离心式渣浆泵结构设计说明书毕业设计

. . . 摘 要离心式渣浆泵广泛应用于煤炭、矿山、冶金、电力、水利、交通等部门，主要进行静矿、尾矿、灰渣、泥沙等固体物料的水力输送，但其过流部件的磨损相当严重，其主要破坏形式为过流部件洞穿和变形，过流部件的严重磨损，恶化了泵流动特性与外特性，缩短了泵的实际使用寿命，使生产效率降低，加大耗能和设备的投资，进而影响生产的发展。因此所设计的渣浆泵中采用多叶片数来减少单个叶片的磨损，适当的增加过流部件的厚度并采用高硬度的耐磨材料来来减小磨损，将叶轮入口的后盖板设计为凸出的、由光滑圆弧组成的轮毂头。采用填料密封来防止高压液体从泵中漏出和防止空气进入泵并用背叶片来平衡轴向力。本设计详细介绍了渣浆泵的总体结构，工作原理和结构设计。关键词：叶轮 背叶片 填料密封 AbstractThe slurry pump is the extensive applying in the coal, mineral mountain, metallurgy, electrical, water conservancy, transportation and so on. It is main to proceed the water power of the static mineral, tail mineral, ash grain, sediment solid material transportation. But its very serious over the abrasion that flow the parts. Its main breakage form is over flow the parts penetrate with transformation. Over serious abrasion that flow the parts，it is worsening the pump inside flows characteristic and outside characteristics, shorting the actual service life of the pump and making production efficiency lower, enlarging consumes the investment of the equipments, and then affecting the development of the production. It adopt many leafs number to reduce the single abrasion of leafs slice for this designing slurry pump, also increased combines over the thickness that flow the parts the high degree of hardness in adoption bears to whet the material to come to let up the wear and tear, and empressed an entrance covers plank design as to bulge and smooth hubcap head . Adopted the filler which is sealed completely to prevent the high pressure liquid to leak from the pump with keep air from entering to pump the inside counteract to carry on the back leafs slice