1 摘 要 離心泵是利用葉片和液體的相互作用來輸送液體的葉片泵的一種 主要輸送清水 含雜質量小 1 顆粒度小于 0 1mm 物理化學性質類似于水的其他液體 具有結構簡 單 系統(tǒng)無需卸壓裝置 運行安全可靠和性能優(yōu)良等特點 在國民經濟中各個領域都有 廣泛的應用 農業(yè)的灌溉和排澇 城市的供水和排水都需要離心泵 在工業(yè)的各個部門 泵更是不可缺少的 此次設計的是在揚程為 260m 流量為 280 轉速為 1470 工況下輸送清hm 3min r 水的 200D 型離心泵 本文首先對離心泵的葉輪結構 導葉 平衡裝置 中段 軸承體 平衡盤 出水段 泵軸進行設計計算 再對軸承部件 聯(lián)軸器進行型號的選擇 最后對 殼體 軸 葉輪進行材料的選擇 在設計過程中正確的應用設計手冊 認真計算每個數(shù) 據(jù) 確保設計數(shù)據(jù)的準確率 這也是設計所要求的 關鍵詞 離心泵 導葉 葉輪 平衡裝置 2 3 Abstract Centrifugal pump is the use of blade and interaction of the liquid to flow of a liquid of vane pump main conveying water containing 1 miscellaneous quality small granularity is less than 0 1 mm physical and chemical properties similar to water other liquid No pressure relief device has simple structure system safe and reliable operation good performance and so on In the national economy in various fields have a wide range of applications Agricultural 4 irrigation and drainage urban water supply and drainage centrifugal pump In each industrial sector pump is indispensable This design is in the head of 260m flow rate of 280 rotating speed of 200D type centrifugal pump for conveying clean water 1470 conditions This article first to the centrifugal pump impeller structure guide vane the balancing device in the middle bearing body disc design of section water pump shaft Again to bearing parts coupling models were selected and finally to the housing and shaft impeller material choice The correct application in the design process design manual earnestly each data calculation to ensure the accuracy of design data it s also one of the design requirements Key words Centrifugal pump Guide vane The impeller Balancing device 目錄 摘 要 1 Abstract 2 目錄 3 第 1 章 緒論 6 第 2 章 泵的概述 7 2 1 泵及其在國民經濟中的應用 7 2 2 泵的分類 7 2 3 葉片式離心泵的型式 8 2 3 1 按主軸方向 8 2 3 2 按液體從葉輪流出的方向 8 2 3 3 按吸入方式 8 2 3 4 按級數(shù) 8 2 3 5 按葉片安裝方法 8 5 2 3 6 按殼體分開方式 8 2 3 7 按泵體形式 9 第 3 章 離心泵的基本理論知識及主要部件 10 3 1 離心泵的結構形式 10 3 2 泵的基本參數(shù) 13 3 2 1 流量 13 3 2 2 揚程 13 3 2 3 轉速 14 3 2 4 汽蝕余量 14 3 2 5 功率和效率 15 3 3 泵的各種損失及泵的效率 16 第 4 章 離心泵結構設計 18 4 1 離心泵結構方案的選擇 18 4 1 1 原電機的選擇 18 4 1 2 確定電機轉數(shù) n 比轉數(shù) ns 和級數(shù) i 19 4 1 3 初步確定吸入口直徑 D 流速 Vs 和吐出口直徑 20D 4 1 4 確定泵的最小汽蝕余量 h min 和汽蝕比轉數(shù) C 21 4 2 軸徑的初步設計 23 4 3 離心泵葉輪的設計 24 4 3 1 確定葉輪進口直徑 D0 25 4 3 2 確定葉片入口邊直徑 D1 26 4 3 3 確定葉片入口處絕對速度 V1 27 4 3 4 確定葉片入口寬度 b1 27 4 3 5 確定葉片入口處圓周速度 27u 4 3 6 確定葉片數(shù) Z 27 4 3 7 確定葉片入口軸面速度 281mv 4 3 8 確定葉片入口安放角 28 4 3 9 確定葉片厚度 S1 29 4 3 10 確定葉片排擠系數(shù) 29 4 3 11 葉片包角 的確定 30 4 3 12 確定葉輪外徑 302D 4 3 13 確定葉片出口安放角 31 4 3 14 確定葉輪出口寬度 312b 4 3 15 確定葉輪出口絕對速度和圓周速度的夾角 2 32 6 4 4 徑向導葉的設計計算 34 4 4 1 確定基圓直徑 D3 34 4 4 2 確定導葉入口角 34 4 4 3 確定導葉入口寬度 b3 35 4 4 4 確定導葉喉部面積和形狀 35 4 4 5 確定導葉入口厚度 