IH型化工離心泵設(shè)計.doc

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1、中南林業(yè)科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計 IH65-50-160 化工離心泵設(shè)計 1 引言 泵是輸送液體并提高液體能量的一種機器，也可以說泵是把原動機的機械能轉(zhuǎn)變成抽送液體能量的一種機器。原動機通過泵軸帶動葉輪高速旋轉(zhuǎn)對液體做功使其能量增加，從而把需要數(shù)量的液體由吸液池經(jīng)泵的過流部件輸送到要求的高處或要求壓力的地方。 泵的種類繁多，由于原料、半成品和成品大多是強腐蝕、帶顆粒、高黏度、易燃易爆、有毒、貴重的特殊液體，故其廣泛應(yīng)用，特別是在化工、石油、冶金、制藥、化纖、造紙等工業(yè)中，這種泵稱之為化工泵?；び帽糜衅洫毺氐奶?/p>

2、點： （1）泵過流部件的材質(zhì)要能耐流體腐蝕、磨損、壽命長。化工泵用于輸送不同溫度、不同濃度下的各種腐蝕性液體，故泵的過流部件要選用不同的材質(zhì)或增加保護層以適應(yīng)流體的腐蝕；有的甚至液體中還含有磨蝕性固體顆粒，造成過流部件的嚴重磨損，使泵的壽命大為降低，為防止這種現(xiàn)象則考慮采用保護措施或選用耐磨蝕性材料。 （2）泵的結(jié)構(gòu)合理、可靠、運行操作、維護維修、裝拆方便。由于化工生產(chǎn)是連續(xù)化大生產(chǎn)，泵是其中最重要的機器之一，若泵出現(xiàn)了故障，就會中斷流程中介質(zhì)的流動，使整個裝置被迫停止下來，造成嚴重的經(jīng)濟損失。因此，機械結(jié)構(gòu)的可靠性、維護維修的方便性是化工泵最重要的問題。 （3）泵密封結(jié)構(gòu)的特殊性與可靠

3、性。對于化工泵輸送的強腐蝕、帶顆粒、高粘度、有劇毒、易燃易爆、價格昂貴等特殊液體，是不允許泄露到泵外去的。 （4）性能良好，效率高，能與裝置匹配。由于化工廠中要處理各種不同的大量的液體，有原料、半成品及成品，這些物料都通過泵來輸送和加壓的，這就需要大數(shù)量的泵來滿足不同工藝流程的要求。 （5）化工用泵的特殊性。由于化工工藝流程中的介質(zhì)種類繁多、性質(zhì)各異，操作條件苛刻，這就需要各種不同結(jié)構(gòu)，不同材質(zhì)的特殊泵來滿足不同工藝流程的要求。 綜上所述，化工泵要選用合適的材料以提高泵的耐腐蝕和磨損，延長其使用壽命；采用合理的結(jié)構(gòu)以提高泵的運轉(zhuǎn)可靠性和維護檢修的方便性；設(shè)計良好的密封結(jié)構(gòu)以減小

4、泵的泄露，提高泵的效率；研制適應(yīng)特殊條件下工作的各種結(jié)構(gòu)的特殊泵以滿足不同工藝流程的要求；泵的性能好，效率高，能與裝置良好匹配。這些既是化工泵與普通泵的區(qū)別，又是我們研究、設(shè)計、制造新型化工用泵的方向及廣大用戶的要求。但化工泵是屬于某些特殊條件下的專用泵，因此，一種化工泵不可能具備上述特點，所以，在追求泵的通用化、標(biāo)準(zhǔn)化、系列化的同時，應(yīng)充分考慮各行業(yè)的特點，設(shè)計制造和選擇相應(yīng)的化工專用泵。 本次設(shè)計的IH泵是取代F系列（耐腐蝕泵）的單級單吸化工流程泵，其性能參數(shù)、結(jié)構(gòu)型式和安裝尺寸，軸封空腔和底座尺寸均按國際標(biāo)準(zhǔn)ISO泵準(zhǔn)則設(shè)計；泵體為軸向吸入、徑向排出，后開門腳支撐式，并直接固定在底座上

5、，使泵體受力好。泵體和泵蓋構(gòu)成泵壓液室，泵蓋通過止口用連接螺栓夾緊在泵體和懸架體之間。葉輪、軸、軸承構(gòu)成泵的轉(zhuǎn)子部件。為減小泄露和保護泵體，設(shè)計了前置密封環(huán)，為改善軸封，平衡軸向力，在葉輪后蓋處設(shè)置了背葉片；為減小背葉片的功耗，改善軸封，在軸封前加付葉輪；采用填料密封結(jié)構(gòu)；根據(jù)軸的轉(zhuǎn)矩大小，設(shè)計了彈性套柱銷聯(lián)軸器。綜上所述，IH泵具有性能先進、結(jié)構(gòu)新穎可靠，三化程度高，應(yīng)用廣泛，維護檢修方便等優(yōu)點，屬化工流程泵的先進系列。 本次設(shè)計的泵為IH65-50-160型，過流部件材質(zhì)為ZG1Cr18Ni9Ti。采用了背葉片結(jié)構(gòu)，明顯改善了泵軸受力情況，選用深溝球軸承6305承受軸向力、徑向力，采用渦

6、殼式液壓室。本泵具有結(jié)構(gòu)緊湊可靠、體積小、重量輕、造價低、性能良好等優(yōu)點，具有很大的實用推廣價值。 第 51 頁 2 化工離心泵的總體設(shè)計 2.1 設(shè)計依據(jù) 流量 =25 揚程=32 轉(zhuǎn)速=2900 軸功率：3.82kW 必須汽蝕余量 ：2.0m 進出口直徑：Φ65mm、Φ50mm (參考) 2.1.1 化工離心泵的總體設(shè)計 在確定化工離心泵總體結(jié)構(gòu)方案時，我們必須遵循以下幾個原則。 （1） 滿足設(shè)計基本參數(shù)和化工工藝流程與介質(zhì)的要求，泵性能良好。 （2） 運轉(zhuǎn)可靠，壽命長，操作維修裝拆更換方便。 （3） 盡量符合國家或國際標(biāo)準(zhǔn)，

7、三化程度高。 （4） 結(jié)構(gòu)穩(wěn)定，制造可靠，重量輕，經(jīng)濟性好。 2.1.2 泵過流部件的選材分析 根據(jù)泵輸送介質(zhì)的特性（介質(zhì)溫度、濃度、腐蝕性及含顆粒度）找出幾種可能的材質(zhì)，分析它們的物理機械性能，耐腐蝕性能，加工工藝性能，價格及來源，采用“篩選法”逐漸逼近一種適合于特定工藝條件下較為理想的材質(zhì)來，現(xiàn)將常用材質(zhì)的各種性能進行分析。 （1）鑄鐵 鑄鐵是指含碳量大于2.06%的鐵碳合金，由于鐵的標(biāo)準(zhǔn)電極電位低，故在多數(shù)電解質(zhì)中將成為微電池的陽極而被腐蝕，但鑄鐵在強氧化性介質(zhì)中可以鈍化，使其具有一定的耐蝕性，故常用于與濃硫酸接觸的設(shè)備中，但在濃度不高的硝酸中鈍化很不穩(wěn)定。鑄鐵的鑄造性能良好，

