高效、节能型离心泵设计

PAGEii高效、节能型离心泵设计摘要： 离心泵是一种用量最大的水泵，它被广泛应用于经济的各个领域。本课题以高效节能离心泵为设计对象，以一台离心泵为设计参数，主要分为两大块，第一是关于泵通流流道的设计计算，包括叶轮、蜗壳的水力计算，掌握叶轮及蜗壳的理论设计方法，可以完成蜗壳及叶轮的叶型设计；第二是关于离心泵的结构设计，包括叶轮、蜗壳、主轴、轴承、密封等详细的结构设计选型，通过对不同的蜗壳和叶轮的制造工艺研究，包括铸造、机加工等，完成多种蜗壳结构和叶片的标准化设计图纸。关键词：高效节能；叶轮；蜗壳；制造工艺目录摘要 PAGEREF摘要\*romaniAbstract PAGEREFAbstract\*romaniTOC\o"1-3"\h\u21461绪论 1270382泵主要设计参数 2169932.1设计条件参数 227952.2泵进出口流速 282592.2.1泵吸入口流速vs 274302.2.2泵排出口流速vs 249382.3泵转速 2169062.4泵水力机构及方案 3152532.5泵的效率 4200302.5.1泵总效率 498132.5.2机械损失和机械效率 410402.5.3容积损失和容积效率 4138992.5.4水力损失和水力效率 512802.6泵轴及其结构设计 5208962.6.1泵轴传递扭矩 5180982.6.2泵轴材料选择 518172.7叶片入口边直径D1 655672.8叶片入口处速度v0和绝对速度v1 6118172.9叶片入口宽度b1和圆周速度u1 6153702.10叶片包角φ的确定 7247002.11叶轮外径D2 7201182.12吸入室设计 7248112.13螺旋形压出室 718412.13.1基圆D3 8253382.13.2舌角α3 8287982.13.3泵舌安装角θ 8325862.13.4蜗室断面面积 879522.13.5扩散管 9175792.14轴承 9186272.14.1轴承选择 947852.14.2轴承的校核 9213632.15键的选择与校核 1046002.15.1键的选择 10324412.15.2键的强度校核 10326342.16联轴器选择 11103353原动机的选择 13275553.1原动机概述 13270513.2原动机选择 13212623.2.1泵有效功率 13316543.2.2泵轴功率 13261203.2.3泵计算功率 147883.2.4选择电动机 14156934泵轴的校核 15104244.1强度校核 15280664.2刚度校核 17187055泵体结构设计 19146405.1出口段蜗室形线主要尺寸的确定 1978685.2多级离心泵出口段及中段的厚度计算 21217126离心泵重点部件高效设计 2294956.1高效吸水室结构设计 22104126.1.1吸水室模型建立 2273926.1.2吸水室结构效率计算及分析 23283776.2结论 25109776.3离心泵高效叶轮设计 26265866.3.1叶轮的选择 2622856.3.2设计结果 26235987泵体及其部件的密封设计 29173257.1叶轮密封 2969987.2泵体密封 2951507.3轴封设计 29276328离心泵叶轮的制造 3165689经济性分析 331584510结论 348754致谢 3514002参考文献 3622439附录 38 PAGE10 绪论泵是把原动机的机械能转换成液体能量的机器。泵用来增加液体的位能、压能、动能（高速流体）。原动机通过泵轴带动叶轮旋转，对液体做功，使其能量增加，因此，所需量的液体可以通过泵的流动部件从吸入罐输送到所需的高度或压力。泵的发明对近代工农业的快速发展以及人们的日常生活发挥了不可忽视的作用。据统计，泵产品的性能仅次于电机。泵的类型有很多，它们被广泛使用。除了农业排水和灌溉、城市和工业供水和排水、火力发电厂、炼油厂、钢铁化工，还有原子能发电、军事、火箭供给等高科技产业也有着重要的应用。可以说凡是要让液体流动的地方就有泵在工作，而众多类型的回转泵中应用最广的是离心泵[1]。离心泵依靠旋转叶轮对液体的作用，将产生的机械能传递给液体。当作用液体从叶轮进口流向出口时，其速度能和压力能增加。通过挤压室从叶轮排出的液体将大部分速度能转换为压力能，然后沿排出管线输送，此时，液体泄漏在叶轮进口形成真空或低压，吸入口储液罐中的液体在液位压力（大气压）的作用下被压入叶轮进口。因此，旋转的叶轮不断地吸入和排出液体。离心泵由叶轮、螺旋、泵体、泵轴、轴承、密封圈和止动盒组成。在功率范围内，离心泵具有扬程宽、流量范围大、转速高、体积小、重量轻、效率高、结构简单、运行稳定、安装、运行维护方便等优点。从国内外众多的生产实践活动中可以了解到，离心泵的产值是泵类产品中最高的。离心泵有其优点的同时自身的缺点。比如离心泵起动前泵内要灌满液体，而且对于液体的黏度有较高的要求，否则会影响泵的性能，只能用于粘度近似于水的液体。遇上离心泵设计不完备或操作者不当时，比如牛奶等特殊液体时，则易产生泡沫，会对下一工序生产产生影响。