S 36 4 4 6 確定導葉擴散角 36 4 4 7 確定導葉擴散段長度 L 36 4 4 8 確定反導葉入口角 375 4 4 9 確定反導葉葉片數(shù) 37 4 4 10 確定反導葉出口角 376 4 5 吸入室的設計 38 4 6 平衡裝置的設計計算 38 4 6 1 確定平衡盤兩側壓差 41 4 6 2 計算平衡盤半徑 41 r 4 6 3 計算軸向間隙長度 和平衡盤外圓半徑 r 420L 4 6 4 確定軸向間隙 和徑向間隙 b 43b 4 6 5 計算徑向間隙長度 L 43 4 6 6 計算平衡盤的泄漏量 430q 第 5 章 離心泵主要零部件的強度計算 45 5 1 葉輪蓋板強度計算 45 5 2 葉片厚度計算 46 5 3 輪轂的強度計算 47 5 4 分段式多級泵中段計算 47 5 4 1 水泵中段的尺寸 47 5 4 2 計算壁厚 S 48 5 5 密封元件的設計及計算 49 5 5 1 泵體密封面連接螺栓計算 49 5 5 2 法蘭環(huán) 50 5 5 3 密封性 52 5 6 泵軸的設計及校核 53 5 6 1 確定各軸段的直徑 53 5 6 2 確定各軸段的長度 54 5 6 3 校核軸的強度 54 5 7 出水段的尺寸計算 56 7 5 8 鍵的強度校核 57 第 6 章 離心泵主要通用零部件的選擇 58 6 1 軸封結構的選擇 58 6 1 1 軸封的作用 58 6 1 2 填料密封 59 6 2 軸承部件的選擇 59 6 3 聯(lián)軸器的選擇 60 第 7 章 離心泵材料的選擇 60 7 1 殼體 60 7 2 軸 61 7 3 葉輪 61 第 8 章 經濟分析 62 8 1 泵經濟工作條件 62 8 2 技術經濟分析的性質 63 結論 63 參考文獻 64 外文文獻 65 中文翻譯 70 第 1 章 緒論 我的設計題目是 200D 多段離心式清水泵結構設計 根據(jù)指導教師給的設計參數(shù)的 具體分析 我設計的多段離心式清水泵需要的流量是每小時 280 立方米 揚程是 260 米水 柱 工作效率為 70 轉速為每分鐘 1470 轉 液體重度為每立方米 1000 千克 多段離心 式清水泵 它屬于 D 型泵 D 型離心式清水泵是單吸多級分段式離心泵 用來供輸送清水 及物理化學性質類似于水的液體 具有效率高 性能范圍廣 運轉安全平穩(wěn) 噪聲低 壽 命長 零件互換性強 使用維護方便 產品規(guī)格齊全 覆蓋面廣等優(yōu)點 依靠其自身的結 構臥式多級分段式離心泵可以滿足大流量高揚程供水需求 農業(yè)和工業(yè)中常常離不開此排 水設施 因而該泵的性能應用范圍是泵業(yè)發(fā)展所關注的 在密封采用軟填料密封 注入液 8 體或循環(huán)液體可以即起到密封作用又可以隔離及冷卻 該泵價格底 結構簡單 安裝檢修 方便 因此可以隔離及冷卻適用于工廠 城市 礦山 農村的給排水等 分段式多級泵的 用途比較廣泛 產量也比較大 它應用領域也在不斷地擴大 具有廣泛的研究意義 D 型離心式清水泵在國內外有了很大的發(fā)展 在國民經濟的各個領域都有應用 無論 是農業(yè) 城市 礦山 還是工業(yè)的各個部門都有它的存在 總之 無論是尖端的科學技術 還是日常的生活 到處都需要泵 到處都有泵在運行 只要有泵的地方就有離心泵的存在 其發(fā)展前景是可觀的 在我國泵業(yè)發(fā)展龐大 從單級到多級 對泵的研究機理已經達到了 國際水準 離心泵是泵中的一個分支 我國的離心泵研究合理 基本上滿足從農業(yè)到工業(yè) 跨領域性應用 離心泵是一種用量最大的水泵 在給水及農業(yè)工程 固體顆粒液體輸送工程 石油及 化學工業(yè) 航空航天和航海工程 能源工程和車輛工程等國民經濟各個部門都有廣泛的應 用 第 2 章 泵的概述 2 1 泵及其在國民經濟中的應用 泵是應用非常廣泛的通用機械 在國民經濟各部門中 泵是不可缺少的機械設備 輸 送各種液體都離不開它 例如在火力發(fā)電廠中 向鍋爐送水的給水泵 向汽輪機凝汽器送 冷卻水的循環(huán)水泵 排出凝汽器中凝結水的凝結水泵 在幾級加熱器之間增加水流壓力的 中繼水泵 排除熱力系統(tǒng)各處疏水的疏水泵 向熱力網系統(tǒng)補充水的補給水泵以及向熱力 系統(tǒng)中補充軟化水的水泵等 這些泵都是火力發(fā)電廠的重要輔助設備 此外 還有用來輸 送各種潤滑油 藥液以及排除鍋爐灰渣的特殊用途的泵 而且隨著科學技術的發(fā)展 其應 用范圍正在迅速擴大 據(jù) 1984 年統(tǒng)計 泵耗電量占全國用電量的 20 耗油量占全國總用 油量的 5 可見 提高泵類產品的技術指標 對節(jié)約能源 加速四個現(xiàn)代化建設具有重要 9 意義 2 2 泵的分類 泵的類型復雜 品種規(guī)格繁多 就其工作原理可將其分為三類 葉片式泵 是利用葉片和液體相互作用來輸送液體 葉片式泵是由裝在主軸上的葉輪的 作用 給液體以能量的機器 按其作用原理可分為以下幾類 如離心式水泵和軸流式水泵 混流式水泵 離心泵主要是由離心力的作用 給葉輪內液體以壓力能和速度能 進而 在殼體或導 葉內 將其一部分速度能轉變?yōu)閴毫δ?進行抽送液體的泵 離心泵是葉片泵的一種 它 具有轉速高 體積小 重量輕 效率高 流量大 結構簡單 性能平穩(wěn) 容易操作和維修 等優(yōu)點 國內外生產實踐表明 離心泵的產值在泵類產品中是最高的 這也是我的設計的 目的 了解其結構和特點 容積泵 依靠工作容積不斷發(fā)生周期性變化來輸送液體的泵 如活塞泵 柱塞泵 齒 輪泵 水環(huán)式真空泵等 其他類型泵 如射流泵 水擊泵等 由于我主要研究的是離心泵在這里就對其它的泵不多作介紹了 2 3 葉片式離心泵的型式 葉片式泵按其結構型式 可詳細分類如下 2 3 1 按主軸方向 1 臥式 主軸水平放置 2 立式 主軸垂直放置 3 斜式 主軸傾斜放置 2 3 2 按液體從葉輪流出的方向 1 徑流式 液體主要在與主軸垂直的平面上流出 2 混流式 液體主要在與主軸為中心軸的圓錐面上流出 3 軸流式 液體主要在與主軸同心的圓柱上流出 10 2 3 3 按吸入方式 1 單吸式 一個葉輪只有一個吸入口 2 雙吸式 