8、具有耐壓、耐震、耐磨且價格便宜。 （2）不銹鋼 不銹鋼是指在空氣中能抵抗大氣腐蝕的鋼，這種鋼在氧化性介質(zhì)中（硝酸，硝酸鹽含氧的介質(zhì)，水，醋酸及其他有機酸）中能生產(chǎn)氧化性保護膜，故具有耐蝕性，但它在非氧化性介質(zhì)中如鹽酸，硫酸，亞硫酸和含氯離子的介質(zhì)中如海水，氯化銨中則不耐腐蝕，不銹鋼強度極限高且塑性和韌性好，能在-196度到700度之間使用，其價格相應(yīng)也高。 （3）硬聚氯乙烯 硬聚氯乙烯不僅對大多數(shù)酸堿具有良好的耐腐蝕性能，而且還具有一定的機械強度，成型方便，可焊性好，比重小，其使用溫度在-10度到60度，硬聚氯乙烯除強氧化劑（濃硝酸，發(fā)煙硫酸等）芳香法族，氯代碳氫化合物及酮外，能耐大部

9、分酸堿介質(zhì)的腐蝕，在多數(shù)情況下，硬聚氯乙烯對中等濃度的酸堿的耐蝕性最好，但它在腐蝕介中易于老化，使其重量增加，強度發(fā)生變化。 （4）玻璃鋼 玻璃鋼是采用合成樹脂做成黏合劑，以玻璃纖維及其制品為增加材料，通過各種成型方法制成的各種高強度，比重小，耐熱耐腐蝕性的器件。玻璃鋼具有良好的成型工藝性能及機械加工性能。 （5）化工陶瓷 化工陶瓷具有優(yōu)良的耐腐蝕性能（除氫氟酸和濃堿等）足夠的不透性，熱穩(wěn)定性，耐熱性和機械強度，尤其在處理濕氯水，鹽酸，鹽水，醋酸介質(zhì)時其耐腐蝕性遠非耐酸不銹鋼所能及，化工陶瓷并有耐磨，不老化，不污染被處理的介質(zhì)等優(yōu)點，其使用溫度為1000度（常壓）。但它也有機械強度不高

10、，脆性大，對溫度驟變的敏感性大等不足之處。 根據(jù)泵輸送介質(zhì)的特性，工作條件，材質(zhì)的物理機械性能，耐蝕性，制造工藝性及價格來源等全面分析，最后選定不銹鋼作為過流部件的材質(zhì)，其型號為ZG1Cr18Ni9Ti。 2.2 泵主要性能與結(jié)構(gòu)參數(shù)的分析計算 2.2.1 吸入口徑Ds與排出口徑Dd的分析計算 （1）Ds的分析計算 泵的吸入口徑Ds是指進口法蘭處管的內(nèi)徑，吸入口徑由合理的進口流速確定，一般Vs=1~3m/s。以制造經(jīng)濟性考慮，將流速取大些以減小泵的體積，以提 高其過流能力；從提高汽蝕性能考慮，應(yīng)取較大的進口直徑以減小流速。 Ds===0.094~0.054m=94~54

11、mm 按國標(biāo)GB5662—85，取Ds=65mm。 Vs=Q/（0.785Ds2）=0.00694/（0.7850.0652）=2.09m/s （2）Dd的分析計算 泵的排出口徑是指泵出口法蘭處管的內(nèi)徑，對于低揚程，排出口徑可與吸入口徑相同。而對于高揚程，為減小泵的體積和排出管路直徑以達到投資和安裝的經(jīng)濟性，可取Dd

12、設(shè)計時兼顧汽蝕與效率，取C=900 2.2.3 轉(zhuǎn)速n的分析與計算 確定轉(zhuǎn)速應(yīng)考慮下列因素： a. 轉(zhuǎn)速增加可減少泵體重量，從而節(jié)省材料。 b. 轉(zhuǎn)速n與ns有關(guān)，而ns又與效率有關(guān)，所以n應(yīng)與ns結(jié)合起來考慮。 c. n增加，過流部件的磨損加快，機組振動、噪聲變大。 d. n與泵的汽蝕性能有關(guān)，n增加受到泵汽蝕性能的限制。 e. n與原動機的類型，轉(zhuǎn)速，傳動方式有關(guān)。 f. 從原動機的旋轉(zhuǎn)方向看，泵的葉輪為順時針。 根據(jù)泵的汽蝕條件計算泵的允許轉(zhuǎn)速： 按GB5662—85，>2900，取n=2900。 2.2.4 計算泵的比轉(zhuǎn)數(shù)ns，確定泵的水力方案 在能達到要求

13、的揚程和效率的前提下，為使泵的結(jié)構(gòu)簡單、運行可靠，應(yīng) 盡量采用少的級數(shù)，因此本泵采用一級，由于流量不大而采用單吸。 ns=3.65n/H=3.652900=65.6 由上知泵的比轉(zhuǎn)數(shù)較小，采用單吸葉輪是合理的。 2.2.5 估算泵的效率 （1）水力效率 （2）容積效率 查《泵的理論與設(shè)計》P190圖8-6，得，綜合二者取 （3）機械效率 考慮到其它損失取機械效率為0.86 （4）總效率 =0.8440.0.890.86=0.646 則有

14、 吸入流量： 理論揚程： 校核： 2.2.6 計算軸功率，初選原動機 由前面可知軸功率N=3.82kW，一般Nc=（1.2~1.5）N， 原動機計算功率Nc=（1.2~1.5）N=（1.2~1.5）3.82=（4.58~5.73）kW。由Nc、n選出電機型號為Y132S2-2，ND=7.5KW。 2.2.7 泵的結(jié)構(gòu)形式分析 （1）單吸還是雙吸 由于本設(shè)計中流量不大，而吸入口徑小于200mm，故采用單吸來使結(jié)構(gòu)簡化，降低材料消耗和加工制造費用。從比轉(zhuǎn)數(shù)的計算中也發(fā)現(xiàn)采用單吸葉輪是比較合理的。 （2）直連式還是懸架式 直連式所受

15、的軸向力較大，軸徑也較大，對于吸入口徑小于200mm的單吸泵，一般都采用懸架式。 （3）懸臂式還是雙支撐式 懸臂式機構(gòu)簡單、輕小，易于加工制，由于不穿軸液體流動性好。因此采用懸臂式。 （4）渦殼式還是分段式 單級泵多采用渦殼式，其加工簡單，泵性能曲線高效區(qū)較寬，車削葉輪后泵效率變化不大。而分段式主要針對多級泵的設(shè)計。 （5）泵的結(jié)構(gòu)型式 本泵采用后開門式，它的渦室流道完整，密封性好，檢修方便，不用拆動泵的吸入管路和吐出管路，如圖2.1所示。 （6）葉輪結(jié)構(gòu)型式 葉輪結(jié)構(gòu)分為開式、閉式。閉式葉輪效率高，適合用于不含顆粒或含微量顆粒的液體。同時考慮到密封問題，因此采用帶背葉片且加付