安装不规范时会经常出现“气缚”现象，使机组产生距离震动，影响输送液体的效率和离心泵的正常做工作。此时离心泵的效率不高，会对能源产生浪费。根据国内专业流体机械设施的研究，全球水泵的功耗约占工业设备总功耗的25%，而离心泵的功耗约占水泵功耗的50%。中国离心泵的功率需求高达泵功耗的80%[2]。因此，提高泵的运行效率，降低离心泵的能耗是非常重要的。因此，本文通过研究离心泵的工作原理以及离心泵的设计过程，从中得出较合适的使离心泵高效、节能的方法以及设计方法。完成一款高效节能离心泵的设计。泵主要设计参数设计条件参数输送介质：清水；流量：Q=0.251m³/s；扬程：H=42.6m；转速：n=1400rpm；效率要求：大于61%；进口直径：255.7mm；出口直径：430.6mm；轮毂直径：77.2mm；进口角度：20.1°；出口角度：14°；叶片厚度：12.9mm；叶片数量：7；泵进出口流速泵吸入口流速vs泵的吸入直径由适当的进口电流决定。考虑到制造的便利性，大型泵的流量更大，所以要减少泵的体积，提高溢流能力。为了提高泵的气蚀保护性能，应降低吸入流量。Ds式中，Ds——泵的吸入口直径mm；vs——泵吸入口流速，由公式得vs=17605m/s。泵排出口流速vs公式同上，由设计条件可知泵出口直径为430.6mm。有公式可的泵出口流速vs出=6208.10m/s。泵转速在确定泵转速时，应该考虑以下因素：泵速越高，泵的体积越小，重量越轻。因此，应尽可能选择最高速度；速度与比速度有关，而比速度与效率有关，因此速度应结合比速度确定；确定速度时，驱动装置（发动机、内燃机、汽轮机）和传动装置（变速齿轮箱等）的类型要考虑到；泵速度的增加受到气蚀条件的限制，从汽蚀比转数公式C=526nQ∆h假定C值一定时，提高泵的转速，则汽蚀余量增加，如果该值的增加量大于装置的汽蚀余量，则泵会产生气蚀现象。确定气蚀条件下泵速的方法是选择气蚀的比速度C值，并计算给定装置的汽蚀余量汽蚀余量，计算气蚀条件下的允许速度，假设速度必须低于气蚀条件下的允许速度，即N<设计体积流量qv=0.251m³/s。c=920根据对NPSHr，η等参数的要求，综合考虑结构、制造、性能等因素，全面的确定相应的转速。按汽蚀条件要求确定比转速时：n=（2—2）式中，C——汽蚀比转数，C=920;∆hr——泵所需的汽蚀余量，n=n=2980r/m<3744.83r/m。所以选用原动机合理。泵水力机构及方案输水管道中使用的主泵可分为给水泵和主输送泵两种。主输送泵是每个泵站的输水泵。在结构上，用于输水管道的离心泵一般有单级双吸、两级双吸、多级单吸等。单级泵用作给水泵或主齿轮泵，串联运行。多级泵用于主齿轮泵的并联运行，多级泵的级根据所需的扬程选择[4]。由于需要更高的工作效率，主泵的比转数相对较高，因此水泵所需的最小汽蚀余量也较大，这意味着主泵的抗气蚀性能较差，通常需要正压才能进入泵内。比转数（比速）是影响离心泵叶轮结构和性能的参数。①泵在ns=150～250的范围内达到最高效率，当ns<60时，泵的效率显著降低；②当ns的单吸叶轮过大时，可以考虑使用双吸叶轮。相反，当ns的双吸叶轮太小时，可以考虑单吸叶轮；③比转速也影响的泵的特性曲线形状。比转数：n（2—3）式中：ns——比转数；n——泵轴转速，r/m；n综合以上论述计算，本设计采用单级单吸离心泵结构。泵的效率泵总效率泵的总效率等于其机械效率、液压效率和液压效率的乘积。因此，为了提高泵的效率，我们必须注意减少设计、制造和运行中的各种损失。目前，离心泵的总效率一般为0.55~0.90，这取决于其尺寸、类型和结构。在设计前，只能根据统计数据（经验公式或曲线）或类似的实际产品粗略确定待设计泵的效率。设计完成后，可以大致估计所设计泵的效率。只有在泵制造完成后，才能通过测试准确确定效率[5]。机械损失和机械效率从原动机传递到泵轴的功率首先需要消耗一部分来克服轴承与轴封之间的摩擦损失，然后需要消耗一部分来克服叶轮前后盖板外侧与流体之间的摩擦[6]。在上述三种损失中，圆盘摩擦损失所占比例最大，而轴承和轴封的损失一般认为与泵的尺寸无关，只与零件的表面加工质量、轴封结构等因素有关，约占轴功率的1%~4%。上述三种P损失功率之和称为机械损失Pm，其大小由机械效率ηm容积损失和容积效率输入液压动力用于对通过叶轮的流体做功，因此叶轮出口处的流体压力高于进口压力。由于泵中的旋转部件和固定部件之间存在间隙，当叶轮旋转时，一些流体必须通过间隙从高压侧流向低压侧。这样，通过叶轮的流量qVT（理论流量）就不会完全转移到出口，其中泄漏的泄漏量qe是液体的一部分。在从叶轮和泄漏电流获得能量消耗的过程中，泄漏引起的损失称为体积损失，其大小由体积效率ηv来衡量。密封环处、平衡轴向力装置处、密封装置处是容积损失的主要发生位置。多级泵也有中间级泄漏。当泵的流量减少时，泄漏的相对值增加。因此，对于低流量、高扬程的泵，应尽可能减少泄漏，以提高容积效率。容积损失与比转速有关。随着比转速的增加，体积损失逐渐减小。