to equilibrium stalk face dint. This design was detailed to introduce the total construction that slurry pump, the work principle designs with the construction.Key words : impeller auxiliary impeller the filler seals目 录摘要Abstract 一般部分第1章 概论11.1 泵的定义与其用途11.2 泵的分类11.2.1 叶片式泵 11.2.2 容积式泵 11.2.3 特殊类型的泵2第2章 泵的结构设计与计算32.1 泵基本参数的确定32.1.1 泵吸入口和排除口的确定 32.1.2 轴径的初步计算 32.2 叶轮的水力设计52.2.1 叶轮的主要参数的选择和计算 52.3 压水室的设计 14第3章径向力与轴向力的平衡203.1 径向力与其平衡203.2 轴向力与其分213.3 轴向力的平衡233.4 用背叶片平衡轴向力23第4章离心泵主要零部件的强度计算254.1 引言254.2 叶轮的强度的 254.2.1 叶轮强度计算254.2.2 叶片厚度的计算264.2.3 轮毂强度的计算274.3 泵体强度的计算284.4 泵轴的校核294.4.1 按扭转强度校核 294.4.2 按弯扭合成强度条件计算 294.4.3 校核轴的强度314.4.4 按疲劳强度条件进行精确校核 314.4.5 按静强度条件进行校核 354.4.6 轴的刚度校核计算354.5 键的校核354.5.1 键的剪应力校核 354.5.2 键的挤压切应力的计算36第5章 渣浆泵零部件的选择375.1 选用渣浆泵零部件的重要性 375.2 轴封结构的选择385.2.1 常用的填料 385.2.2 填料函结构尺寸的确定385.2.3 填料密封安装技术要求 405.3 轴承部件的选择405.3.1 滚动轴承的润滑与轴承结415.3.2 滚动轴承安装时的问题 41第6章 渣浆泵装配与运转的注意事项 426.1 装配时的注意事项 426.2 运转时的注意事项 426.3 维护和保养436.3.1 轴封的维护 436.3.2 叶轮的调节 436.3.3 轴承组件 44第7章 经济分析 45结论 46参考文献 47专题部分 固液两相流离心泵磨损机理和叶轮的设计49附录1 外文翻译 1.1外文翻译551.2外文原文68致6961 / 66一般部分第1章 概论1.1泵的定义与其用途“泵”这个名词本身的意义说明其作用是用来提水，而且在很长的一个时期，这是它的唯一的用途。然而现在，泵的应用围非常的广泛而且多方面，以致把泵说成是提水的机器就显得很片面。出城市和工业供水外，泵还用于灌溉、水力蓄能、给水、运输。现在有热电厂用泵、船用泵、化工、石油、造纸、泥煤以与其它工业用特殊型式的泵。在很多的机器中，采用泵作为辅助装置，以保证润滑。泵是应用最广泛的的机器之一，而且各种泵的结构是是极为多样的。因此，泵的定义可以说成是把原动机的机械能转换为所抽送液体的能量的机器。1.2泵的分类1.2.1叶片式泵1、叶片式泵叶片式泵是由装在主轴上的叶轮的作用，给液体以能量的机器。按其作用原理可作如下分类：（1）离心泵： 离心泵主要是由离心力的作用，给叶轮的液体以压力能和速度能，进而，在壳体或者导叶，将其一部分速度能转变成压力能，进行抽送液体的泵。（2）轴流泵：轴流泵是由叶片的升力作用，给叶轮液体以压力能和速度能，进而，通常是在导叶，将其一部分速度能转变为压力能，进行抽送液体的泵。（3）混流泵：混流泵是介于离心泵和轴流泵之间，它是由离心力和叶片升力的作用，给叶轮的液体以压力能和速度能，进而，在导叶，将其一部分速度能转变成压力能，进行抽送液体的泵。