16、葉輪的閉式葉輪。 （7）軸封結(jié)構(gòu)型式 泵用軸封有填料密封和機械密封，另外還有橡膠密封和浮動環(huán)密封。機械密封效果好，但機構(gòu)復(fù)雜，價格高，損壞時不易更換，填料密封效果較差，但結(jié)構(gòu)簡單、價格便宜、易于拆裝、更換方便。為方便用戶，由于本泵設(shè)計壓力不高，采用合適的填料密封即可滿足要求且一次性投入費用低。 （8）懸架結(jié)構(gòu)形式 懸架體采用中間支架和懸架體分開的方式。軸承箱與懸架體、軸承箱與軸承蓋之間用螺釘連接，軸承箱下面與支座用螺栓連接。 （9）原動機與泵的傳動方式 采用聯(lián)軸器傳動。共有4個聯(lián)軸器：泵聯(lián)軸器、爪型聯(lián)軸器、中間聯(lián)軸器和電機聯(lián)軸器。檢修時，將中間聯(lián)軸器取下并松開泵體止口螺母后，便可將

17、支架連同轉(zhuǎn)子全部取出，進行檢修而不必拆卸吸入管路和出口管路。這樣操作方便，停車時間短，經(jīng)濟性好。 圖2.1 泵體的結(jié)構(gòu)形式 2.2.8 軸的初步設(shè)計 （1）軸的選材 化工泵的泵軸多采用3Cr13，調(diào)質(zhì)處理后的硬度HB=269～302，許用剪切應(yīng)力[]=（539～687）10N/m。 （2）軸的計算扭矩與最小軸徑dmin 計算扭矩Mn=9550（ND/n）=9550（7.5/2900）=24.7 Nm 最小軸徑dmin=====0.0132m=13.2 mm 考慮到軸上要開鍵槽，因而此處取軸徑dmin=20 mm，輪轂直徑 dh=(1.2～1.5) di=(

18、1.2～1.5)20=24～30 mm。取dh=30 mm。 按GB5662-85，裝聯(lián)軸器處軸徑d=24 mm，葉輪中心線到軸端之間的距離f=385 mm。 （3）軸上零件布置與軸的草圖設(shè)計 按GB5662-85，聯(lián)軸器處軸徑長1=50 mm。 同時應(yīng)注意以下幾點 一、各段軸徑應(yīng)盡量取標(biāo)準(zhǔn)值 二、軸上螺紋一般采用細牙螺紋 三、軸上定位軸肩一般為1-2 mm，退刀槽，鍵都應(yīng)有標(biāo)準(zhǔn) 草圖如圖2.2所示： 圖2.2 軸的結(jié)構(gòu)草圖 3 泵的水力設(shè)計 3.1 水力設(shè)計的方法及原理 水力設(shè)計的方法有相似理論法和速度系數(shù)法兩種。相似理論法是泵水力設(shè)計的一種常用方法。由于同一個

19、葉輪換上兩個不同的壓液室就會得到兩種不同的性能，故其最好是用于整臺泵的過流部分。當(dāng)兩泵幾何相似、工況相似、過應(yīng)尺寸不太大時，可以為兩泵的水力效率相等，比轉(zhuǎn)數(shù)相等。然后可按相似定律對過流部分的全部尺寸進行放大或縮小。 速度系數(shù)法實際上也是一種相似設(shè)計法。它與相似理論法在實質(zhì)上是相同 的，其區(qū)別在于相似理論法是建立在一臺相似泵基礎(chǔ)上的設(shè)計，而速度系數(shù)法是建立在一系列相似泵基礎(chǔ)上的設(shè)計。即速度系數(shù)法是按相似的原理，把一系列性能較好的泵的資料利用統(tǒng)計法得出速度系數(shù)。設(shè)計時利用速度系數(shù)法計算泵過流部件各部位尺寸。因此這種方法既方便簡單，又切實可靠。 本設(shè)計采用速度系數(shù)法進行水力設(shè)計。 3.2 速

20、度系數(shù)法設(shè)計葉輪水力模型 3.2.1 葉輪參數(shù)計算 （1）確定葉輪的進口直徑D0 見《離心泵設(shè)計基礎(chǔ)》P133頁，由ns=65.6查得葉輪進口速度系數(shù)Kv0=0.063～0.156，葉輪進口速度 v0= Kv0=（0.063～0.156）=1.6～3.91m/s QT =Q/=25/(36000.89)=7.8m3/s D0=()= =（0.0843～0.0587）mm =（84.3～58.7）mm Ds=(1.05～1.15)D0 式中dh為葉輪輪轂直徑，取D0=60mm，則V0為： v0= （2）葉輪入口邊直徑D1 對于ns=40～100

21、時，則D1 ≥D0，對流量較小的泵可取D1 ≥D0 D1=（1.0～1.1）D0=60～66mm。此處取D1 =D0=60mm （3）葉片入口邊絕對速度v1 一般v1 ≥v0，按v1 >v0 ，v0按下式計算： v1= （4）葉片入口邊寬度b1 b1= 因為增大入口邊寬度可使葉輪入口相對速度較小，從而提高泵的氣蝕性能，對ns<100的泵效果比較顯著。因此可適當(dāng)增大一點b1，取b1=15mm。 則絕對速度v1= （5）葉片入口邊圓周速度u1 u1= （6）確定葉片數(shù)Z 對ns=40～80時，一般取Z=6～9，亦可按

22、下面的經(jīng)驗公式計算 Z=（1.1～1.5）=（1.1～1.5）=4.5～6.1，取Z=6 因本設(shè)計為IH65-50-160型，初定D2=166mm。 （7）確定葉片入口軸面速度Vm1 一般葉片排擠系數(shù)=0.77～0.91，取=0.8 a、《離心泵設(shè)計基礎(chǔ)》P131 vm1==3.68/0.8=4.6m/s b、按定義式： vm1 = 取vm1=3.45m/s （8）確定葉片入口安放角 一般=10～40，沖角=3～15，=+，計算液流角=，取=7.26 則=20.740+7.260=280 （9）確定葉片厚度s 對不銹鋼，一般smin=4～5 mm。 （10）

23、計算葉片排擠系數(shù) =1-=1-=0.797 通過計算與設(shè)定值十分吻合。 （11）選取葉片包角 包角是葉片入口邊與圓心的連線和出口邊與圓心連線間的夾角。包角越大，葉片間流道越長，則葉片單位長度負荷越小，流道擴散程度有利于葉片內(nèi)液流的能量交換，若包角太大，則葉片內(nèi)液體的摩擦損失增加，鑄造工藝性差，所以包角大小應(yīng)適當(dāng)選擇，對ns=60～22的泵，一般取=75～150。低ns取大值，初估包角=120。 （12）確定葉輪外徑D2 根據(jù)《離心泵設(shè)計基礎(chǔ)》P133，，由ns=65.6， 查得ku2 =0.967 葉輪外徑對泵性能曲線有很大影響，增大D2，泵的理論性能曲線會上移，即是葉