通常，在所有特定速度范围内，容积损失等于所有圆水力损失和水力效率通过叶轮HT的有效流体（不包括泄漏）从叶轮接收的能量没有完全传输，因为泵溢流部分的流体流动伴随着沿途的摩擦损失和叶片进出口处的碰撞、流动分离和涡流造成的局部损失，因此会消耗一些能量。在泵的溢流部分，每单位重量的流体流动中损失的能量称为流动损失，以h表示，其大小由流动效率ηℎ本设计中，设计的泵的效率μ为76%。泵轴及其结构设计泵轴传递扭矩M（2—4）式中：Me——泵轴传递扭矩；M泵轴材料选择跟据泵轴的工作特点和载荷，在选择辅助材料时应考虑极具良好疲劳强度的碳素钢和合金钢。这些材料的综合性能良好[7]。1）如果泵轴转速不高，输送介质的温度和压力不高，则必须使用碳钢；2）当泵轴转速较高，输送介质温度和压力较高时，选用高机械强度合金钢。本设计泵轴选用45钢材料，热处理处理HB=241～286，需用切应力τ为49MPa~58.8MPa。轴结构设计根据圆轴扭转时的强度条件：τ（2—5）式中：τmaxWtτ——许用应力，MPa；对于实心轴：W（2—6）式中：d——轴径，㎜。由式（5—5）和式（5—6）式得：d考虑到键的弱化效应，联轴器轴孔的直径是标准化的，d取42mm。最小轴径d确定，考虑托架型结构，推算完成安装滚动轴承处轴径d1，d大一级，并选用符合要求的最大标准尺寸，本设计取50mm。叶轮安装位置的轴直径d2测量值应尽可能厚，但不应太厚。同时，轴肩不得高于滚动轴承内圈，否则会影响轴承拆卸和润滑油的流动。在本设计中，d2取45mm。叶轮直径d3比d1小一个平面，本次设计取48mm。轮毂直径dh对泵的吸入功率没有影响。在本设计中，dh为45毫米。叶片入口边直径D1取叶轮流道进口边缘的圆心，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，叶片进口侧的直径，可根据比转速ns确定。本设计中叶片入口边直径D1取0.40m。叶片入口处速度v0和绝对速度v1叶轮入口速度：ν0=K02gℎ式中，ν0K0KΚν一般取v0=v1或略大于v0，对高抗汽蚀的泵，可取v1=（0.4～0.83）v0。本设计中取v0=v1=8.84m/s。叶片入口宽度b1和圆周速度u1b（2—8）离心泵叶轮入口尺寸D0，D1和b1不仅可以影响泵的性能和效率，还可以影响泵的抗汽蚀性能。b圆周速度：u（2—9）u叶片包角φ的确定包角φ就是入口边缘和圆心之间的连接线与出口边缘和圆心之间的连接线之间的角度[8]。对比转速Ns=60～220的泵，一般取φ=75°～150°，低比转速叶轮取大值，高比转速叶轮取小值。在确定叶片包角后，绘制图案时应按照具体情况进行适当更改。在本次设计中，φ取90°。叶轮外径D2叶轮外径D2是决定泵性能的最主要水力参数之一。D（2—10）式中，KH——扬程系数，目前，理论上无法直接推导出计算公式。在总结国内外优秀离心泵水力模型的基础上，采用数值分析方法对扬程系数的计算公式进行了修正拟合：KHKH=0.5683971-0.0007563×33.06-0.0000003×33.062=0.5431D2=603.14吸入室设计直锥型吸入室具有结构简单、生产和制造方便、流速分布均匀、流动阻力损失小等优点，主要用于单级单吸离心泵。直锥形吸入室的出口直径与叶轮的进口直径相同，所以D=255.7㎜，通常进口直径比出口直径大7%～12%，故取其值为290㎜，在允许的锥度下（约在7⁰-18⁰范围内）取14⁰，直锥式吸水室的轴向长度确定为L=200㎜。螺旋形压出室螺旋形压出室由一个截面愈发扩大的圆环形流道和一个扩压管组成，位于叶轮出口之后，其功能是收集高速流出叶轮的液体，降低其速度，将速度动能转化为压力能，并按一定要求将液体输送至下部叶轮进口或出口管线[9]。基圆D3螺旋形压出室螺旋线开始的位置称为隔舌。隔舌所在直径D3称为基圆直径。隔舌与叶轮外径之间有一适当的间隙，若间隙过小，泵在大流量下可能会在水压室内产生气蚀，并伴有着噪音和振动，如果间隙过大，由于间隙中液体的循环，功率会损失，从而降低泵的最佳效率。D3如果基础回路的尺寸选择在上述公式的范围内，这对泵的性能没有明显影响。低比转速泵选择较小的系数值，高比转速泵选择本设计中采用的较大系数值1.08。D舌角α3舌角是蜗室第八断面0点处（即蜗室螺旋线的起点）螺旋线切线和基圆切线之间的封闭角。为了使液体从叶轮穿过蜗室而不受冲击，流体流动角α2度通常等于叶轮出口的绝对速度α泵舌安装角θ理论上，泵舌应位于第Ⅷ断面的基圆D3上，但这么做会使泵舌与叶轮间的间隙过小，且易产生共振频率，泵舌也太薄。因此，一般沿着蜗室的螺旋线移动泵舌，这是泵舌的安装角度θ。泵舌的安装角度从表5-1中选择。表5—1泵舌安装角选比转速ns406080130180220280360安装角10⁰15⁰20⁰25⁰30⁰38⁰45⁰45⁰在选择泵舌的安装角度θ时，还应考虑结构布置的可能性。通常，圆角半径应在泵舌α处确定r=2mm～2.5mm，如果泵相对较小，可以相应增大θ角。本设计泵舌安装角10°。蜗室断面面积蜗室的横截面积对泵的性能有很大影响。泵的比转速越小，冲击越大，比转速越大，冲击越小。