强度要求,是安全的。5.1.2泵轴的临界转速计算离心泵的转子和其他零件一样,有自己固有的振动频率。当轴的转速逐渐增加达到泵转子的固有频率时,泵就猛烈的振动,当转速低于或者高于这一转速时,泵就会平衡的工作,当转速达到另一较高的转速时,泵又会出现振动现象,通常把泵发生振动时的转速称为临界转速。泵的临界转速有几个,依次成为第一临界转速,第二临界转速等。泵的工作转速不能和临界转速相重合,相近或成倍数,否则将发生共振现象而使泵遭到破坏,计算泵的临界转速的目的就是为了让泵的工作转速避开泵的临界转速,以避免泵在工作时发生振动。离心泵的转子和其他零件一样,有自己固有的振动频率。当轴的转速逐渐增加达到泵转子的固有频率时,泵就猛烈的振动,当转速低于或者高于这一转速时,泵就会平衡的工作,当转速达到另一较高的转速时,泵又会出现振动现象,通常把泵发生振动时的转速称为临界转速。泵的临界转速有几个,依次成为第一临界转速,第二临界转速等。泵的工作转速不能和临界转速相重合,相近或成倍数,否则将发生共振现象而使泵遭到破坏,计算泵的临界转速的目的就是为了让泵的工作转速避开泵的临界转速,以避免泵在工作时发生振动。求第一临界转速采用近似公式:(r/min)式中:——最大轴径(mm);——轴承跨距(m);——转子总重量(N);——经验系数,对于由中间向两端逐渐减小的轴采用=7.5。则:对于刚性轴,合理的转
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