一個葉輪的兩側可以同時吸入水 2 3 4 按級數(shù) 1 單級 一臺水泵只有一個葉輪 2 多級 一臺水泵內有兩個或兩個以上葉輪 2 3 5 按葉片安裝方法 1 可調葉片 葉輪的葉片安放角度可以調節(jié) 2 固定葉片 葉輪的葉片安放角度是固定的 2 3 6 按殼體分開方式 1 分段式 殼體按與主軸垂直的平面分開 2 節(jié)段式 在分段式多級泵中 每一級殼體都是分開的 3 中開式 殼體在通過軸心線的平面上分開 4 水平中開式 在中開式中分開面是水平的 5 垂直中開式 在中開式中分開面是垂直的 2 3 7 按泵體形式 1 蝸殼泵 葉輪壓出側具有帶蝸室的殼體 2 雙蝸殼泵 葉輪壓出側具有帶兩個軸心對稱的蝸室的殼體 3 透平泵 帶導葉的離心泵 4 筒式泵 內殼體外裝有圓筒狀的耐壓殼體 5 雙殼泵 指筒式泵之外的雙層殼體 11 第 3 章 離心泵的基本理論知識及主要部件 3 1 離心泵的結構形式 離心泵結構形式雖然很多 但由于作用原理相同 所以主要零部件的形狀是相近的 離心泵的主要零部件有以下幾種 葉輪 吸水室 壓出室 導葉 密封裝置等零部件 下 面分別進行討論 1 葉輪 葉輪的作用是將原動機的機械能傳遞給液體 使液體流經葉輪后增加能量 葉輪多為 閉式葉輪 如圖 3 1 所示 它由葉片 輪轂 前后蓋板四部分組成 閉式葉輪效率高 適 用于輸送不含固體顆粒的液體 若葉輪無前蓋板則稱之為半開式葉輪 如圖所示前后蓋板 均無則稱之為全開葉輪 如圖所示 這兩種葉輪相隨與閉式葉輪來說效率低 適用于排污 濁或含有大量固體顆粒的液體 12 圖 3 1 葉輪 2 吸水室 吸水室位于第一級葉輪前邊 其作用是將吸水管內的液體以最小阻力損失并均勻地導 向葉輪吸水室按結構可分為直錐形吸水室 環(huán)形吸水室和半螺旋形吸水室三種 直錐形吸 水室結構簡單 阻力損失小 一般用在單級懸臂式離心泵上 環(huán)形吸水室軸向尺寸小 一 般用在多級泵上 半螺旋形吸水室通常用在雙吸單級泵上 3 壓出室 壓出室位于最后一級葉輪的后面 壓出室的主要作用是將葉輪中流出的液體匯聚起來 導引至泵的排出口 并使部分動能轉變成壓力能 壓出室結構形式有多種 有螺旋形壓出 室 環(huán)形壓出室等 我國絕大部分離心泵采用螺旋形壓出室 它由一個截面逐漸擴大的螺 旋形流道和一個擴壓管組成 如圖 3 2 所示 螺旋形流道的作用是把葉輪 或導水圈 拋 出來的水先后均勻的并入總流 其截面形狀通常是梯形和圓形兩種 漸擴管為一具有 半錐角的圓錐管 其作用是將液體的部分動能轉變成靜壓 并使液體在螺旋形流道08 6 中的速度逐漸降低到排水管的流速 圖 3 2 螺旋形壓出室 4 導葉 13 導葉由包圍在葉輪外圓的正向導葉及將液流引向下一級葉輪入口的反向導葉組成 如 圖 3 3 所示 它與泵殼固定在一起 其作用和壓出室相似 正向導葉有兩部分組成 前部 只起收集液體的作用 液體在此段做等速運動 到擴散部分才將一部分動能轉變成靜壓 反向導葉的作用是把液體均勻的引向下一級 為了減小流速脈動 導葉的葉片數(shù)應比葉輪 的葉片數(shù)多 1 片或少 1 片 使其互為質數(shù) 需要指出的是 導葉中流道的形狀是按泵的額定工況設計的 當在額定工況工作時 葉輪出口處液體的絕對速度方向與導葉流道的形狀相吻合 使液體從葉輪中無撞擊的進入 導葉 當不在額定工況工作時 葉輪出口液體的絕對速度方向發(fā)生了變化 而導葉中流道 的形狀卻是不變的 因而產生沖擊形成損失 使泵的效率有所降低 圖 3 3 導葉 5 密封裝置 離心泵的轉動部件與泵體之間必定有間隙 如圖 3 4 為了提高泵的容積效率 并防 止空氣進入泵內 在泵中有幾處必須設置密封裝置 密封裝置按其功能可分為兩類 一類 是阻止葉輪間液體溝通的密封 另一類是阻止大氣與泵腔內液體溝通的密封 前者稱為密 封環(huán) 后者稱為填料函 葉 輪 大 口 環(huán) 泵 殼小 口 環(huán) 14 圖 3 4 密封環(huán) 密封環(huán)可分為大口環(huán)和小口環(huán) 如上圖所示 大口環(huán)裝在與葉輪進口處相配合的泵殼 上 其作用是保持葉輪進口外緣與泵殼之間有一適宜間隙 減少葉輪出口的液體通過間隙 返向入口 小口環(huán)用于多級泵 裝在與葉輪輪轂相配合的泵殼上 其作用是防止后一級葉 輪入口的液體通過間隙返向前一級葉輪的出口 密封環(huán)的結構形式較多 常見的有平行環(huán) 迷宮環(huán) 鋸齒環(huán)三種結構形式 平行環(huán)密 封環(huán)的最大優(yōu)點是制造簡單 主要缺點是漏失較多 迷宮形和鋸齒形密封環(huán)因間隙較長 使泄露液體在間隙中的流動阻力增加 因而泄漏量減少 但這兩種密封環(huán)制造和裝拆較困 難 密封環(huán)與葉輪之間的間隙必須合適 既不能過大 也不能過小 間隙過大漏損增多 降低了容積效率 間隙過小 葉輪與口環(huán)之間可能產生摩擦 有時還會引起震動 填料函位于泵軸兩頭伸出泵殼處 在吸水側 它的作用是防止空氣進入泵內 使吸上 真空度下降 填料函由填料箱 填料 水封環(huán) 壓蓋等組成 通過壓緊填料進行密封 同 時為了保證密封的可靠性 從水封環(huán)把有壓液體引入填料函進行水封 同時對填料函進行 潤滑和冷卻 排水側填料函的結構與吸水側填料函相似 只是沒有水封環(huán) 為了潤滑和冷 卻以延長填料的壽命 在壓緊填料時應該控制從填料函處有間斷的滴狀滲漏 3 2 泵的基本參數(shù) 表示泵的主要性能的參數(shù)有以下幾個 流量 Q 揚程 H 轉速 n 汽蝕余量 h 功率 Ne和效率 3 2 1 流量 流量是泵在單位時間內通過泵的液體體積 又稱排量 其中 體積流量用 Q 表示 單 位是 m 3 s m 3 h L s 等 質量流量用 表示 單位是 t h kg s 等 mQ 質量流量和體積流量的關系為 m 式中 流體的密度 kg m3 t m 3 常溫清水 1000kg m 3 液體重度 隨溫度變化 而壓力變化對其影響較小 所以 在計算中可根據(jù)實際情況 由表查出 15 3 2 2 揚程 揚程是泵所抽送的單位重量的液體從泵進口處 泵進口法蘭 到泵出口處 泵出口法 蘭 能量的增值 也就是一牛頓液體通過泵獲得的有效能量 