蜗室的横截面积由耳蜗腔的选定速度决定。根据以下公式计算蜗室中流体的流速：ν3式中：ν3Κ3由《机械设计手册》中的标准表中根据比转速ns=33.06选取螺旋形蜗室和导叶中的标准速度系数K3=0.515。从而可以得到ν3=0.515×2蜗室最大断面处的面积为FⅧ：FⅧ=qvFⅧ=扩散管为了减少压力管路中的液压损失，有必要进一步降低压力室中的流速。通常通过放置在第八节断面后面的扩散管来实现。液体离开蜗室后进入扩散管，在扩散管中，80％～85％的动能转化为压力能。扩散管的末端是泵的排放口，与排放管道相连。因此，应根据国家标准规定的管径选择排放直径，其流量应满足经济流量。扩散管的扩散角一般取8°～12°，扩散角过大，会导致液体在边界层中流出，增加水力损失。扩散管的长度与进口截面直径之比不得超过2.5～3，否则，由于边界层厚度增加，液体流将流失，扩散器的工作性能将恶化。本泵扩散角选取12°，吐出口直径为430mm。轴承轴承选择根据轴承中摩擦性质的不同，轴承可分为滑动摩擦轴承（以下简称滑动轴承）和滚动轴承动态摩擦轴承（以下简称滚动轴承）分为两类。滚动轴承是现代机械中广泛使用的部件之一。这取决于主要部件之间的滚动接触支撑旋转部件具有成本低、功耗低、阻力小的优点。而且，它标准化，便于选择、润滑和维护。滚动轴承的摩擦系数相对较小，使机器转动灵活轻快，提高了工作效率。润滑油的消耗更少。如果滚动轴承有良好的[10]密封装置，只需添加一次润滑油即可长期使用[11]。本设计中的泵叶轮使用平衡孔来平衡轴向力的70%~90%，轴向力其余部分由止推轴承承担。所以选择深沟球轴承。轴承的校核轴承的寿命校核：L式中：Lh——额定寿命，40000h；n——转速，r/min；C——在基本额定动载荷，Cr是相反的向心轴承。参考《机械设计手册》，得Cr=25.5KN；P——当量动载荷，N；ftε——寿命系数，对球轴承的寿命系数为3；fpP=XF式中：X——径向动载荷系数，1.0；FrY——轴向动载荷系数，0；Fa由公式得：C=1.2=16.24KN<25.5KN键的选择与校核键的选择键的选择包括两个方面：类型和尺寸。键的类型应根据键连接的结构特点、使用要求和工作条件选择；键的尺寸根据标准规范和强度要求确定。键的主要尺寸是其横截面尺寸（通常基于键宽度b×键高度表示h）和长度L。键的横截面尺寸为b×h，根据轴的直径从标准中选择。键的长度L通常可以根据轮毂的长度来确定，即键长等于或略短于轮毂的长度。一般来说，轮毂的长度可取L≈（1.5～2）d，d是轴的直径。选定的键长度也对应于标准中指定的长度系列。叶轮与轴配合键选择：圆头普通平键（A型）b=8mm，h=7mm，L=50mm。联轴器与轴配合键选择：圆头普通平键（A型）b=8mm，h=7mm，L=32mm。键的强度校核当平键连接传递扭矩时，常见材料组合和标准尺寸的普通平键连接（静态连接）的主要失效形式是表面塌陷。除非出现严重过载，否则键不会被切断。因此，强度校核计算通常仅根据工作面上的挤压应力进行。假设载荷均匀分布在键的工作面上，普通平键连接的强度条件为：σ式中：T——传递的转矩，N·m；k——键与轮毂键槽之间的接触高度，mm，k=0.5h，h为键的高度，mm；l——键的工作长度，mm，圆头平键l=L-b，L为键的公称长度，mm，b——键的宽度，mm；d——轴的直径，mm；σp键、轴和轮毂之间最弱材料的允许挤压应力P键、轴和轮毂之间最弱材料的允许压力，MPa，具体数值参考表5—2。表5—2键连接的许用挤压应力、许用应力MPa许用挤压应力或许用应力连接工作方式键或毂、轴的材料载荷静载荷轻微冲击冲击σ静连接钢120~150100~12060~90铸铁70~8050~6030~45叶轮与轴配合键校核：σp联轴器与轴配合键校核：σp=2×联轴器选择在水泵中，离合器是连接两个轴、传递扭矩并使它们一起转动的重要部件。联轴器也是一个关键部件，在水泵运行和维护期间需要定期维护、检查、维修和校正。由于联轴器连接的两个轴的制造和安装误差，两个轴的位置不能完全重合。同时，在机器运行期间，部件变形、基础下沉、旋转部件质量不平衡、运行期间温度变化、轴承磨损等。两个轴的位置进一步变化，产生轴向位移、径向位移、角位移、综合位移等。引导[12]。如果在连接两个轴时无法补偿这些偏转，则会产生额外的应力和变形，导致强烈振动，并恶化轴、轴承和轴上零件的工作条件。基于上述情况，联轴器的功能不仅是传递连接两个轴的扭矩，还可以补偿两个轴的轴位置偏差，吸收振动和减轻冲击。联轴器可分为普通联轴器、安全联轴器和特殊联轴器。法兰联轴器具有结构简单、成本低、维修方便、扭矩传递大、应用广泛等优点。该泵选用凸缘联轴器。本次设计选用YL4，YLD4型联轴器。标记：从动端：J型轴孔，A型键槽，d=24mm，L=52mm。联轴器的初步校核：公称扭矩Tn=40n.m，而泵轴的扭矩T=35.19n.m≤Tn，所以合理。许用转速n=9500r/min泵转速n=2980r/min≤9500r/min，因此合理。