1.2.2容积式泵1、容积式泵是由活塞、柱塞、以与转子等的排吸作用，进行抽送液体的机器。容积式泵大致分为往复泵和转子泵。（1）往复泵：往复泵是由柱塞等的往复运动，进行排送液体。其类型有：活塞泵、柱塞泵和隔膜泵。（2）转子泵：转子泵是由旋转运动进行排送液体液体的泵。下列泵属于转子泵：齿轮泵、螺杆泵、凸轮泵、滑片泵。1.2.3特殊类型的泵1、特殊类型的泵这类泵是指叶片式泵和容积式泵以外的特殊的泵。主要由以下几种：旋涡泵、空气扬水泵、射流泵、粘性泵、电磁泵.第2章 泵的结构设计与计算2.1泵基本参数的确定2.1.1泵吸入口和排除口的确定1、设计给定的基本参数是转速 n=63m3/h2、泵吸入口和排除口的确定泵吸入口的确定主要取决于吸入管的流速 V0 。如果V0选取过小，则泵的体积增大，并可能影响泵的效率以与造成吸入管堵塞，而V0选取过大则会影响泵的的吸入性能并使磨损增加。取V0=3.5m/sD=79.8 mm式中 D吸入口径(mm)Q流量(m3/h) V0吸入管的流速(m/s)根据法兰连接取标准入口D=80mm。一般来说，低压泵的吸入口径和出口直径是相等的，但是在压力较高时，出于对管路系统投资经济性的考虑，泵的吸入口径大于泵的吐出口径，一般由以下经验公式计算：=(10.7)D式中 吐出口径(mm) 故 =8056 取标准直径65 mm比转数ns=3.65nQ0.5/h0.75 =502.1.2轴径的初步计算根据给定的设计参数确定泵的转速、比转数、级数和结构形式后，必须求出轴径和轮毂直径才能进行水利元件的设计。、首先求出轴功率，由以下公式：Ne=2.76kw式中H扬程(m)介质密度(kg/m3)重度(N/m3)Ne有益功率(kw)由公式 =62%式中 传动效率N轴功率(kw)N=4.45kw取N=4.45kw则电动机功率 Nd=式中 Nd电动机功率(kw)k功率富裕系数，一般k取1.1 1.2（功率大使取小值）传动效率，皮带传动为0.950.98，直接传动时为1。而渣浆泵选用皮带传动，因为可以更换皮带直径来较方便的改变泵的转速，同时防止泵的渣浆体损坏泵。所以 Nd=5.56kw (k取1.2，取0.96)从机械零件可以查得，可按下式计算泵轴传递的扭力矩 M=365.76kgcm 由扭矩初步计算最小轴径，由材料力学可知d=式中 p材料的许用切应力(kgcm)d最小轴径cm.由于泵轴的材料为45号钢调质处理，查得许用应力为5060 MPa,这里取p=50MPad=1.47cm由于泵在运行中，除了承受扭矩外，还承受由涡室产生的径向力，叶轮自吸与其由静不平衡所引起的离心力，均会使轴产生弯曲，所以按扭矩公式计算的最小轴径并非实际的最小轴径。因此初选轴径35mm。2.2叶轮的水力设计2.2.1叶轮的主要参数的选择和计算HR为扬程比，如果用H表示泵抽送清水时的扬程，Hm表示抽送固液两相液体时的扬程，则HR=，当泵抽送固液两相液体时，影响泵的因素很多，如泵的流量、转速、叶轮直径、固体浓度、固体颗粒直径、固体密度、固体颗粒粒度分布、混合物的粘性系数等等，但一般认为其中最主要的影响因素有固体浓度、颗粒当量直径和固体密度。几个主要经验公式列于下表2-1：表 2-1作 者HR 表 达 式CAVE0.0385Cw(S-1)( +1 )Ln(44d) VOCADLOCv( S-1 )0.167+6.02 BURGESS1-1(1- Cv)n; n=n(d,) SELLGREN0.32Cw0.7CD0.25(S-1)07何希杰给出了BURGESS公式中的n的经验公式：n=(0.21+)S 式中 d为固体当量直径(mm) 计算得 S=4.4由公式S=式中 液相密度m固相密度可得m=4.41031、叶轮的进口直径D0在叶轮的进口处有Vf-Vs=Uei( 1 )式中 Vf液相速度(m/s)Vs固相速度(m/s)Uei临界沉降速度(m/s)根据瓦斯普提的计算公式可求得： Uei=( 