24、輪外徑為增加相同流量下，其揚程會增加。綜上所述，為保證泵的揚程，適當(dāng)放大D2，取D2=166 mm。 （13）確定葉片出口安放角 一般=16～40，低ns取大值，由《機械工程手冊》第14卷P77-29可知，葉片數(shù)Z、ns、有下列關(guān)系：當(dāng)ns=40～90時，Z=8～6, >30～35。由《離心泵設(shè)計基礎(chǔ)》P55圖2—26可知，當(dāng)，H—Q曲線有明顯駝峰。故建議在250～380之間。綜合考慮選取=30 （14）確定葉片出口寬度b2 參考《泵理論與設(shè)計》P203，40< ns <80時 =0.0071m=7.1 mm ns小取大值，綜合考慮取b2=8 mm。 （1

25、5） 畫軸面投影圖 根據(jù)葉輪主要尺寸，參考相同比轉(zhuǎn)速葉輪，畫出葉輪軸面投影圖，如圖3.1。 圖3.1軸面投影 （16） 軸面流道過流面積檢查 作內(nèi)切圓，分8~12點計算軸面流道過流面積，進口部分分點多一些，如圖3.2。 圖3.2軸面流線檢查 （17） 劃分流線：劃分三條流線，前后蓋板為a，c流線，按一元理論劃分中間流線b，如圖3.3。

26、 圖3.3劃分流線 （18） 取相鄰兩軸面夾角=，按作圖分點法對a，b，c三條流線進行分點，如圖3.4。 圖3.4流線分點 （19）葉輪出口絕對速度v2及v2的方向角 葉片出口排擠系數(shù) 葉輪出口環(huán)形過流面積 葉輪出口軸面速度 葉輪出口圓周速度 理想葉輪出口圓周分速度 旋轉(zhuǎn)不足量 出口圓周分速度 葉輪出口絕對速度 V2的方向角 由上

27、述條件可繪出葉輪出口的速度三角形，如圖3.5所示。 圖3.5 出口速度三角形 （20）在平面方格網(wǎng)上繪制流線，在軸面投影圖中畫軸面截線，葉片加厚， 如圖3.6。 圖3.6網(wǎng)格圖 （21）泵的流量及揚程校核 利用斯托道拉法 Ht= H=0.844HT=0.84439.01=32.92m 從以上計算結(jié)果來看，葉輪水力模型設(shè)計是能夠滿足揚程要求的。

28、 3.2.2 葉輪繪型 已知dh、D0、D1、b1、D2、b2繪制葉輪木模圖，葉輪木模圖見圖3.7。 圖3.7 葉輪水力模型圖 3.2.3 葉輪零件工作圖 根據(jù)葉輪水力模型圖，再考慮葉輪的具體結(jié)構(gòu)便可繪出葉輪零件工作圖，見圖號IH65-50-160-01。 3.3 渦殼水力設(shè)計

29、 3.3.1 渦殼斷面形狀分析 渦形體斷面形狀有梯形、矩形、圓形等三種。a）梯形斷面結(jié)構(gòu)簡單、水力性能好，是渦形體中用的最廣的一種。b）矩形斷面具有和梯形斷面相同的優(yōu)點，適用于各種ns的泵上，它的工藝性最好，且斷面容易打磨和加工。這種斷面的徑向尺寸要比梯形斷面大些。c）圓形斷面：葉輪出口后就是圓形斷面，中間無過渡區(qū)，由于圓形斷面在葉輪出口出突然擴大，這對于泵的水力性能是不利的。圓形斷面的優(yōu)點是：在渦形體受壓后壓力情況比以上兩種斷面要好，因此，它適用于大型、高壓力泵上。根據(jù)過流部件的材質(zhì)及成型工藝選取矩形斷面。 3.3.2 渦形體尺寸計算 （1）基圓D3 一般D3=（1.03～1.08

30、）D2=(1.03～1.08)166=170.98～179.28mm,取D3=174 mm （2）渦室入口寬度b3 一般b3= b2+2Sg+tb++ 式中：b2——葉輪出口寬度，由水力設(shè)計定出，取b2=8 mm； Sg——由葉輪壁厚，由強度設(shè)計定出，Sg=4～5 mm，取Sg=5 mm； tb——由軸封結(jié)構(gòu)設(shè)計定出，tb=5～8 mm，根據(jù)經(jīng)驗對IH65-50-160型離心泵tb=5～6 mm，取tb=5 mm；，取為4 mm；，取為1 mm； 則b3=8+25+5+4+1=28 mm。 （3）舌角 渦室螺旋線的起始點的螺旋線的切線與基圓切線的夾角稱為舌角。為使液流無

31、沖擊地從葉輪進入渦室，應(yīng)與葉輪出口絕對速度v2的液流角一致。故==8.36。 （4）螺旋線起始角與隔舌安放角 設(shè)計時取螺旋線起點在第Ⅷ斷面上，則。理論上泵舌應(yīng)在第Ⅷ斷面的基圓上，但這樣會使泵舌與葉輪間的間隙過小，易產(chǎn)生振動并且泵舌也太薄。一般都將泵舌沿螺旋線移動一些角度。所以從第Ⅷ斷面量起取。取隔舌圓角半徑r=2 mm。 （5）渦室中的流速v3 按速度系數(shù)法由ns=65.6參考《離心泵設(shè)計基礎(chǔ)》P170，查得kv3=0.46 （6）渦形體各斷面面積計算 由于渦形體各斷面面積對泵的性能影響較大，所以我們在設(shè)計時是把渦形體中的圓周方向的平均速度看作常數(shù)來設(shè)計，由上面可知v=11.5

32、3m/s。 則Ⅷ斷面流量： QⅧ=ⅧQT/360=（360-）QT/360=（360-10）0.0078/360=0.00758m3/s Ⅷ斷面面積：FⅧ=QⅧ/VS=0.00758/11.53=0.000657m2=657 mm2 為使泵的高效點向大流量方向移動，應(yīng)把FⅧ放大5%～15%，取放大系數(shù)為1.12，則第Ⅷ斷面的面積為：FⅧ=6571.12=736 mm2 其它各斷面面積Fi： Fi=FⅧ/Ⅷ=FⅧ/（360-）=45iFⅧ/350 式中：—為第Ⅰ斷面的包角，=45i-=45i-10，i=1～8， 各斷面面積計算如下： FⅠ=35736/350=73.6 mm2