其單位是 N m m 即泵抽 送液體的液柱高度 習慣簡稱為米 根據(jù)定義 泵的揚程可以寫為 SDEH 式中 泵出口處單位重量流體的能量 m DE 泵進口處單位重量流體的能量 m S 單位重量流體的能量在水力學中稱為水頭 通常由壓力水頭 m 速度水頭 m 位 gPgv2 置水頭 Z m 三部分組成 即 DDZgvPE 2 Ss 因此 2SDSDSZgvPH 式中 泵出口 進口處液體的靜壓力DPS 泵出口 進口處液體的速度V 泵出口 進口到任選的測量基準面的距離DZS 3 2 3 轉速 轉速是泵軸單位時間的轉數(shù) 用符號 n 表示 單位是 r min 它與所用的原動機形式 有關 如采用電作為動力源的可以選擇電機直接驅動 也可以選擇加入一個變速器 來改 變轉數(shù) 也可以選擇采用汽油機 柴油機驅動 還可以采用汽輪機驅動 16 3 2 4 汽蝕余量 汽蝕余量是表示汽蝕性能的主要參數(shù) 把泵入口的全水頭和液體飽和蒸氣壓力水頭 之差 作為發(fā)生汽蝕的大致標準 汽蝕余量國內曾用 表示 vP h vPgVh 21 式中 P 1 泵入口處的靜壓力 V1 泵入口處的平均流速 3 2 5 功率和效率 泵的功率通常指輸入功率 即原動機傳到泵軸上的功率 故又稱軸功率 是指原動機 傳給泵軸上的功率 用 表示 N 泵的有效功率又稱輸出功率 用 表示 它是單位時間內液體自泵所獲得的實際能量 e 單位是 W 或 KW 有效功率為 KW QHgNme 或 KW 10e 式中 泵輸送液體的密度 kg m 3 泵輸送液體的重度 N m 3 Q 泵的流量 m 3 s H 泵的揚程 m g 重力加速度 m s 2 若液體重度的單位 kgf m3 Q H 的單位與上式相同 則 KW 102Ne 軸功率 和有效功率 Ne之差為泵內的損失功率 其大小用泵的效率來計量 泵的效率 為有效功率和軸功率之比 用 表示 即 17 也可以用下式表示 Ne hvm 式中 m 機械效率 v 容積效率 水力效率h 3 3 泵的各種損失及泵的效率 機械損失和機械效率 原動機傳到泵軸上的功率又稱軸功率 首先要花費一部分去克 服軸承和密封裝置的摩擦損失 剩下來的軸功率用來帶動葉輪旋轉 但是葉輪旋轉的機械 能并沒有全部傳給通過葉輪的液體 其中一部分消耗于克服葉輪前 后蓋板表面與液體和 蓋板表面與泵腔中液體之間的摩擦 這部分損失稱為圓盤摩擦損失 而機械損失效率 m 由軸承損失功率 密封損失功率和圓盤損失功率大小表示 NNmmm 321 式中 N m1 軸承損失功率 Nm2 密封損失功率 Nm3 圓盤損失功率 Nm 機械損失 N 輸入水力功率 輸入水力功率用來對通過葉輪的液體作功 因而葉輪出口處液體的壓力高于進口壓力 出口和進口的壓差 使得通過葉輪的一部分液體從泵腔經葉輪密封環(huán)間隙向葉輪進口逆流 這樣 通過葉輪的流量 Qt又稱泵的理論流量 并沒有完全輸送到泵的出口 其中泄漏量 這部分液體把從葉輪中獲得的能量消耗于泄漏的流動過程中 即從高壓液體 出口壓力 q 變?yōu)榈蛪?進口壓力 液體 所以容積損失的實質也是能量損失 容積損失的大小用容積 效率 來計量 容積效率為通過葉輪除掉泄漏之后的液體 實際的流量 Q 的功率和通過v 葉輪液體 理論流量 Qt 功率 輸入水力功率 之比 即 tttttv HggQqH 18 式中 Q t 泵的理論流量 qQt 泵的理論揚程 它表示葉輪傳給單位重量流體的能量tH 泄漏量q 多級泵有級間泄漏 另外 泵平衡軸向力裝置 密封裝置等的泄漏量也應算在泵的容 積損失之中 這些問題都是我應該注意的 通過葉輪的液體從葉輪中接收的能量 Ht 也并沒有完全輸送出去 因為液體在泵過流 部分和沖擊 脫流 速度方向及大小變化都會引起水力損失 從而要消耗掉一部分能量 單位重量液體在泵過流部分流動中損失的能量稱為水力損失 用 來表示 由于存在水力h 損失 單位重量流體經過泵增加的能量 H 要小于葉輪傳給單位重量液體的能量 Ht 即 泵的水力損失的大小用泵的水力效率來計量 水力效率為去掉水力損失液體hHt 的功率和未經水力損失液體功率之比 即 tthHgQ 總效率為有效輸出功率 和軸功率 之比 即eNNe 變化為 tttgHgQ 即 hvm 泵的總效率等于機械效率 容積效率和水力效率之乘積 19 第 4 章 離心泵結構設計 設計題目 200D 多段離心式水泵結構的設計 設計參數(shù) 流量 Q 280 m3 h 揚程 H 260 m 轉速 n 1470 r min 液體重度 1000 kg m 3 4 1 離心泵結構方案的選擇 4 1 1 原電機的選擇 選擇原電機時應該綜合考慮動力來源 價格 投資和維護管理費用等 由于電源比較 方便 一般均采用電機驅動 所以本設計采用電機直接驅動 要求泵的效率 在 70 以上 設計中取效率 70 離心泵軸功率的計算 102QHN 式中 泵的有效功率 KW N 離心泵的效率 清水的重度 1000kg m3 Q 離心泵的流量 Q 280m 3 h H 離心泵的揚程 H 260m 查 離心泵總效率 圖 4 1 取 0 70 則 102QNe 2 8360 7 28 20 圖 4 1 多級離心泵總效率 則計算功率 N c 1 2N 1 2 283 22 339 86kw 則查 機械設計手冊 選電機型號為 JR136 4 型 4 1 2 確定電機轉數(shù) n 比轉數(shù) ns和級數(shù) i 由于本泵是采用電機直接驅動的形式 所以電機轉數(shù)確定 滿載轉數(shù) n 1470r min 根據(jù)比轉數(shù)計算公式 4 365 iHQns 式中 n s 比轉數(shù) n 泵的轉數(shù) n 1470r min Q 泵的流量 Q 280m 3 h H 泵的揚程 H 260m i 多級泵的級數(shù) 將上述數(shù)值帶入上式可得如下關 n s34 65 QH34 280 176 分別帶入級數(shù) i 3 4 5 6 7 8 級 分別求出相應的比轉數(shù) ns的值 見表 4 2 級數(shù) i 21 與比轉數(shù) ns關系表 表 4 1 級數(shù) i 與比轉數(shù) ns關系表 級數(shù) i 3 4 5 6 7 8 比轉數(shù) ns 135 