2 )式中 Cdi固体颗粒阻力系数，一般取Cdi=0.2；dsi固体颗粒的当量直径（m）dsi=CDe( 3 )式中 C系数，一般取 C=0.2De水流当量直径(m) De=KBe( 4 )式中 KBe修整系数，KBe=3.54.5取KBe=3.5将（4）、（3）、代入（2）可解出临界沉降速度Uei.De=4=0.091 dsi=0.20.094=0.0084Uei=1.37m/s水的畸变速度Vf可由下式计算 Vf=（ 5 ）式中Qf水的流量(m3/s) Qf=(1-Cv)Q( 6 )将（6）代入（5）可求得Vf,将Uei 、Vf代入（1）可求得固体颗粒速度Vs。Qf=(1-0.2)63=50.4Vf=2.02m/sVs= Vf-Uei=2.02-1.37=0.65m/s叶轮进口处固体流动的当量直径： Ds=( 7 )式中 Qs固体的流量（假定） Qs=Q-Qf( 8 )Ds=0.082 叶轮进口处液体流动的当量直径：Df=( 9 )式中 泵的容积效率，可根据比转数ns和流量Q查得，=0.96，代入（9）Df=0.0959叶轮进口直径可用下式计算： D0 =（ 10 ） = =0.127m 圆整取D0=130mm2、叶片进口D1直径可用下式计算一般情况下，流道中心线上叶片进口直径可用下式进行计算： D1=kD0（ 11 ）式中k系数，k=0.81.0，低比转数叶轮取大值，计算得D1=114mm。3、叶片数 N一般取取N=35，从实际经验来看，为改善渣浆泵的通过性能， 应尽量取N=5。4、叶轮出口直径D2 ： 叶轮出口直径D2的大小不但直接影响泵的扬程，而且对泵的效率也有很大的影响，因为压力室的水力损失大小直接与叶轮出口的绝对速度有关。为了减小压水室的水力损失，应当在在满足设计参数的条件下使叶轮出口的绝对速度最小，并以次来确定叶轮的出口直径D2。查资料的经验公式来确定D2：对于N=5, D2=8.91()-0.585Du对于N=4, D2=9.23()-0.474Du对于N=3, D2=9.6()-0.525DuDu= =0.023m所设计的渣浆泵的N=5D2=8.91()-0.5350.023 =0.296m 圆整取D2=300mm 5、叶片的进口宽度b1出口宽度b2渣浆泵叶轮叶片一般作成等宽度叶片，主要考虑固体颗粒的通过性能，为了考虑固体颗粒堵塞流道和减轻磨损，所设计的渣浆泵叶片出口处的宽度b2略大于b1，一般b2可用下式进行计算：b2=kb2)-( 12 )式中 kb2系数，kb2=1.351.85，轻型渣浆泵取小值，重型渣浆泵取大值。kc=Cv+(1- Cv) =0.2+(1-0.2) =1.13b2=1.5()- =36mmb1=1.236=44mm6、叶片进口安放角1=+式中 入口液流角冲角，一般取5o10o,主要考虑提高泵的吸入性能和通过性能。可由下式进行计算： tg=式中 u1计算点液体的圆周速度(m/s)Vu1计算点液体绝对速度的圆周分量(m/s)Vm1计算点液体的轴面速度(m/s)对于直锥形吸入室Vu1=0u1= = 8.83 m/sVm1=式中 容积效率，一般取0.90.95，这里取0.9排挤系数，取=1-0.04 N=0.8所以Vm1 = =1.698m/stg=0.19所以=10o=+ =10o+15o=25o 7、叶片出口安放角在确定叶片出口角时应考虑泵的比转数、对特性曲线形状的要求以与流道的扩散程度等。一般取 =20o30o,取=20o 。8、叶片包角为保证叶片安放角线性变化，或者变化较为平缓，包角对应不同比转数的泵有不同的最佳值。由两相流理论推导出的计算式在实践中的效果良好，可以满足泵的要求。=o+式中 =3o10oo=式中 r1叶片出口直径（mm）r2叶片进口直径(mm)o =130o9、叶片厚度通常取=24mm.