33、 FⅡ=80736/350=168.2 mm2 FⅢ=125736/350=262.8 mm2 FⅣ=170736/350=357.4 mm2 FⅤ=215736/350=452.0 mm2 FⅥ=260736/350=546.6 mm2 FⅦ=305736/350=641.2 mm2 FⅧ=350736/350=736 mm2 （7）渦室各斷面高度hi 對于矩形斷面，b3=28 mm，圓角r=3 mm，則各斷面高度為 hⅠ=（FⅠ+3.87）/28=(73.6+3.87)/28=2.7 mm hⅡ=（FⅡ+3.87）/28=(168.2+3.87)/28=6.1 mm

34、 hⅢ=（FⅢ+3.87）/28=(262.8+3.87)/28=9.5 mm hⅣ=（FⅣ+3.87）/28=(357.4+3.87)/28=12.9 mm hⅤ=（FⅤ+3.87）/28=(452+3.87)/28=16.3 mm hⅥ=（FⅥ+3.87）/28=(546.6+3.87)/28=19.7 mm hⅦ=（FⅦ+3.87）/28=(641.2+3.87)/28=23.1 mm hⅧ=（FⅧ+3.87）/28=(744+3.87)/28=26.5 mm （8）擴壓管尺寸 擴壓管的起始斷面是指渦形體的第八斷面，擴散管的作用在于降低泵出口的液流速度，使液體一部分動能轉(zhuǎn)

35、化為壓力能，減小壓出管的阻力損失。在設(shè)計擴壓管的長度和壓出口徑時原則上盡量小并照顧到出口法蘭尺寸符合標(biāo)準(zhǔn)，法蘭設(shè)置適當(dāng)，便于加工和裝拆法蘭螺栓，因此擴散角在8-12范圍內(nèi)。 擴壓管起始斷面——渦室喉部面積Ft按下式計算： Ft=FⅨ=/ys 式中：——葉輪出口環(huán)流過流面積在垂直于相對速度方向的投影，按下式計算： = ys——面積比系數(shù)由ns=65.6查《泵的理論與設(shè)計》P276圖9-38可得ys=2.27 故Ft=/ys=1924/2.27=770 mm2 擴壓管出口斷面面積Fd按下式計算： 擴壓管中心高h取標(biāo)準(zhǔn)為160 mm。 3.3.3渦殼繪型 根據(jù)前面計算的尺寸、

36、角度等參數(shù)便可繪出渦殼水力模型圖，如圖3.8。 圖3.8 3.3.4泵體零件工作圖 根據(jù)渦殼水力模型圖，再考慮具體結(jié)構(gòu)便可繪出泵體零件工作圖，見圖號IH65-50-160-02。 3.3.5葉輪與渦室的匹配分析與計算 1、渦室喉部面積對泵性能的影響 液體流出葉輪后符合自由流動規(guī)律。速度矩等于常數(shù)，即vuR=C。 由得 液體通過喉部面積的平均流速為： 式中：z——導(dǎo)葉數(shù)，對渦室z=1； Ft——喉部面積。 液體進入渦室喉部面積時可認為vt=vu。則有 渦

37、殼特性方程：………………………………① 葉輪特性方程：…………… ② 方程①、②有共同解，為渦室與葉輪匹配的最佳工作點。如下圖3.9所示 圖3.9 渦室與葉輪匹配圖 3.4 泵腔軸封處的壓力分析與計算 3.4.1 葉輪內(nèi)任意半徑R處的液體壓力 設(shè)葉輪出口壓力p2（N/m2）為，半徑為R2（m），轉(zhuǎn)速為，則葉輪內(nèi)任意半徑R處的液體壓力為 式中：——葉輪角速度（1/s），； n——葉輪轉(zhuǎn)速（rpm）； ——液體重度（N/m3）； g——重力加速度，g=9.81（m/s2）。 3.4.2 葉輪帶背葉片或付葉輪配渦殼壓液室結(jié)構(gòu)

38、本設(shè)計采用背葉片加付葉輪的結(jié)構(gòu) 1）葉片的減壓原理，如圖3.10 圖3.10 葉片減壓原理圖 在葉輪蓋板外側(cè)設(shè)置一后彎式背葉片，并使其與泵后蓋保持一很小的軸向間隙。這時，當(dāng)葉輪高速旋轉(zhuǎn)時，背葉片迫使泵腔中的液體跟著葉輪高速旋轉(zhuǎn)，液體的角速度增加，使液體產(chǎn)生離心流動，從而降低了后泵腔和軸封處的壓力，減小了液體的泄露量；同時也降低了作用于葉輪吸入口方向的軸向力PA，這個壓力就是背葉片產(chǎn)生的平衡力PB，它指向后蓋板。 （1） 壓力分析與計算 A．葉輪后蓋板有背葉片 這種情況下，泵腔中的液體在背葉片的作用下產(chǎn)

39、生離心流動，角速度增大，壓力降低，使得軸封處的壓力降低，作用在葉輪后蓋板上的軸向力也減小。設(shè)此時泵腔中的液體的角速度為，且，斯捷潘諾夫等人研究認為：無背葉片時，有背葉片時。這時泵腔中軸封前Rb1處的液體壓力為： = = = 式中：P3——渦殼中的液體靜壓力（N/m2），P3=，為渦殼中的靜揚程（m）； ——葉輪后蓋外側(cè)光背面產(chǎn)生的反壓（N/m2），若Rb2=R2，則=0； ——葉輪后蓋外側(cè)背葉片產(chǎn)生的反壓（N/m2）； Rb1，Rb2——分別為背葉片的內(nèi)外半徑（m）； t——背葉片高（m），一般t=5～20mm；

40、——背葉片與泵蓋間的軸向間隙（m），一般=0.5～2； s——背葉片高與軸向間隙之和，即s=t+； k=——稱為間隙影響系數(shù)。顯然k值與t和有關(guān)。k值越大反壓也越大；渦殼中的液體靜壓力按下式計算： 式中：Hp——渦殼中的靜揚程（m），=26.84m； H——泵的總揚程（m），H=HT，HT為理論揚程（m）； ——水力效率； ——葉輪出口圓周速度（m/s）。 渦殼中的靜揚程Hp也可按斯捷潘諾夫公式計算： 式中：vs——泵進口法蘭處的液流速度（m/s）； v3——渦殼中液流的平均速度（m/s）； ——渦殼中的流動損失（m）；

41、 Kv3——渦殼中的速度系數(shù)； 本設(shè)計采用背葉片以降低軸封處的壓力。葉輪外徑R2=83 mm，背葉片Rb2=70 mm，內(nèi)徑Rb1=21 mm，背葉片高t=5 mm，間隙=1 mm。 軸封處的壓力按下式計算： 葉輪光背面產(chǎn)生的反壓為： 葉輪后蓋背葉片產(chǎn)生的反壓為： = = 反壓系數(shù)k===0.8403； （2）付葉輪結(jié)構(gòu) 一般主葉輪后蓋板上設(shè)置的背葉片，其功能與背葉片外徑的五次方成正比，降低功耗，其背葉片外徑不宜取得過大，而在軸封前再設(shè)置一付葉輪。那么同理可以分析推導(dǎo)得出付葉輪腔室中的液體壓力。設(shè)付葉輪外徑Rf2=55 mm，內(nèi)徑Rf1=10