原动机的选择原动机概述泵原动机的选择应根据泵的性能参数、管道输送过程、自动控制要求、能源供应条件等因素确定[13]。无论是在国内还是国外，电动机都是输水管道使用最广泛的原动机。在当地供电充足的情况下，使用电动机有以下优点：1）泵设备价格较低，经济性良好；2）该设备具有体积小、重量轻、安装维护简单、检测周期长、连续运行时间长、运行可靠等优点；3）基础和支撑系统简单；4）可直接与离心泵连接，无需齿轮箱；5）易于自动控制，操作人员少。电机分为异步和同步两种类型：异步电动机：结构简单，运行可靠，价格低廉，是最常用的节水管道。同步电机：可提高电网功率因数，结构复杂，减少无用功耗，节约电能，价格昂贵。原动机选择泵有效功率Ne式中，g——重力加速度，9.81m/s2；ρ——密度，kg/m3；qv——设计流量，m3H——泵的扬程，m；Ne——有效功率，kw；Ne泵轴功率N=N式中：N——设计条件下的轴功率，kw；Ne——泵效率。N=泵计算功率Nc=1.15N（3-3）式中，Nc——计算功率，kw；Nc=1.15×171.95=197.74kw选择电动机基于以上讨论和计算，并根据课题要求，本次设计选用异步电动机，其具体参数见表3-1。由于设计要求泵功率大于61%，因此所选泵满足要求。表3—1选用异步电动机具体参数泵轴的校核轴的设计包括两个方面：结构设计和工作能力计算。轴的结构设计是根据轴上零件的安装定位要求和轴的制造工艺，充分确定轴的结构形状和尺寸。轴的结构设计不当不仅影响轴的工作性能和轴上零件的操作安全，而且增加了轴的制造成本和轴上零件的装配难度。因此，轴的结构设计是离心泵设计的重要内容。轴的工作能力计算是指轴的强度、刚度和振动稳定性的计算。在大多数情况下，轴的工作性能主要取决于轴的强度[14]。此时，只需检查轴的强度，以防止断裂或塑性变形。对于刚度要求较高的轴（如车床主轴）和应力较大的细长轴，还应进行刚度计算，以防止在操作过程中产生过大的弹性变形。对于高速运行的轴，还应进行振动稳定性计算，以防止共振和损坏。在工作过程中，离心泵轴在各种外力作用下发生变形和损坏，轴通过自身的尺寸和材料性能抵抗变形和损坏。通常，轴抵抗变形的能力称为刚度，轴抵抗破坏的能力称为强度。离心泵轴的设计应具有足够的强度和刚度，以提高泵的可靠性和使用寿命。这样，轴的尺寸应更大，材料应更好地使用。另一方面，希望轴的重量减轻，成本降低。这些要求相互矛盾。在设计计算中要正确处理这一矛盾，合理确定离心泵轴的尺寸和材料，以满足轴的刚度和强度要求，做到物尽其用、用材合理。叶轮和其他部件安装在轴上，并在泵体内同时高速旋转。泵轴的强度和刚度对泵的使用寿命和可靠性有很大影响。因此，对轴的强度和刚度进行校核是非常必要的。强度校核轴的自重：W式中：v——轴总体积，以轴平均直径35mm为轴径计算的轴体积，m3；ρ——轴材料的密度，ρ=7900kg/m3W叶轮的自重：W式中：n——叶轮个数；m——单个叶轮质量，估算得出叶轮质量是18kg；W与其他部件的自重相比，轴和叶轮的自重可以忽略不计。作轴受力简图如图1：图1轴受力简图求支座反力R1，R2，有公式得：R式中：Fr——径向力，Fr=705N；Rs=2474N；Y=有公式的：R1=1557N求得得b点,d点弯矩：作轴的弯矩图如图2：图2轴弯矩图轴扭矩图3：图3轴扭矩图轴弯扭矩合成图见图4：图4轴弯扭矩合成图由图14可见，b面最危险，其当量弯矩为：计算危险截面处直径：考虑到轴上键槽对轴的削弱故增大轴径5％db=31.19mm≤db=30.06mm≤通过计算可得出结论，轴强度校核符合条件。刚度校核实践经验证明，卧式泵的轴刚度只需满足以下条件。该泵为单级悬臂泵，只需满足以下公式：t式中：l—两支撑中心之间的距离，m；t—泵轴悬臂部分的长度，m；t因此，刚度满足条件。泵体结构设计泵体的作用是在一定的空间内关闭叶轮，使液体通过叶轮的作用被吸入和压出。泵壳通常为蜗壳形状，故又称蜗壳。由于流道的横截面积逐渐扩大，叶轮周围甩出的高速液体逐渐减少流量，使部分动能能有效转化为静压能。泵壳不仅收集从叶轮喷出的液体，而且是一个能量转换装置。泵体由进口段、中间段、出口段和轴承架组成。出口段流道形状对离心泵内部流动影响较大，必须结合相关理论进行计算。为了保证多级离心泵的强度和刚度，需要通过计算确定中间段和出口段的厚度[15]。出口段蜗室形线主要尺寸的确定出口段的蜗室由水压室和水压室组成。有两种水压室：螺旋水压室和环形水压室。环形水压室具有对称、结构简单的优点。多级离心泵的出口段通常采用环形水压室。这种结构便于安装和布置，加热后泵体变形均匀。因此，本次设计的离心泵的水压室采用直锥形水压室。同时，它也采用了对称形式。出口段蜗壳室的横截面如图5所示。图5蜗室截面图确定基圆直径D3及压水室直径D4基圆直径D3应略大于叶轮外径D2。如果基圆直径小于叶轮外径，可能会发生振动和噪音。通常情况下取，系数的取值与泵的比转速有关，表3-1给出了比转速与取值的关系。表3-1基圆直径的参考价值比转速ns基圆直径D242~7070~106106~177177~2821.05D21.06D21.07D21.08D2由于本文中泵ns=33.06，因此取系数为1.04，计算得基圆直径D2=208mm离心泵出口段的水压室采用直锥形水压室。