取=4mm计算叶片出口圆周厚度：=式中 叶轮出口轴面截线与流线的夹角，常取=70o90o,取=80o=4 =11.87mm10、前、后盖板的形状和厚度叶轮的盖板的磨损较为严重，尤其是后盖板与叶片进口边相交处，暂取前、后板的厚度均为8mm，设计叶轮入口处前盖板的轴面为一个圆弧，可有效减小脱流，并减小渣浆对后盖板的冲击。叶轮入口后盖板处的形状对减小该处的磨损有明显的影响。高硬度耐磨材料，叶轮入口后盖板应该有凸出的、由光滑圆弧形成的轮毂头。11、叶片绘图当叶轮主要几何尺寸确定后，即可进行叶片绘型。叶片采用变角螺旋线型，其特点是数学模型简单，叶片包角可自由选择，并在任意包角下保持叶片角的均匀变化，便于优化设计，其线型符合叶轮中固体的运动的轨迹，损失小，磨损均匀，是目前最新型的圆柱型叶片。其数学表达式：r=r1式中 k = =25o =20or1叶片出口直径r2叶片进口直径叶片包角计算得k=0.55因此r=57将包角六等分=21.67o=43.33o=65o=86.67o=108.33o分别带入公式得：=50mm=58mm=70mm=116mm=148mm根据以上的数据绘叶片投影如下：12、背叶片的设计：（1）背叶片的作用： 背叶片可减小填料处的压力，有利于填料密封，并可以减小泵的轴向力。（2）背叶片的片数： 背叶片通常取813枚，或者为叶片数的两倍，由于叶轮片的数目为5，因此取背叶片的数目为10。（3）背叶片高度：通常为了保证泵的性能，将前端间隙调至最小，这样，后背叶片与后盖板的间隙增大，为了使后背叶片有较好的密封效果，其高度应较前背叶片大，一般为前叶片的高度的两片以上。背叶片出口附近的线速度与浓度较高，为了减小该处与对应的前后护板处的磨损，背叶片出口附近有一定的倾斜度，倾斜围又叶轮半径的到叶轮外圆，出口处背叶片的高度为总高度的到。故后背叶片的高度： h1=(0.20.45)b2b2 =36mm,取h1 =10mm 前背叶片的高度：h2 = (0.50.35) h1图21 叶片投影取h2 =4mm （4）背叶片的形状：设计采用楔形的平面形状。（5）背叶片的宽度：背叶片的宽度取6mm 。（6）背叶片的磨损：由于叶片的转动，背叶片的区域不会出现大颗粒固体，但细小的颗粒浓度随半径增大而增加，所以背叶片的厚度由小半径到大半径递增，背叶片的磨损比叶片磨损轻，可较薄，叶轮前端间隙磨损后，泄露量会增加，前背叶片区域也会出现大颗粒固体，加快背叶片的磨损，所以所设计前背叶片的厚度比厚背叶片的厚度大。 2.3压水室的设计（1）基圆直径D3D3=（1.051.20）D2 故取D3=330mm（2）进口宽度b3：b3=（b2+）+C1= (36+8+8+14)+20 = 86mm式中 ，叶轮前后板的厚度，包括前后背叶片的厚度。 C1系数，C1=520，渣浆泵取大值。（3）隔舌安放角的设计： 隔舌不仅对泵的性能，而且对护套的抗磨性有显著的影响。隔舌处的渣浆流速较高，渣浆腐蚀性能越强，隔舌距叶轮的距离因该越大，该距离越大，偏离最佳工况时叶轮承受的径向力越小，泵的性能曲线越平坦，高效区越宽，泵的最佳效率越低，在最佳的效率点以下的围，隔舌间隙处环流量大，泵在小流量时，隔舌的磨损相当严重，尤其是重型泵，隔舌头部应设计成圆弧状，圆的半径应适当，过小一则不抗磨，二则在变工况时易脱流，过大则效果不好，而且易遭受大颗粒的高速大冲角碰撞，同时产生较大的绕流速度。 （4）涡室断面面积先求出涡室畸变速度V3f，固体颗粒速度V3s ,然后求出水流过流面积F3f和固体过流面积F3s , 则涡室第断面面积为： F=F3f+ F3s( 1 )采用等速度法，即涡室各个断面的速度相等，可求出涡室中的介质速度： V3=Kv3( 2 ) =0.5 =13.1m/s由两相流原理得： ( 3 ) V3f-V3s =uei( 4 )联立两式 V3f=9.92m/s V3s=8.55m/sF3f=1.4 10-3m2F3s=0.410-3m2 F=F3f +F3s =1.8 10-3 m2由于介质从叶轮均匀流出，故断面面积均匀变化。