42、 mm，背葉片寬b=6 mm，軸向間隙=1 mm。 則有：付葉輪光背面產(chǎn)生的升壓為： 付葉輪背葉片產(chǎn)生的反壓為： 渦殼中的壓力P3為： 這時泵腔中軸封處的壓力PsR為： 4 泵主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度計算 泵零部件主要分為兩類：專用件和通用件。專用件有泵體、泵蓋、葉輪軸封部件（包括背葉片、副葉輪、填料密封等）。通用件有懸架部件、軸承壓蓋、軸、軸承、轉(zhuǎn)向牌、示油器及懸架體，還有中間支架、聯(lián)軸器、底座等。設(shè)計中應(yīng)盡量采用通用件，便于維修更換，成本也較低。 4.1 葉輪結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度計算 4.1.1 葉輪選材、結(jié)構(gòu)與尺寸 葉輪

43、為過流部件，如前所述，材質(zhì)為1Cr18Ni9Ti。葉輪采用閉式葉輪。離心泵一般采用的后彎式葉片。所以本設(shè)計采用的是閉式后彎式的葉輪（帶背葉片加付葉輪）。 葉輪主要尺寸已確定： D= D=60 mm；D=166 mm；b=15 mm；b=8 mm； =28 ； =30； S=5 mm；z=6；d=140 mm；d=42 mm；d=20 mm； 4.1.2 葉輪強度計算 1、蓋板強度計算 ａ）按等強度蓋板的應(yīng)力計算 蓋板中的應(yīng)力主要是離心力所以起的。半徑越小的地方，應(yīng)力越大。在D和D區(qū)域產(chǎn)生最大應(yīng)力。其應(yīng)力按下式計算： =0.825 式中：——蓋板中D和D處的周向應(yīng)（）； —

44、—材料密度（），對不銹鋼=7.8； ——葉輪外緣處的圓周速度（），=25.21； ——材料許用應(yīng)力，對于不銹鋼，=1960, n=3～4. =（3～4）=（653～490）10 =0.825=0.8257.81025.21=4.0910< ｂ）按等強度蓋板的厚度計算 輪D處的蓋板厚度S： S=Sexp 式中：S——葉輪外緣處的蓋板厚度（m）, S=0.005m； ——葉輪角速度=303.69； exp——指數(shù)函數(shù)，e=2.71828； ——材料密度，=7.810。 S=0.005exp=0.00518m=5.0mm 故實取S=6mm是安全的。 2、按葉片等厚度計算

45、 葉輪工作時，葉片上承受著液體壓力和葉片質(zhì)量的離心力。受力情況比較復(fù)雜，很難精確計算。通常都用如下經(jīng)驗公式計算： S=kD+1 式中：k——系數(shù)，k與n和材質(zhì)有關(guān)，n=65.6，對于不銹鋼k=3.15： D——葉輪外徑=0.166m： H——單吸揚程=32m； Z——葉片數(shù)=6。 S=3.150.166+1=2.21mm 考慮到制造工藝，實取S=3mm。 4.1.3 葉輪與軸連接的強度計算 葉輪與軸之間靠鍵連接，所以只計算鍵的強度。 鍵型號為c638（GB1096—79），有效長度l=36mm，寬b=6mm，高h=6mm，軸徑d=20mm。材料為3C13，許用應(yīng)力=6001

46、0，不銹鋼擠壓應(yīng)力 =147～15710， 剪切應(yīng)力===91.510< 擠壓應(yīng)力=10< 所以鍵連接滿足強度要求。 4.1.4 葉輪的動、靜平衡 按GB3215——82的規(guī)定，葉輪不要求動作平衡。 按GB5656——85的規(guī)定，葉輪需要作靜平衡。 查GB5656——85，葉輪允許偏心距為 葉輪質(zhì)量m=2.0kg 所以允許的不平衡力矩M=m。 4.1.5 葉輪零件工作圖與技術(shù)要求 見零件圖IH65-50-160-02。 4.2 泵體結(jié)構(gòu)設(shè)計與計算 4.2.1蝸殼壁厚計算 因蝸殼幾何形狀復(fù)雜，且受力不均，故很難精確計算。通常采用下列經(jīng)驗公式計算，蝸殼壁厚S: 方

47、法一：安德卡羅公式S= 式中：D——蝸殼體最大徑向尺寸（cm），D=21.05cm； P——蝸殼內(nèi)最大內(nèi)壓力，P=1.5（3.2+1）=6.3kgf/cm6.5 kgf/cm S= 方法二：《葉片泵設(shè)計手冊》P416 S= 式中：D——殼體內(nèi)徑，D=21.05cm，P=6.5kgf/cm； S= 最終取蝸殼壁厚S=10mm是安全的。 4.2.2蝸殼強度計算 蝸殼上集合尺寸最大的軸截面上受力最大，因此校核強度只校核該斷面即可。即第Ⅷ斷面處： 魯吉斯方法：這種方法假定最大應(yīng)力發(fā)生在尺寸最大軸截面內(nèi)、角度為處： =，l=2K=,, 由蝸殼尺寸可知：=0.008m R=

48、0.099m , ， l=0.2136 =2.049 截面內(nèi)的軸面應(yīng)力為： =1.52P P=6.3kgf/cm =1.52 =18900kP =P =630000 =8444kP 所以 kP 圓周應(yīng)力： =4038 kP =630000 =-3414 kP 所以 kP 徑向應(yīng)力： kP 對塑性材料： =33780 kP 對于不銹鋼 kP，則n==6.5>1.65~1.9 所以強度滿足要求。 4.2.3蝸殼變形計算

49、 軸向變形量： E為材料的彈性模量，E=0.73， 所以 4.2.4泵體法蘭強度計算 泵體內(nèi)介質(zhì)壓力形成的力F=Dtp/2(N) t——連接螺栓間距，t=0.1388mm； D——泵體法蘭內(nèi)徑，D=0.2m； P——泵體內(nèi)壓力，p=6.3kgf/cm。 F=0.2 因此，法蘭厚度b為： b= 實取b=30mm，強度是足夠的。 4.3 泵蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度計算 4.3.1泵蓋選材、結(jié)構(gòu)與尺寸 泵蓋與泵體材質(zhì)一樣，選用ZG1Cr18Ni9Ti，結(jié)構(gòu)與尺寸見零件圖。 4.3.2泵蓋受力分析 泵蓋上作用著軸對稱載荷q,q,P,如圖4.1所示

50、 圖4.1 泵蓋受力圖 q=P/D(N/m), q= P/D(N/m) q——單位長度上的螺栓力(N/m)，P——螺栓總力（N）， D——螺栓所在直徑（m）； q——單位長度上的密封力(N/m)，P——總密封力（N），P=d； d——密封凸緣（墊片）中徑（m），b——密封凸緣寬度（m）； P——密封介質(zhì)壓力(N/m)， m——墊片系數(shù)。 由平衡條件得出，作用在徑向截面彎距M=。 4.3.3泵蓋法蘭厚度計算 工作時泵蓋主要受彎距作用，由拉伸作用在其上面造成的薄膜應(yīng)力很小，泵蓋法蘭的厚度可