根据以下公式计算蜗室中液体的流速：ν3式中：ν3Κ3根据比转速ns=33.06由《机械设计手册》选取螺旋形蜗室和导叶中的速度系数K3=0.515。ν3=0.515×2蜗室最大断面处的面积FⅧ：FⅧ=qvFⅧ=压水室的速度系数由图6选取：图6压水室的速度系数结合上式计算的断面面积S=Qvs=469mm2。压水室的半径高于基圆半径30mm，流道内部宽度为20mm，计算出的压水室直径D3=泵出口直径、长度和过渡位置的确定位于泵出口处的直径Dr与泵进口的直径Ds有关系，通常情况下取Dr=（1~0.7）Ds离心泵出口部分与中心部分相连，出口段的进口直径Ds取中段的端部直径，系数取0.7，出口段的出口直径由DS=430.6mm根据设计条件确定。轴的长度和相对于轴的过渡位置的高度主要根据轴的位置以及与其他零件的匹配尺寸来确定，取扩散管长度L=300mm，L1=140mm。多级离心泵出口段及中段的厚度计算传统的泵体厚度计算方法难以精确计算。一般情况下，先用经验公式确定壁厚，然后根据实际工况加厚，以确保满足刚度和强度要求[16]。出口段蜗室的厚度可以根据下式初步计算h=式中：h一蜗室厚度，cm；σ一材料的许用应力；heq—相对于特定速度的蜗室等效厚度；ℎ计算得蜗室的厚度h=3.5mm，中段的厚度计算可根据公式：δ≥式中：δ一中间段的厚度；i一叶轮的级数；Di—中段入口直径；p一压强，压强可根据下式计算得出：p=根据类似泵的尺寸，中段的入口直径为170mm，入口压力P0为大气压力。连接到入口部分的中间部分的厚度计算为δ1=2mm，连接到出口部分的中间部分的厚度δ2=3mm。考虑到腐蚀和磨损情况，并确保泵的可靠性，中间部分的厚度加厚至5mm。为了便于加工和制造，将两个中间部分的厚度取为相同的值，得到中间部分的厚度离心泵重点部件高效设计高效吸水室结构设计离心泵吸入管接头与叶轮进口之间的空间称为吸入室。它是液体进入离心泵的第一个部件。液体在进入叶轮之前流过吸入室。在液体从吸入管流入叶轮的过程中，应改变流速，特别是应调整流速分布，以适应液体在叶轮中的运动。因此，在叶轮前面设置吸入室来调节压力非常重要。它的功能是以最小的流量损失将液体平稳地导入叶轮，并且要求叶轮进口处的速度分布更加均匀。离心泵吸入室的作用是以最小的损失将吸入管路中的液体均匀地引至叶轮。它对进入叶轮的液体的流动状态有很大影响。其几何形状和设计直接影响泵的性能和汽蚀的性能[17]。吸水室可分为以下三种形式：直锥管吸水室：直锥吸入室是单级泵中最常用的一种结构简单、水力性能优良的吸入室。液体在直锥管中流动时，溢流段逐渐减小，流速逐渐增大，流速分布均匀，能更好地保证液体均匀进入叶轮。（2）环形吸水室：环形吸水室是形状和断面积均相同的吸水室，因结构简单对称，轴向尺寸较小，常用于泵轴穿过吸水室的泵如杂质泵和多级泵。采用环形吸水室往往是根据结构的需要。（3）半螺旋形吸水室：在半螺旋式吸入室中，当液体流经吸入室的截面时，部分液体已进入叶轮，因此截面面积逐渐由大变小，因此外壁设计为螺旋形。与环形吸入室相比，半螺旋吸入室在液体绕过轴后不会产生漩涡，流动状态均匀，叶轮进口速度场相对稳定。半螺旋吸入室广泛应用于单级双吸泵和中开式多级泵。通过分析汽蚀的理论公式［18］可知，影响泵气蚀性能的主要因素有两个：一个是叶轮进口前的吸入室设计，另一个是叶轮进口的设计。试验表明，吸入室设计不当会影响叶轮的气蚀性能，吸入室几何形状复杂会对减压系数产生不利影响。因此，进一步对吸入室进行模拟计算，选择效率最高的吸入室是本次设计的关键内容之一。吸水室模型建立根据设计要求设计一离心泵，其性能参数:设计流量Q=0.251m3/s、扬程H=42.6m、转速n=1400r/min、轴功率Pa=171.95kW。主要几何参数:进口直径Dj=255.7mm、出口直径D2=430.6mm、叶片进口安放角β2=20.1°、叶片数Z=7、叶片包角φ=110°、叶片厚度=12.9mm、蜗壳基圆直径D3=145mm、蜗壳进口宽度b3=30mm。叶轮结构参数示意图如图7所示。根据相关参数，分别设计了直锥、环形和半螺旋三种不同结构的支撑吸入室，并用三维软件Solidworks进行建模。建立好的吸水室三维模型如图8所示。图7叶轮结构参数示意图8吸水室三维模型吸水室结构效率计算及分析图9显示了具有不同吸入室的离心泵的性能曲线。Q为实际流量，Qd为额定流量。从图中可以看出，在小流量条件下，效率和水头略有不同。在额定工况和大流量工况下，三种不同吸入室的效率有明显差异。随着流量的增加，效率逐渐降低，在额定工况下效率最高。与直锥形吸入室相比，半螺旋和环形吸入室下的离心泵效率大大降低，特别是在大流量1.4Qd的情况下，效率下降最为明显，降幅分别为4.74%、21.71%。直锥形吸入室离心泵的效率下降缓慢，效率最高。就扬程而言，半螺旋和直锥吸入泵的扬程下降缓慢且相对相似，在额定工况下，二者相差4.42%，在大流量条件下，压差为7.84%，而环形吸入室下的压头明显减小。