F1 =1.57510-3 F2 =1.3510-3 F3 =1.125 10-3F4 =0.910-3 F5 =0.67510-3 F6 =0.4510-3 F7= =0.22510-3在求得以上的数值后，就可以按螺旋形涡室的绘图方法绘出平面图和轴面图，轴面图个断面根部可以根据结构和工艺要求修图。（5）螺旋形涡室的绘图计算完以上的尺寸后，就可以绘制图纸了，在绘型时，既要考虑计算时所选定的尺寸，又要考虑结构安排的可能性。在绘型时可能由于结构的需要而对尺寸做必要的修改。绘型具体步骤如下：1、在平面图上画出坐标轴，并作基圆。2、作涡室8个断面的位置，个断面间夹角均为45o。3、做出轴面图的宽度，并以此宽度作梯形，使等腰梯形面积大于V断面面积。梯形两边的延长线的夹角不大于60o，一般取30o到40o,比转数大，此角可取大些，反之，取得小些。低比转数的泵可取为正方形。取夹角为32o,4、按结构和工艺要求，将梯形的四个角修圆，修圆后的梨形面积等于计算的。5、在轴面上依次作出第、断面，方法同上，在作图时应使涡室各断面的径向高度和修圆的半径有规律的变化。6、将各个断面的径向尺寸移到平面图的相应断面上。7、将各断面的顶点用圆弧光滑连接，然后逐点用圆弧光滑连接各断面顶点，成为螺旋行涡室轮廓线。8、做泵舌安放角，此角与螺旋形涡室轮廓线的交点即为泵舌的位置。9、作扩散管部分。扩散管应具有适当的扩散角，还有标准的吐出径。扩散管出口的中心线与涡室轴线的距离应根据结构选定，并使扩散管与涡室螺旋线和泵舌光滑连接。扩散管长度取整数。图22 泵体断面图螺旋形涡室断面尺寸标注法：图23 螺旋形涡室断面（6）护套的设计1、护套的断面形状：由于叶轮出口处较宽、前后盖板厚度较大，加之有背叶片，也就决定了护套的进口宽度较大。为了保证泵的性能，护套各过流断面的面积应适当，另外，为了不使渣浆颗粒在护套外壁集中，该壁面应为直线，综上所述，护套各断面形状应为矩形。2、护套的性能：护套的性能与叶轮的性能基本上确定了泵的性能，通常，叶轮所产生的扬程随渣浆浓度的增加而下降，护套的阻力随浓度的增加而增加，尤其是重型泵。使得泵的性能发生变化，渣浆浓度越高，泵的扬程越低，同时最佳的效率点向小流量移动。为了保证泵的性能，随着要求输送浓度的增加，护套断面的尺寸应加大，以减小护套的流速和阻力，如果护套的宽度不变，需要加大径向尺寸，加大量又所输送的渣浆性质定，渣浆的腐蚀性越强，径向尺寸越大，反之越小。（7）护套与隔板的间隙护套与护板间隙处经常受到渣浆的严重磨损，该间隙倾斜的角度越小，间隙值越小，间隙 长度越大越抗磨。另外，护板装入护套后应该有一定的伸出量，这样自叶轮流出的渣浆不会直接冲刷间隙，就可以有效的降低间隙的磨损。 （8）壁面的磨损渣浆泵输送的介质含有固体颗粒，因而磨损是渣浆泵面临的主要问题之一，解决磨损问题的途径有三条：一是选用适当的材料，二是在结构设计时使得易磨损部件便于更损部位进行加强；三是合理地进行过流部件的水力设计。水泵中由于流体的机械作用而造成的磨损可以分为三类：一是流体中所含固体颗粒的冲击造成的摩擦损伤，二是汽蚀损伤，三是损伤和腐蚀共同作用而造成的损伤。摩擦损失常见于叶轮、涡室与管道的弯曲部分。Roco对输送两相流体的固体颗粒的磨损机理进行了研究，提出了三种模型。一是固体颗粒以较大的角度与壁面强烈冲击而造成的冲击损伤，这种损伤在瓷等脆性材料中容易发生。二是由于流道壁面附近的许多固体颗粒的长期反复冲击而造成的疲劳损伤。三是固体颗粒比较小的角度沿壁面运动而造成的切削损伤，它容易发生在韧性较好的金属材料上。磨损与固体颗粒的硬度有很大的关系，当固体颗粒的硬度接近或超过壁面材料的硬度时，磨损急剧增加。