51、按下式計算：h=（m） 式中：P——螺栓的總拉力，由小節(jié)可得出P=2973； D——螺栓所在圓的直徑，D=0.225m； D——密封墊片的平均直徑，D=0.180m； ——許用應(yīng)力，=350～560 所以泵法蘭的厚度為： 實取法蘭的厚度h=17mm是足夠的。 4.4 泵體連接螺栓設(shè)計與強度計算 4.4.1螺栓材料與結(jié)構(gòu)示意圖 本泵取定極限泵體連接螺栓為8個M12的螺栓，材料為3Cr13，其屈服極限，示意如圖4.2： 圖4.2 泵體螺栓連接 4.4.2螺栓受力分析與計算 螺栓上承受著泵腔內(nèi)液體靜壓力作用在泵體上的拉力Pw及使泵體密封面壓

52、緊，保證密封效果而施加在螺栓上的拉力Pm（密封力）。 式中：Dm——泵體密封墊片的平均直徑0.180m； Pi——泵腔內(nèi)液體的最大靜壓力6.3kgf/cm2； z——螺栓個數(shù)8個。 保證泵體結(jié)合面密封性的拉力Pm按下式計算： 式中：k——安全系數(shù)，一般k=2； b——泵體密封墊片有效寬度，b0實際寬度，當(dāng)實際寬度b0>6mm時，??； m——墊片系數(shù)，對F4墊可取m=2。 則 所以作用在每個螺栓上的總拉力為：P1=Pm+Pw=356+2617=2973N。 4.4.3螺栓最小直

53、徑 螺栓的最小直徑按下式計算： 式中：Pj——螺栓的計算載荷（N），Pj=kP1； k——安全系數(shù)，k=1.0～1.3，取k=1.3； ——材料許用應(yīng)力，對合金鋼，取 。 故所選的螺栓是安全的，布置詳見泵體零件圖。 4.5 軸封結(jié)構(gòu)設(shè)計與計算 為降低軸封處的壓力減小泄露提高泵的容積效率本泵采用葉輪后蓋及外側(cè)設(shè)置背葉片、在軸封前加付葉輪的辦法再配以填料密封軸封結(jié)構(gòu)。 4.5.1填料密封結(jié)構(gòu)設(shè)計與計算 （1）填料密封工作原理 填料密封是一般離心泵中最常用的密封結(jié)構(gòu)。它是在軸與殼體之間用彈塑性材料或具有彈性結(jié)構(gòu)的元件堵塞流體泄露通道，可分為軟填料密封、成型填料密封、油

54、封及硬填料密封。軟填料密封結(jié)構(gòu)簡單，在工況條件不苛刻范圍內(nèi)，有較好密封性。因此設(shè)計中采用軟填料密封。一般由填料環(huán)、填料、填料壓蓋組成。依靠填料和軸（或軸套）的外圓表面接觸實現(xiàn)密封。當(dāng)擰緊壓蓋上的螺栓時，填料受軸向壓緊力作用而徑向擴張貼緊軸套表面。由于不可能整個表面全部接觸，因此形成微小的迷宮，從而防止流體軸向流動。適當(dāng)?shù)膲壕o力能使軸與填料保持必要的潤滑膜，減小磨損。若壓緊力過小，則起不到密封作用，過大，則摩擦損失增加，降低填料和軸套壽命，嚴重的造成發(fā)熱、冒煙、甚至將填料與軸套燒毀。因此適當(dāng)?shù)膲壕o力十分重要。 （2）填料環(huán)的材質(zhì)、結(jié)構(gòu)與尺寸 本設(shè)計中填料環(huán)采用柔性石墨和碳素纖維混裝。它

55、比用其它密封元件更優(yōu)越。柔性石墨和碳素纖維混合組成的密封裝置，具有柔軟、富有彈性、能耐高低溫、耐腐蝕、摩擦系數(shù)小、自潤滑性好等優(yōu)點。 填料寬度： 式中：d——軸或軸套直徑（mm），這里取軸套直徑d=38mm。 則S=（1.4～1.8）=8.6~11.1mm，取S=10mm。 填料環(huán)圈數(shù)z=4 （3）填料箱結(jié)構(gòu)與尺寸 壓蓋軸向高度：h=（2～3）S=（2～3）10=20～30mm，取h=20mm。 壓蓋厚度：，取=10mm。 式中：d0——壓蓋螺栓直徑，按《離心泵設(shè)計基礎(chǔ)》P243表9-3取為10mm。 壓入填料體內(nèi)的填料壓蓋長度：b=（0.5～1

56、）S=5～10mm，取b=6mm。 （4）填料密封載荷分析與計算 a)截斷軟填料滲漏通道所需壓緊力 式中：d——軸套外徑38mm； D——填料箱內(nèi)徑40mm； y——壓緊比壓，由《潤滑密封》85.No4可知柔性石墨y=35。 b)截斷沿軸及箱壁的泄露通道所需壓緊力 式中——填料函前后壓差，其值為7400N/ c)螺栓直徑 式中：P——螺栓載荷，P=max()=136.5N； z——螺栓個數(shù)，z=2； ——螺栓許用應(yīng)力，=20010N/ 最后取標(biāo)準(zhǔn)=

57、10mm 填料與軸的摩擦功耗 式中：k——填料側(cè)向壓力系數(shù)，k=0.5～1.0取k=0.5； f——摩擦系數(shù)，f=0.05～0.15 取f=0.05； y——螺栓載荷產(chǎn)生的軸向壓強（MPa），； v——軸表面線速度（m/s）,; （5）填料密封的冷卻與安裝技術(shù) 設(shè)計中設(shè)置了冷卻液封裝置，具有密封、潤滑、冷卻、沖洗作用。通入填料腔中的沖液壓力為0.5～1.0kgf/cm，具有封堵作用，可潤滑填料，同時起冷卻作用，延長填料密封的壽命。 安裝填料時，封液環(huán)小孔與填料箱的進液孔相通，水封液用自來水或吐出口引水均可。切割填料時保證尺寸準(zhǔn)確和切

58、口平行，整齊，無松散，填料接頭須錯開，一般交錯120。 4.6 泵中能量損失與計算 4.6.1 水力損失分析與水力效率 泵水力損失指發(fā)生在整個泵內(nèi)過流部件的水力損失，包括：液體流經(jīng)吸液室、葉輪、轉(zhuǎn)能裝置、壓液室及擴壓管時的沿程摩擦損失，還有因轉(zhuǎn)彎、收縮或擴張等在內(nèi)的局部阻力損失，以及泵在偏離設(shè)計工況下運轉(zhuǎn)的沖擊損失，一般按洛馬金經(jīng)驗公式計算： 式中：——葉輪進口當(dāng)量直徑（mm）， ； 與初估值0.844相差2%，基本相等。 4.6.2 容積損失分析與容積效率計算 泵內(nèi)存在許多間隙，且間隙兩端壓差不同，因此液體在間隙兩側(cè)壓力差推動下，通過間隙從高壓側(cè)向低壓側(cè)流動