与直锥形吸入室相比，在额定流量和大流量条件下，两者的差异分别为11.83%和21.75%。图9不同吸水室离心泵效率曲线在小流量条件下，不同的吸入室对离心泵汽蚀性能的影响没有差别。随着流量的增加，临界汽蚀余量逐渐增大，半螺旋和环形吸入室离心泵的临界汽蚀余量大幅增大，表明流量的增加更有可能引起叶轮的汽蚀。三种不同的吸入室对离心泵汽蚀特性的影响为：环形吸入室>半螺旋形吸水室>直锥形吸入室。可以看出，吸入室的几何形状对离心泵的性能有重大影响。为了更好地研究和分析不同吸入室的流场速度变化对叶轮空化的影响，分别截取了三个吸入室设计流量条件下叶轮初始空化的矢量分布图、压力云图和形状图，如图10～12所示。由图10可知，直锥吸入室通道内速度分布对称，流场均匀性好，通道内无涡流。图10吸水室压力与速度矢量图(直锥形吸水室)如图11所示，半螺旋形吸水室在输出C处的速度明显较高，隔舌处有明显的漩涡，有一定的回流，导致一定的能量损失。图11吸水室速度矢量图(半螺旋形吸水室)从图12中看出，当液体沿着环形吸入室进口侧的锥体流动时，流场是均匀的，速度逐渐增加。图12吸水室速度矢量图(环形吸水室)结论在在小流量条件下，不同的吸入室对离心泵汽蚀性能的影响没有差别。随着流量的增加，临界汽蚀余量逐渐增大，半螺旋和环形吸入室离心泵的临界汽蚀余量大幅增大，表明流量的增加更有可能引起叶轮的汽蚀。三种不同的吸入室对离心泵汽蚀特性的影响如下：环形吸水室＞半螺旋形吸水室＞直锥形吸水室[19]。在不同工况下，直锥形吸入室叶轮进口处的气蚀较小，而半螺旋吸入室和环形吸入室叶轮进口处的气蚀在流道进口之间扩散，环形吸入室叶轮进口处的气蚀最为明显。可以看出，吸入室的几何形状对离心泵的性能有重大影响。根据设计参数以及设计要求，本次设计选择直锥形吸水室作为蜗壳的吸入室设计，能够使泵的效率最大化。离心泵高效叶轮设计由于水力机械的关键能量转换必须依赖于叶轮和水压室，因此叶轮是一个核心部件。其结构设计是否科学合理，对整个机组能否满足工作要求有很大影响。离心泵水力设计的关键是依靠流量分析和基于流量分析的优化设计来提高离心泵的运行效率[18]，只有充分掌握叶轮的内部流动，了解流道部件内部压力和速度场的实际分布，才能进一步优化水力设计。叶轮的选择圆柱形叶轮(ns<90)广泛，应用于离心泵中。其优点是工艺简单，但效率和性能相对较差。在大流量、高压头和高空化性能要求的情况下，必须使用扭曲叶片的叶轮。本设计泵的比转速ns=33.06<90，采用圆柱形叶轮。设计结果定义网格和边界条件后，直接使用Fluent软件进行仿真模拟。通过计算可以得到最佳的叶轮型线。根据设计条件，进口角为20.1°，出口角为14°，叶片为7片。根据最佳尺寸，可以知道残余误差、叶轮压力和转速分布，如图13~图15。图13残差曲线图14叶轮的压力分布云图图15叶轮的速度分布云图从图13可以看出，从入口到出口，绝对速度继续增加。由于叶轮属于后弯型，靠近工作面的流速越快，远离工作面的流速越低[20]。从图15可以看出，靠近工作面流体的雷诺数越大，它处于絮状流状态，但远离工作面流体的雷诺数越低，粘性效应越大，因此它表现为层流。图14是压力分布的云图。可以看出，从入口位置到出口位置有上升趋势。压力面上的压力明显超过吸入面，在叶片进口处可以看到一个明显的低压区。叶轮压力逐渐增加，梯度没有明显波动。因此，叶轮的设计更加合理。通过优化后的离心泵，其实际运行效率从61%提高到74%，大大提高了运行效率。泵体及其部件的密封设计密封件是设备中的附件，但密封件的质量对整个设备的效率和性能有很大影响，在一定程度上反映了产品的质量水平[21]。单个密封失效造成的损失可能是密封本身价格的1000万倍。密封的基本要求是密封性能好、安全可靠、使用寿命长、结构紧凑、系统简单、制造维护方便、成本低。密封件多为易损件，应确保互换性强，并实现标准化和系列化。叶轮密封叶轮口环置于叶轮进口边缘，其结构和尺寸由叶轮相关零件的结构和尺寸决定。口环可随叶轮旋转，并与调整螺钉连接。其作用是防止叶轮在旋转时与泵体发生摩擦，增加叶轮与泵体之间的距离，增加泄漏，影响效率。本次设计的泵口环材料为HT200钢，结构形式为平环式，如图16。图16机械密封泵体密封泵体密封圈放置在叶轮口环的适当位置，用开槽螺钉连接到泵体上，并固定在泵体上的泵体上，结构尺寸由泵体相关零件的尺寸决定。其功能与叶轮口环类似。不同之处在于，密封圈用于保护泵体。本次设计的离心泵密封圈材料为HT200钢，结构形式为平环式。泵体密封圈与叶轮口环配合使用，可减少流体损失，耐磨损，更换方便。泵体密封圈与叶轮口环之间的距离不易过大或过小。过度装配会导致泄漏、增加磨损并降低容积效率；太小可能会导致两者之间的摩擦，有时还会导致振动。总之，两者之间的间隙为0.1mm-0.2mm。轴封设计轴封和泵轴之间的密封。轴封的主要功能是防止高压泵的液体泄漏和进入泵的空气会减少输送的液体量。轴封选择不当不仅降低了泵连续运行的成本，还缩短了泵连续运行所需的时间。在现代大型工厂中，减少设备的连续工作时间等于减少利润。