当液流的流速增加时，磨损也随之增加，查有关资料介绍，冲击损伤与流速的26 方成正比，切削损伤于流速的2.3次方成正比。另外，液流中固体颗粒的含量增加时磨损也会增加。防止冲击损伤可以采用韧性材料，而增加材料的硬度可以减小切削损伤。目前常用的耐磨材料有高Cr铸铁，在介质具有腐蚀时可以采用不锈钢，镍合金，钛合金等。在流道橡胶衬里也是经常采用的方法。值得注意的是，瓷材料作为耐磨材料近年来获得了广泛的应用。第3章 径向力与轴向力的平衡3.1径向力与其平衡在设计螺旋形泵时，通常认为流体从叶轮均匀流出，并在涡室中做等速运动。因此，螺旋形涡室是在一定的设计流量下，为了配合一定的叶轮而设计的，在设计流量下，涡室可以基本上保证流体在叶轮的周围做等速运动，因此叶轮周围压力大体上是均匀分布的，在叶轮上也不产生径向力，叶轮和涡室是一致工作的。然而，当造成叶轮和涡室协调工作的条件流离发生变化时，即泵在大流量或者是大于小流量下工作时，叶轮和涡室协调的一致性就遭到破坏，在叶轮周围流体流动速度和压力分布变得不均匀，便形成了作用在叶轮上的径向力。在设计流量时，涡室的流体流动速度和流体流出叶轮的速度基本是一致的，因此从叶轮流出的流体能平顺地流入涡室，所以在叶轮周围流体的流动速度和压力是分布均匀的，此时没有径向力，在小于设计流离时，涡室的流体流动速度一定减慢。但是，从叶轮出口三角形中可以看出，在小于设计流离时流体流出叶轮的速度不是减小，反而增加了，方向也发生了变化。一方面涡室里流动的速度减慢，另一方面叶轮出口处流动的速度增加，两方面就发生了矛盾，从叶轮里流出的液体，再不能平顺地与涡室流体汇合，而是撞击在涡室的流体上。撞击的结果，使流出叶轮流体的流动速度下降到涡室里的流动速度，同时，把一部分动能通过撞击传给涡室的流体，使涡室里流体的压力增高。流体从涡室前端流到涡室后断的过程中，不断受到撞击，不断增加压力，致使涡室里压力的分布曲线成为逐渐上升的形状。压力分布不均匀是行成径向力的主要原因。同样的分析，也可以说明在大于设计流量时，涡室里流体压力是不断下降的。涡室里流体的压力，对流出叶轮的流体其着阻碍作用，由于压力的均匀，流体流出叶轮的速度是不一致的，因此，叶轮周围受流体流出的反冲力是不均匀的，这是形成径向力的次要原因，这是伴随压力分布不均匀而产生的。在计算轴和轴承时，必须考虑作用在叶轮上径向力，因为泵不会总是在设计流量下工作在起动和停车时甚至要在流量下工作。涡壳式离心泵的叶轮上的径向力，可以用经验公式计算：P=0.36(1-)HBD2式中 P作用在叶轮上的径向力（公斤） Q实际工作流量(m3/h)Qd设计流量(m3/h) H 泵的扬程（米） B 叶轮出口总宽度（包括前后盖板）(米) D2叶轮外径（米）液体重度（公斤/米3）如果在50%的设计流量下进行的话，则计算的结果如下：P=0.36(1-0.25)350.0850.34.610 3 =1108公斤有时，径向力会使轴产生较大的挠度，甚至使密封环、级间套和轴套产生研磨而损坏，同时，对于转动着的轴，径向力是个交变载荷，会使轴因疲劳而破坏。因此，消除径向力和减轻径向力对轴的作用的十分必要的。将涡室分成两个对称的部分，既构成平常所说的双层涡室或双涡室，在双涡室里，虽然在每个涡室里的压力分布仍是不均匀的，但由于两个涡室相互对称，作用在叶轮上的径向力是互相平衡的。3.2轴向力与其分析离心泵是泵产品中与其重要的一种，约占各种泵的70%，其作用围是相当的大，而且应用面较广，既然泵在国民经济中发挥着如此巨大的作用，那么保证泵的顺畅运行就显得尤为重要了，但根据对离心泵的调查，离心泵故障停机检修多半是由轴封失效和轴承损坏所至，而轴封和轴承寿命均与泵的轴向力的大小有密切的关系，因此，泵的轴向力的研究具有十分重要的价值，只有准确的了解泵的轴向力的大小并掌握其变化规律，以致最终做到对轴向力大小的控制，才能恰当的选择轴承和密封，使泵的运行可靠性得以提高，从而减少泵的故障停机检修，延长泵的寿命，提高泵的利用率，这无疑具有巨大的社会效益和经济效益。