167 197 226 256 283 由上表以及查閱了 離心泵總效率 圖 4 1 綜合考慮 確定級數(shù)為 i 6 級 比轉數(shù) ns 226 在確定比轉數(shù)時應考慮下列因素 1 的區(qū)間 泵的效率最高 泵效率顯著下降 210 s 60 sn 2 采用單吸葉輪 過大時可考慮采用雙吸式 反之 采用雙吸 過小時 應改sn sn 為單吸式 3 比轉數(shù)和泵的級數(shù)有關 級數(shù)越多 越大 臥式泵一般不超過 10 級 立式深sn 井泵和潛水泵級數(shù)多達幾十至幾百級 但目前的趨勢是盡量提高轉速 減小級數(shù) 以提高 泵運行的可靠性 4 1 3 初步確定吸入口直徑 D 流速 Vs和吐出口直徑 D 泵吸入口徑的確定主要看吸入管內的流速 根據(jù)國內資料看外管路經濟流速分析和有 關規(guī)定 吸入管內最大流速一般不超過 5 米 秒 最常用的流速為 3 米 秒左右 管徑大時 流速可適當慢些 但流速慢了管徑就要大些 又不經濟 因此 必須根據(jù)具體情況作綜合 分析比較 常用的泵吸入口徑 流量和流速的關系見表 4 2 表 4 2 泵吸入口徑 流量和流速的關系 吸入口徑 mm 50 65 80 100 150 200 250 300 400 流速 m s 1 77 2 1 2 54 3 2 44 2 48 2 54 2 84 3 42 多 級泵 流量 m3 s 12 5 25 46 85 155 280 450 720 1500 22 對汽蝕性能要求較高的泵 汽蝕比轉數(shù) C 1000 在吸入口徑小于 250 毫米時 建議取 吸入口流速 Vs m s 在吸入口徑大于 250 毫米時 建議取吸入口流速 Vs 8 1 0 2 41 m s 根據(jù)上述分析取吸入口流速 V s 2 4 m s 則由公式 D VsQ 4 式中 Q 流量 Q 280m 3 s Vs 吸入口流速 V s 2 48 m s 則 D 0 198 mVQ 4 由上表可圓整為 D 0 20 m 200 mm 由吸入口流速公式 V s 24D 可得 V s 2 477m sQ 由吐出口流速公式 D 200 4 1 4 確定泵的最小汽蝕余量 h min和汽蝕比轉數(shù) C 泵的允許吸上真空度 是隨泵使用地點的大氣壓 吸入管路中的阻力和流速 以及 sH 所抽送液體的性質和溫度的不同而變化的 所以使用時不太方便 故引入了一個表示泵汽 蝕性能的參數(shù) 這就是汽蝕余量 在設計離心泵時 需要有一個能表示泵的汽蝕性能 而又與泵的設計參數(shù)有聯(lián)系的綜 合性參數(shù) 作為比較泵汽蝕性能和選擇模型泵的依據(jù) 故引入一個汽蝕比轉數(shù) C 來表示離 心泵的最小汽蝕余量 與泵設計參數(shù)間的關系 minh 取 C 680 n 1470 r min Q 280 h3 5 62 n C minQ3 4 23 0 02 m 由 清水的汽化壓力與溫度的關系曲線 在泵的設計手冊上第四章第四小節(jié)可查得 常溫下清水的汽化壓力 Pv 0 024kg cm2 根據(jù)計算公式 gVhPHsvas 210min 44max 式中 P a 標準大氣壓 Pa 1 kg cm2 Pv 常溫下清水的汽化壓力 Pv 0 024 kg cm2 最小汽余量 0 02 mminh inh Vs 吸入口流速 V s 2 477 m s 將上述數(shù)值帶入上式可得 gVhPHsvas 210min44max m9 根據(jù)汽蝕比轉數(shù)計算公式 75 0min62hQC 式中 Q 280 m 3 h n 1470 r min 0 02 minh 將上述數(shù)值帶入上式可得 72275 0min62hQC 汽蝕比轉速是在入口幾何相似 運動相似和動力相似的條件下推導出來的 所以對一 組入口相似的泵 在相似的工況下 他們的 C 值相同 因此 C 值可以作為葉輪入口和吸 入室?guī)缀蜗嗨频呐袆e數(shù) 泵的最小汽蝕余量越小 汽蝕比轉速越大 所以 C 值可以作為在 考慮汽蝕性能時選取模型泵的一個參數(shù) 24 允許吸上真空度為 為了安全 最大吸入口真空度常減去 0 3 做允許吸上真空度 mHs 6 930 max 4 2 軸徑的初步設計 從 機械零件 書中可知 可按下式計算泵軸所傳遞的扭力矩 M M nNc954 式中 M 泵軸所傳遞的扭力矩 N m Nc 計算功率 N c 337 KW n 泵轉數(shù) n 1470 r min 將上述數(shù)值帶入公式 4 9 得 M 2186 9 N mnNc549 按扭矩初步計算的最小軸徑 d 為 d 3 2 0 M 式中 材料的許用應力 P a d 最小軸徑 m 機械手冊 上查 泵軸常用材料的許用切應力 本泵選擇 45 調質處理 HB 500 600 則 550 Pa 510 則最小軸徑 d d 3 2 0 Mm604 5810 9 63 由于電機與泵軸之間采用凸緣聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器結構簡單 工作可靠 裝拆方便 剛性好 傳遞轉矩大 但當兩軸對中精度較低時 將引起較大的附加載荷 適用于對中精 度良好的一般傳動 所以選用該類型聯(lián)軸器 選擇 YL1 型聯(lián)軸器 根據(jù)聯(lián)軸器將最小軸徑 圓整為 d 60mm 固定轉子的零件螺紋直徑為 72 mm d 25 安裝軸承和葉輪處的直徑為 75 mm1d 由于葉輪和軸通常采用鍵聯(lián)結 因此 輪轂要有一定強度 輪轂的直徑 dh可按下列經 驗公式計算 確定輪轂處的直徑 1kdh 式中 k 經驗系數(shù) 一般取 k 1 2 1 4 這里去 k 1 4 安裝葉輪處的軸的直徑 75 mm1d1 則 1 4 75 105 mmhk 泵軸在運行中 除了承受扭矩外 還承受由皮帶傳動所引起的徑向力 轉子自重及由 不平衡所引起的離心力等 這些力都會使軸產生彎曲 而軸向力會使軸產生拉伸或壓縮 在軸徑初步計算中 合理選擇許用應力 除可節(jié)省材料外 對泵來說還有其特殊意義 如 果軸的許用應力取得小 軸就粗 葉輪入口尺寸就要加大 這就惡化了吸入條件 降低了 