此外，在泵中运输易燃、易爆和有毒液体时，泄漏问题更为严重[22]。本设计中泵采用机械密封。机械密封（端面密封）是一种防液损装置，由至少一对垂直于旋转轴的端面组成，这些端面在液体压力和补偿机构的弹力（或磁力）的作用下，在辅助密封和滑动的配合下被卡住。机械密封结构的选择主要基于密封的工作参数、介质特性、泄漏和使用寿命要求，以及密封安装的有效空间限制。此外，必须考虑安装、维护和密封的价格。由于机械密封的两个端面紧密配合，在密封端面之间的接合处（密封界面）形成一个小缺口。当加压介质通过该间隙时，会形成一层极薄的液膜，从而产生阻力，防止介质泄漏，并润滑端面，以实现长期润滑效果。离心泵叶轮的制造离心泵叶轮是一种典型的液压元件，与流体相互作用的区域应为具有严格水动力特性的变厚度曲面体。如图17所示，传统叶轮叶片的厚度从进口侧到出口侧各不相同。此外，需要对前后口环进行机加工，以满足配合间隙的需要。对于大多数口环公称直径（略大于叶轮进口直径）小于200mm的离心泵，最大允许间隙量仅为0.3mm~0.5mm（下限为0.06mm~0.08mm）[15]。铸造离心轮由组合式前盖板、铲子和后盖板组成[23]。叶轮叶片具有结构流线型，所以水力性能好。另一方面，由于铸造工艺的限制，叶轮叶片和前后盖板不能太薄。冲压组合式叶轮正好相反：由于板材选材和冲压工艺的限制，叶轮叶片不能做成流线型，但板材厚度较薄，因此叶片和前后盖板可以制作得很薄，其重量约为铸造叶轮的五分之一[24]。如图18所示，冲压组合叶轮主要由单独冲压的前盖板、后盖板、后密封圈和两组叶片（或一组叶片）组成。当叶片精度较高时，可先对叶片进行冲压成形，然后用五轴机床进行切割，以达到更高的精度要求，提高离心泵的效率。图17铸造式叶轮图18冲压组合式叶轮经济性分析设备的成本效益体现在设计、制造和使用的整个过程中。设计机器时应充分考虑这一点。设计和制造的经济性体现在机器的低成本上；使用经济的特点是生产率高、效率高、能源、原材料和辅助材料消耗低，以及管理和维护成本低。在设计中，主要采取以下措施来提高设计和制造的经济指标：1）设计结构合理，采用单级悬臂形式，保证其功能的充分实现；2）采用价格经济的材料，如直锥形吸入室、叶轮、螺旋涡流室、泵体密封圈和密封圈。储物箱和支架采用HT200铸铁或车床铸造、冲压或加工。HT200具有合理的价格、良好的铸造性能和切削性能，应用广泛。铸造成型后，加工零件少，工艺技术要求低，可采用普通车床加工；3）设计应用CAD技术以及Solidworks和ANSYS等软件进行辅助设计，加快了设计速率，减少了计算过大的压力，降低了设计成本；4）提高零件的结构可制造性，使其使用更少的材料（泵体腔），易于加工（回刀槽）和组装（驱动槽上方的砂轮）；5）尽量使用标准化、系列化和通用的零部件，如联轴器、键和轴承；6）零件结构采用标准化结构和尺寸；7）选用高效的传动系统，电机通过离合器直接驱动泵轴旋转，减少了传动的中间环节，降低了能耗和生产成本；8）采用润滑方式以延长机器的使用寿命；9）采用可靠的密封系统（机械密封），减少泄漏；10）采用现代设计方法对设计参数进行优化，使设计计算结果尽可能准确，确保机器具有足够的可靠性。本设计结构合理，大大减少了材料浪费，缩短了加工时间，使其经济合理适度。结论本次设计任务是一台高效节能的离心泵。考虑到离心泵的基本工作性能，流量范围较大（一般为10~350m3/h，最大流量可达10000m3/h以上）。水头随流量变化。在一定流量下，只能提供一定的水头（单级水头一般为10~80m）。本次设计的泵的液压方案采用单级单吸结构。本设计采用闭式叶轮（带盖板和圆盘，流道封闭）。轴设计为阶梯轴，材料为45钢。本设计的吸入室采用直锥形吸入室，结构简单，制造方便。在这种设计要求下，所设计的泵可以达到最高的效率。压出室选用螺旋压出室，具有结构简单、制造方便、高效区宽、叶轮转动后泵效率变化小等优点。离心泵运行时产生轴向力和径向力。叶轮后盖板上开有一圈小孔，以补偿轴向力。剩余轴向力由轴向轴承承载，径向力小，无需采取特殊补偿措施。轴封采用普通机械密封，性能可靠，泄漏少，使用寿命长，功耗低，无需频繁维护，满足生产过程自动化和高温、低温、高压、真空等恶劣工况的密封要求，可满足高速和各种高腐蚀性介质的要求。协助设计机械密封的润滑、冲洗和冷却。冲洗冷却方式为自冲洗，并预留冲洗通道。叶轮与泵体之间的密封由四个密封圈（叶轮前密封圈、泵体前密封圈、叶轮后密封圈和泵体后密封圈）实现。密封圈材料为HT200，不仅满足密封要求，而且避免了叶轮和泵体的磨损。本设计的要求是高效节能的离心泵。设计要求泵效率大于61%。经计算，本次设计的离心泵效率约为74%，满足设计要求。设计过程符合标准，设计强度和刚度符合要求。因此，本设计是合格的，符合要求。参考文献关醒凡．泵的理论与设计［M］.北京:宇航出版社,1995,179-238.查森.叶片泵原理及水力设计［M］.北京:机械工业出版社,1987,20-149.张雪蕊.低扬程大流量离心泵的高效率节能技术研究[J].广东建材,2021,37(08):60-62.吴桂芬.高比速离心泵的高