59、。這部分液體雖然在流經(jīng)葉輪時獲得能量，但并沒輸送出來。這部分損失稱為容積損失。泵內(nèi)泄露部位一般發(fā)生在：（1）葉輪密封環(huán)處（2）級間密封環(huán)處（3）平衡軸向力裝置。 （1）前置密封環(huán)間隙處的泄露量q1 式中：——流量系數(shù)； ——園角系數(shù)，取=1； ——摩擦阻力系數(shù)，=0.04～0.06，取=0.05； l——密封環(huán)間隙長度（m），取0.015m； b——密封環(huán)間隙寬度（m），b=0.4mm=0.0004m； Fm——密封環(huán)間隙環(huán)形過流面積（m2），； Dm——密封環(huán)間隙平均直徑（m），Dm=

60、（0.075+0.0742）/2=0.0746m; ——密封環(huán)間隙兩側(cè)壓差，按以下方法計算： 方法一： 方法二： 方法三： 取上面三種計算結(jié)果中最大值。 所以 （2）軸封處的泄露量 式中：——填料涵前后壓差，； ——半徑間隙，=0.06mm=6m； d——軸套外徑，0.035m； ——液體動力粘度，取常溫清水=1.005； l——密封間隙軸向長度，l=0.064m。 最后容積效率為： 與初估值0.89基本相符。 4.6.3 機械損失與機械效率 機械損失是指泵的軸承、軸封

61、及葉輪圓盤處摩擦阻力損失所消耗的功率。軸承軸封上消耗的功率稱為摩擦阻力損失。葉輪與液體摩擦的損失稱為輪阻損失，其中后者是最大的一項。 （1）軸承、軸封的摩擦功耗 按經(jīng)驗公式估算： =（0.01～0.03）N=（0.01～0.03）4.6=0.046～0.138kw 取=0.138kw （2）葉輪帶背葉片加付葉輪的功耗計算 當(dāng)時，對光葉輪部分 式中：、——分別為葉輪和背葉片外徑（m）； ——液體重度（N/m3）. 背葉片部分的摩擦功耗： 式中：——無因次功耗系數(shù)，查有關(guān)資料的=0.001； ——液體密度1280kg/m3； t——

62、背葉片高度，t=0.005m； ub2——背葉片外緣速度，； 付葉輪部分的摩擦功耗： 取1，n=2900rpm，L=t+b=5+10=15mm， 泵的總效率： 4.7 徑向力、軸向力的計算與平衡 4.7.1 徑向力的產(chǎn)生、計算與平衡 （1）產(chǎn)生：螺旋形壓液室是按設(shè)計流量設(shè)計的，此時其內(nèi)流速和壓力是均勻分布的，對稱的，故作用在葉片上的合力為零。理論上無徑向力，但當(dāng)液壓室和葉輪相互協(xié)調(diào)的條件——設(shè)計流量被破壞時，壓力不再軸對稱分布，因此產(chǎn)生徑向力。產(chǎn)生徑向力的另一原因是葉輪流出的液體的動反力對葉輪的作用。 （2）徑向力的計算 式中：Q——工作流

63、量， QN——最高效率點流量（m3/s）； B2——包括蓋在內(nèi)的葉輪出口寬度（m），B2=0.018m； 其余符合意義同前。 當(dāng)Q=0時，Pr有最大值，則 （3）徑向力平衡：由于徑向力較小，設(shè)計中采用徑向力直接由軸承承受，且因若設(shè)置平衡徑向力裝置，會使結(jié)構(gòu)復(fù)雜。因此一般不設(shè)置平衡徑向力裝置。 4.7.2 軸向力的產(chǎn)生、計算與平衡 （1）產(chǎn)生：對單吸葉輪，由于作用在葉輪兩側(cè)的壓力不等，會產(chǎn)生軸向力。此外，液體在葉輪作用下從軸向進入而從徑向或斜向流出。流向的變化時液體給葉輪以反力，即動反力。同時轉(zhuǎn)子重量，布置方式等因素也會產(chǎn)生軸向力。 （2）軸向力計算

64、 a、蓋板力PA1的計算 式中：——葉輪出口勢揚程（m），=26.84m； Rm、Rh、R2——分別為葉輪密封環(huán)、輪轂、外緣處的半徑（m）， Rm=0.0375m，Rh=0.0175m，R2=0.083m； =855.7N PA1指向葉輪吸入口方向。 B、動反力PA2 式中：QT——理論流量，QT=0.0078m3/s； 、——進口稍前，出口稍后軸面速度，==2.76m/s； ——葉輪出口軸面速度與軸線夾角，=900； ——液體密度（kg/m3），=1.28。 C、背葉

65、片對軸向力的平衡力PB（方向指向后蓋板） 式中：s——背葉片高和軸向間隙之和，s=t+=5+1=6mm； t——背葉片高（m），t=0.005m； Rb1、Rb2——背葉片內(nèi)外半徑（m），Rb1=0.065m，Rb2=0.020m。 ∴ d、副葉輪對軸向力的平衡力PB2 e、有背葉片式的合成軸向力 PA=PA1-PA2-PB1-PB2=855.7-27.56-783.2-422=-377.1N，指向后蓋板。 （3）軸向力平衡 對于軸向力應(yīng)設(shè)法消除，否則此力將拉動轉(zhuǎn)子軸向串動，與固定零件接觸，造成泵零件損壞。設(shè)計時采用深溝球軸承，它承受一定軸

66、向力，同時采用帶背葉片葉輪，這樣大大減少了軸向力。其他，還有使用雙吸葉輪，在葉輪上開平衡孔等措施。在此不再采用，因為軸向力已較小。 4.8 軸的結(jié)構(gòu)與校和計算 4.8.1 軸的選材、結(jié)構(gòu)尺寸與示意圖 軸材質(zhì)為3Cr13，軸套為ZG1Cr18Ni9Ti。結(jié)構(gòu)圖見圖4.3。零件圖見IH65-50-160-03 4.8.2 軸的受力分析與計算 如圖所示，軸上受有總徑向力P，總軸向力PA，支反力R，扭矩Mn，彎矩Mb?？倧较蛄Γ篜=Pr+Gy+C 式中：Pr——泵因工況改變作用在葉輪上的水力徑向力（N），現(xiàn)以非工況考慮（零流量），其數(shù)值參閱徑向力計算結(jié)果，Pr=413N； Gy——葉輪轉(zhuǎn)子總重量（包括軸、軸套、葉輪螺母、付葉輪等在內(nèi)）（N）； 圖4.3 軸的結(jié)構(gòu)圖 Gy=89.81=78.4N; C——葉輪質(zhì)量偏心所引起的離心慣性力（N）， ∴ P=413+78.4+3.6