離心泵效率 反之 如果許用應力取得大 軸就細 對泵的吸程和效率都有好處 但必須 保證軸的安全可靠 因此 必須合理選擇許用應力 充分發(fā)揮材料的效能 4 3 離心泵葉輪的設計 葉輪是將來自原動機的能量傳遞給液體的零件 液體流經葉輪能量增加 葉輪一般由 前蓋板 后蓋板 葉片和輪轂組成 如果葉輪沒有前蓋板 就是半開式葉輪 沒有前蓋板 也沒有后蓋板的葉輪叫開式葉輪 開式葉輪在一般情況下很少應用 葉輪主要幾何參數(shù)有葉輪進口直徑 D0 葉片進口直徑 D1 葉輪輪轂直徑 dk 葉片進口 寬度 b1 葉片進口角 1 葉輪出口直徑 D2 葉輪出口寬度 b2 葉片出口角 2 葉片數(shù) z 葉片包角 等 葉輪進口幾何參數(shù)對汽蝕性能有重要的影響 葉輪出口幾何參數(shù)對性能具 有重要影響 兩者對泵的效率均有影響 分段式多級泵的第一級葉輪 因為要考慮到泵的汽蝕性能 需要特殊設計 故以次級 葉輪為例 設計設計算步驟如下 4 3 1 確定葉輪進口直徑 D0 由于泵要求效率比較高 而多級泵的次級葉輪入口已有一定壓力 故可將泵入口速度 26 系數(shù)盡可能取得高些 先確定葉輪入口速度 可用公式 iVgHK20 式中 葉輪入口速度系數(shù)0vK 泵的單級揚程iH 圖 4 2 離心泵葉輪的速度系數(shù) 由上圖可以查到葉輪入口速度系數(shù) 0 22 泵的單級揚程0vKmHi873260 所以 m s4 687 92 20 iVgH 通過葉輪的流量 Q 可用公式 vQ 式中 泵的容積效率v 查圖 離心泵的設計基礎 4 4 可得流量等于 280m3 h 的容積效率 根據(jù)比轉數(shù)可查得 27 0 942v 則 m30825 36942 0 vQ 則葉輪入口的直徑可根據(jù)公式 200 4hdVQD 得 mdh 130 28 04 65 4200 取 mD130 4 3 2 確定葉片入口邊直徑 D1 在葉輪流道入口邊上取圓心 做流道的內切圓 內切圓圓心到軸心線距離的兩倍即為 葉輪入口邊直徑 確定葉片入口邊直徑 一般與比轉數(shù)有關 由于本設計的比轉數(shù) ns 226 在 200 300 之間 所以 D1 D 0 一般入口邊平行于軸心線 對流量較小的泵 可取 D1 D0 對流量較大的泵 也可將入口邊伸入吸入口 但是應注意鑄造造型的工藝性 取 D1 150 mm 0 150 m 4 3 3 確定葉片入口處絕對速度 V1 一般取 對汽蝕性能要求高的泵 取 0 4 1 1v0 1v0v 這里取 0 9 則 0 9 0 9 6 4 5 76 m s1v0 4 3 4 確定葉片入口寬度 b1 離心泵葉輪入口尺寸 入口寬度和入口邊直徑除影響泵的抗汽蝕性能影響很大 0D 11VQb 28 mVDQb 029 15 764 3602811 取 mb301 4 3 5 確定葉片入口處圓周速度 1u 計算 用公式 1u601nD 則 13 4057 4 6Dnms 4 3 6 確定葉片數(shù) Z 葉片數(shù)的多少和泵的效率有直接關系 葉片數(shù)多 泵的效率就能得到提高 這是因為 葉片數(shù)增加后 葉片間流道的擴散程度減弱 液流的擴散損失減小 泵的效率上升 但葉 片數(shù)過多的時候 葉片與液流的摩擦損失增加 結果反而導致泵的效率下降 對 的泵 取 6 片 對低比轉速的泵可以取 9 片 但應注意勿使入口流道堵塞 250 6 sn 對高比轉數(shù)的泵可以去 4 5 片 在一般情況下 增加葉片數(shù)可以改善液體流動情況 適當 提高泵的揚程 但葉片數(shù)增加后將增加葉片摩擦損失 減少流道過流面積 取 z 6 片 4 3 7 確定葉片入口軸面速度 1mv 葉片入口軸面速度 Vm1可按下式確定 1mV 式中 為葉片入口排擠系數(shù) 在設計離心泵時先選取排擠系數(shù) 進行試算 待葉片厚度1 1 和葉片入口安放角確定后 在來校核 值 1 在估算時一般取 這里取 1 3 3 1 則 1mV 1 3 5 76 29 7 488 m s 取 smV 71 4 3 8 確定葉片入口安放角 1 葉片入口安放角就在葉片入口處 葉片工作面的切線與圓周切線間的夾角 假設液體 是無旋流入葉輪內 則由速度三角形知 1 uvtgm 式中 液體進入葉輪相對速度的液流角 1 前面已經計算過 1mvu 則 54 17tan 1 uVm 103 葉輪入口安放角比相對速度角增大了一個角度 這個角度叫沖角 用 表示 葉片入口安 放角 為 1 1 一般沖角取 葉片入口安放角 15 3 46 30 則葉片入口安放角 04 選擇一個沖角的原因是 液體在進入葉輪前 已受吸入室 軸或葉輪的影響而旋轉運 動 增加沖角就是考慮了預選的影響 以減少液體沖擊損失 取正沖角后 葉片入口處排 擠系數(shù)減小了 幾增大葉片入口積 改善了液體流動情況 可以提高泵的汽蝕性能 沖角 對泵抗汽蝕性能有一定的影響 4 3 9 確定葉片厚度 S1 從水力性能的角度考慮 葉片應盡量薄 這樣一方面可以減少葉片對液流的排擠 提 30 高泵的揚程 同時還可以減小葉片前緣處的尾流損失 提高效率 而從強度方面的要求考 慮 則葉片應有一定的厚度 在確定葉片厚度時應注意 對較小的泵 要考慮到鑄造的可 能性 對鑄鐵葉輪 葉片最小厚度為 毫米 對鑄鋼葉輪 葉片最小厚度為 毫米 4 3 6 5 對大泵應適當增加葉片厚度 以使葉片有足夠的剛度 我選用了鑄鋼材料的葉輪 故葉片厚度 S1 6 mm 4 3 10 確定葉片排擠系數(shù) 1 葉片排擠系數(shù)是葉片厚度對流道入口過流斷面面積影響的系數(shù) 它等于流道入口葉片 厚度的過流面積與考慮葉片厚度過流面積之比值 111 tDt 式中 葉片節(jié)矩 如圖 4 5 可按 1t Z 葉片在圓周方向上的厚度 按公式 1 1 sin S 入口處的葉片實際厚度 嚴格的說是液面上的厚度 1s 將上述三個式子聯(lián)立可得 11sin zD 式中 D 1 葉片入口邊直徑 S1 葉片厚度 Z 葉片數(shù)目 葉片入口安放角1 則 12 45sin610 3sin11 SD 31 4 3 11 葉片包角 的確定 葉片包角就是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 流道越廣 則葉片單位長度負荷小 流道擴散程度越小 有利于葉片與液流的能量交換 如葉片包角太大 則葉片與液體的摩擦損失增加 鑄造工藝性差 所以包角大小應適當選 取 對 的泵 一般取 250 6 sn 015 7 取 4 3 12 確定葉輪外徑 2D 由公式 nu 260 式中 葉輪出口圓周速度 m s 可按下式計算 2u 2ugHK2 式中 葉輪出口圓周速度系數(shù) 選取 為 0 38 2uK2u H 多級泵的單級揚程 則 m s2gu20 3829 607 9 2 348 14uDmn 則 D2 360 mm 根據(jù)公式 20 5 Dz 則 取系數(shù)為 1 0 Z 6 片 取 6 片與前面假設相似 4 3 13 確定葉片出口安放角 2 葉片出口安放角 一般在 范圍內 通常選用 對高轉速的泵 安放2 45 16 30 2 角可以取得小一些 低比轉速的泵可取得大一些 葉片出口安放角對性能曲線的形狀 葉 輪流道形狀和泵的揚程影響都較大 32 取 2 045 4 3 14 確定葉輪出口寬度 2b 實測表明 當葉片寬度改變時 通過葉輪的流量變化不大 因此 若葉片寬度過窄 則葉片單位面積上的負荷增加 滑移系數(shù)增大而使葉輪的理論揚程減小 同時葉輪的相對 速度增大 液流與葉片表面的摩擦損失增加 從而造成泵效率的下降 可以通過葉輪出口軸面速度 確定 離心泵的設計基礎 葉輪出口速度三角形 2b2mV VM2可按下式計算 gHKmv22 式中 為葉輪出口軸面速度系數(shù) 可按選擇 取值 0 15 2mvK H 多級泵的單級揚程 則 m s2mv0 19 8607 5 由于 已確定 所以可以按下式計算 b2 2V 2 22mVZDQ 式中 流經葉輪的流量 m 3 sQ 葉輪外徑 m2D 葉片數(shù)目Z 葉片出口處圓周方向的厚度 可有下述公式計算 2 22sin 式中 S 2 葉輪出口處葉片真實厚度 嚴格地說是流面上的速度 見圖 離心泵設計 基礎 葉輪出口排擠 5 9 這里取葉片的厚度為 6mm 葉片出口安放角 2 33 將公式聯(lián)立可得 222sinmVzDQb mVZS b10 85 7 4sin63 01 368 sin 22 4 3 15 確定葉輪出口絕對速度和圓周速度的夾角 2 由 流體機械 中式 2 9 知 22tan mVu 將各種數(shù)據(jù)代入公式可解得 sm uVv 84 195cot 762an2 由公式 可得pVHT 12 pV 12 又因 21rzp 式中 經驗系數(shù) 由下式計算得 2sin6 08 5 0 由于 2 300 所以 2si 045n6 8 0 5 34 10 97 取 1 試中 Z 葉輪葉片數(shù) r2 葉輪出口半徑 r1 葉輪入口半徑 將上述各個數(shù)據(jù)代入公式可得 015 6 0938 6122 p 將公式 4 33 與公式 4 35 計算得的數(shù)據(jù)代入 4 34 可得 pV 12 sm 83 05 6 在有限葉片時 液體實際流出角為 可得 2 2 tan Vm 6083 57rctarct22 v 液體流出葉輪的絕對速度 V2為 2mu sm 4 5 7 2 葉輪結構型式如下圖 圖 4 3 葉輪結構圖 35 4 4 徑向導葉的設計計算 4 4 1 確定基圓直徑 D3 根據(jù)經驗可按下式計算 D3 m6 301 05 1 2 取 mD370 4 4 2 確定導葉入口角 3 導葉入口角就是導葉在入口處的切線與基圓 D3切線間的夾角 為了使液體可以無沖擊 地進入導葉 一般取入口角 等于葉輪出口絕對速度液流角 一般 在 80 16 0范圍內 3 2 3 取 3 62 1 4 4 3 確定導葉入口寬度 b3 確定入口寬度不但要考慮到應有的間隙和制造誤差 而且要考慮到運轉中轉子可能的 軸向串動 導葉入口寬 b3可按下式計算 3bmb120 25 1 取 12 mm3b 4 4 4 確定導葉喉部面積和形狀 導葉喉部就是導葉擴散段的入口 為了確定導葉喉部面積先應確定喉部速度 導葉喉部速度 3vK gH2 式中 導葉喉部速度系數(shù) 選取 0 413vK3v H 水泵的單級揚程 36 圖 4 4 螺旋形渦室和導葉中的速度系數(shù) 則 3vK gH2sm 27 9608 241 0 導葉喉部尺寸 可按下式計算 導葉喉部尺寸 F 3ma3 63ZvQba 其中 F 為導葉喉部面積 Z 為導葉片數(shù) 選擇 7 片 F 2 68 42 9301m 因為 所以 mb23 a3 取整數(shù) 40mm 4 4 5 確定導葉入口厚度 S 導葉入口厚度 由鑄造工藝性和材料的強度確定 對鑄 的導葉 取 S 3 5mm 鑄鋼的導葉取 s 4 7mm 取 S 5mm 4 4 6 確定導葉擴散角 擴散角度取得太小增大泵的徑向尺寸 擴散角度取得太大又容易產生旋渦 增加損失 擴散段一般取直壁擴散 有時為了減少泵的外型尺寸 也可以略微彎曲 一般取導葉擴散 段的擴散角 7 0 140 取 02 8 37 4 4 7 確定導葉擴散段長度 L 液體離開導葉擴散段時的速度 一般為葉輪出口速度 的 15 30 4V2V 所以 m s 50 21 3 80 15 3 0 15 24 V 取 m s9 擴散段出口的面積可由下式計算 44zVQbaF 式中 Q 泵的計算流量 Z 導葉葉片數(shù) 取 z 5 液體離開導葉擴散段時的速度4V 則 2467891 30 2mzQF 導葉擴散段長度可按下式計算 tan 43bFL 式中 導葉擴散角 導葉喉部尺寸3 ba 導葉擴散段出口的面積4F 取 L 644mm 根據(jù)結構和繪型的需要 取 mba28 344 導葉外徑可按公式 取系數(shù)為 1 42 45 1 D 則 D4 2370 2 134 取 m56 38 4 4 8 確定反導葉入口角 5 液體離開導葉擴散段后 經一環(huán)形空間進入反導葉 反導葉的入口角一般等于液體離 開擴散段時的出口角或有增大 50左右的沖角 取 300 4 4 9 確定反導葉葉片數(shù) 一般取反導葉葉片數(shù)與導葉葉片數(shù)相等 但是也可以根據(jù)具體情況有所增減 取反導葉葉片數(shù)為 z 7 4 4 10 確定反導葉出口角 6 反導葉出口角一般取 900 有時為了得到完全下降的性能曲線而將反導葉出口角取為 600 900 以使液體進入下級葉輪時有一個不大的預旋 取 96 導葉中液體流道的形狀 是按泵在額定工作狀態(tài)下設計的 這時 葉輪出口處液體的 絕對速度的與方向導葉流道的形狀一致 使液體從葉輪無沖擊的流向導葉 當泵的工作狀 態(tài)變化時 葉輪出口處液體的絕對速度的方向也發(fā)生變化 而導葉中流道的形狀確是不變 的 這就增加了撞擊損失 降低了泵的效率 所以盡可能泵在設計條件下工作 4 5 吸入室的設計 圓環(huán)形吸入室優(yōu)點是結構簡單 軸向尺寸較短 缺點是液體進入葉輪時有沖擊和旋渦 損失 但是 由于多級泵的揚程高 吸入室中的水力損失所占的比重不大 故在多級泵中 應用 4 6 平衡裝置的設計計算 由于作用在葉輪兩側的壓力不等 故軸向力存在 除由于壓力不對稱所引起的軸向力 以外 液體的反沖力以及葉輪內部壓力不對稱都能引起軸向力 對一般入口壓力較低的泵 來說 只要計算由葉輪兩側壓力分布不對稱所引起的軸向力就可以 為了克服軸向力 必 39 須限制轉子的軸向串動是 平衡軸向力的辦法主要有 1 開平衡槽 如圖 4 5 所示 葉輪后蓋板上設密封環(huán) 把后腔分為 B C 兩腔 然 后在葉輪的后蓋板上靠近輪轂處開幾個平衡孔 使葉輪背面環(huán)形室的壓力與葉輪 入口基本相等 2 bL平 衡 盤平 衡 環(huán)末 級 葉 輪 Pq P0P 圖 4 5 開平衡槽 3 采用平衡葉片 如圖 4 6 所示 在葉輪后蓋板的背面對稱安置幾條徑向筋片 如 同泵葉片一樣使葉輪背面的液體加快旋轉 增大離心力 葉輪背面的壓力就可顯 著下降 從而使葉輪兩側壓力趨于平衡 這種方法的平衡程度取決于平衡葉片的 尺寸和葉輪與泵體的間隙 這種平衡方法使泵的效率有所降低 通常在雜質泵中 采用 葉 輪 蝸 殼平 衡 葉 片 圖 4 6 平衡葉片 4 采用雙級葉輪 如圖 4 7 所示 由于葉輪結構尺寸對稱 因此葉輪兩邊壓力作用 的面積相等 同時作用于葉輪上的力也是對稱的 理論上可使產生的軸向力相互 抵消 從而使軸向力達到平衡 這種結構多用在流量較大的單級離心泵上 40 密 封 環(huán)葉 輪軸 套 圖 4 7 雙級葉輪 5 對稱布置葉輪 將葉輪成堆對稱地安裝在同一根軸上 各級葉輪所產生的軸向力 相互平衡 這種方法效果良好 6 平衡鼓 如圖 4 8 所示 它是裝在末級葉輪后面與葉輪同軸的圓柱體 其外圓表 面與泵體上的平衡鼓套之間有一很小的徑向間隙 S 平衡鼓右側用連通管與泵吸 入口相連 這樣平衡鼓右側 C 的壓力接近泵吸入口的壓力 左側 A 的壓力接近最 后一級葉輪后腔的壓力 從而在平衡鼓兩側形成一個從左向右的軸向推力 以平 衡軸向推力 采用這種方法軸向推力并不能完全得到平衡 因此要采用止推軸承 來承受剩余的軸向推力 通 向 低 壓 區(qū)葉 輪 出 水 段 平 衡 鼓 圖 4 8 平衡鼓 7 平衡盤 平衡盤是多級離心泵采用最普遍的一種軸向推力平衡裝置 它的結構如 圖 4 9 所示 平衡盤用固定在水軸泵上 它與葉輪一同轉動 泵體上固定有支撐 41 環(huán)和平衡環(huán) 平衡環(huán)與支撐環(huán)中間形成不變的徑向間隙 S 與平衡環(huán)間形成可變 的軸向間隙 S1 同時形成 A B 兩個充水腔 A 為平衡腔 B 為回流腔 平衡盤之所以能起平衡作用 關鍵在于這股液體壓力的變化 通 向 低 壓 區(qū)葉 輪 泵 體 平 衡 環(huán) 平 衡 盤支 撐 環(huán) 圖 4 9 平衡盤 4 6 1 確定平衡盤兩側壓差 應該已最少的級數(shù)來計算平衡盤的尺寸 在泵只有兩極時平衡盤兩側壓差以按下式計 算 iHKP 10 式中 P P 0 平衡鼓兩側的壓差 H 泵的總揚程 Hi 泵的末級揚程 水的重度 K 經驗系數(shù) 一般取 K 0 6 則 N m2 206918 976 0121 30 iP 取平衡盤兩側壓差為平衡鼓兩側壓差的 55 則 00 5 PP 即 N m2 138269 5 00 P 4 6 2 計算平衡盤半徑 r 第一級葉輪的軸向力可按下列公式計算 42 21hwirKHF 式中 K 實驗系數(shù) 與比轉數(shù)有關 當 時 取50 4sn8 0 6 k6 k Hi 泵的單級揚程 水的重度 第一級葉輪密封環(huán)半徑 0 09mwr wD 葉輪輪轂直徑 0 028mh h 則第一級葉輪的軸向力為 NrKHFhwi 293840 9 108 976 0 2321 第二級葉輪的軸向力計算公式同第一級的一樣只是把葉輪密封環(huán)直徑換成第二極的直徑了 第二級密封環(huán)直徑為 0 10mwD 則第二級葉輪的軸向力為 級數(shù)最少時泵的總軸 NrKHFhwi 370428 0108 976 0322 向力 F 為 N621 F 令平衡力 A 等于軸向力 F 一般取軸向間隙長度與平衡盤半徑之比為 0 2 0 3 這里取28 0 rL 平衡盤半徑 可按下式計算 r rLP Frh 0 2341 則 m 023 8 2 0341 68 34102 rLPFrh 取 mr30 43 4 6 3 計算軸向間隙長度 和平衡盤外圓半徑 r0L 平衡盤的軸向間隙寬度 L0 和平衡盤外圓半徑 r 可分別按下式計算 rL00 0Lr 將上面計算得的數(shù)值帶入公式 可分別求出相應值 則 mrL300 104 82 3 取 L0 10 mm 則 0r 0 03 0 01 0 04 m 40 mm 4 6 4 確定軸向間隙 和徑向間隙 b0b 軸向間隙 決定于泵體和平衡盤的加工精度和裝配精度 為保證運轉時平衡盤不被研0 磨 軸向間隙寬度 應大于平衡盤端面跳動之和 b 在 0 1 0 2mm 取值 b 在 0 2 0 4mm 取值 0b 取 0 000125 m b 0 0003 m 4 6 5 計算徑向間隙長度 L 計算徑向間隙長度 L 可按下式計算 0320 1LbrPh 取 則上式可化為 00 5 PP m049152 0125 4 38 19192032 Lbrh 取 L 60mm 44 4 6 6 計算平衡盤的泄