长期以来，离心泵的轴向力一直是泵的行业人士十分关注的问题，然而人们对离心泵轴向力认识的现状正象一些专著中所指的那样，“轴向力既难准确计算又难准确测量”，目前，对于离心泵运转时所产生的轴向力的原因，认识几乎是一致的，但是按照不同的计算出的轴向力的值，有时还是相差很大的，在实验台上实测的轴向力甚至比最大计算值还要大很多，由于轴向力对离心泵的设计和运行质量影响很大，因此，定量的了解轴向力的大小并尽可能的减小它，是一个十分重要的问题。分析泵的流体运动，应在流体力学一般原理的基础上进行，并考虑有关技术科学的部门，如水轮机、航空、压缩机以与其他学科的实验研究成果，叶片泵的理论基础是直接由流体力学的基本原理推演出来的规律。从泵的技术发展观点来看，液体运动的很多问题是很有趣的，但还没有充分的理论分析，主要是目前的数学、流体力学发展还不是很充分。轴向力产生的原因是由于叶轮在液流旋转时，沿每个叶片的两边产生压力差，所以，叶轮和液流产生力的相互作用。叶片对液流的压力造成了液流的强制旋转与其移动，增加了液流的压力和速度，既增加了机械能。同时，液流对叶轮的前后盖板以与暴露于液流中的转子其他部分均会产生力的作用，泵腔中运动流体对转子压力分布的积分结果表现为对转子的一个很大的作用力，此力消除了径向分量，还有轴向分量。根据目前为止的研究，一致认为产生的轴向力有几个方面的原因，意识离心泵叶轮的前后盖板受液体压力的面积的大小不等，前后泵腔中 液体的压强分布也不尽一样，因此，作用于两盖板上的流体压力以与作用于吸入口的流体压力在轴向上不能平衡，造成轴向的分力，这个轴向的分力是轴向力的主要组成部分。二是由于液体流入叶轮吸入口与从叶轮出口流出，其速度大小与方向均不同，液体动量的轴向分量发生了变化。根据动量定理，在轴向作用了一个冲力，或称为动反力，这个作用在叶轮上的力也是轴向力的组成部分。对于悬臂式叶轮，由于吸入压力与大气压力不同而引起轴向力，其方向视具体情况而定，对于立式离心泵，转子的重量也是轴向力的组成部分。3.3轴向力的平衡在大多数情况下，泵的轴向力值是比较大的。因此，必须设法平衡或者消除作用在叶轮上的轴向力，否则，它将使转子窜动甚至与固定零件接触，造成零部件损坏，如果止推轴衬能可靠地受轴向推力，这将是最有效的解决方法。但由于轴向力通常较大，用止推轴衬来平衡就会使结构复杂。所以，最好的办法是用水力方法来平衡部分或者是全部轴向力。但是，按目前的观点，只有在降低离心泵效率的情况下才能做到这一点。在单级离心泵，通常采用下述两种方法之一来减小或者是消除轴向推力，第一种方法是在单吸叶轮后盖板上也设密封环，这样在叶轮背面形成一个平衡室，室压力通过后盖板上的平衡孔或者专用的回水管与叶轮入口压力平衡，平衡孔总面积或卸荷管断面应比密封环间隙面积大四倍。采用卸荷管的方法在结构上比采用平衡孔的方法要好，但结构复杂，采用平衡孔后流经后盖板上的平衡孔的液体流动方向与叶轮入口处液流的方向相反，破坏了叶轮入口处的液流分布。着两种方法都会增加容积损失。为了保证完全轴向力，还必须采取一定的措施。第二种法是在后盖板上加背叶片，当旋转时，用背叶片减小叶轮和泵体间腔室的压力。很明显，第一种方法会使泵的容积损失增加一倍，而在密封环磨损时，容积损失还要加大。第二种方法需要一定的附加功率，此附加功率并不随时间变化，对输送含有固体杂质的流体的流体来说，这种方法比第一种方法更为经济而有效。3.4用背叶片平衡轴向力采用背叶片平衡轴向力需要消耗一些功率，但是通常认为这个功率值不会超过采用平衡孔所产生的泄露量而消耗的功率。该功率值与背叶片外径的平方成正比，与背叶片的平均宽度成正比。因此，为了达到同样的平衡，希望适当地减小背叶片的外径而增加其宽度，为了减小背叶片消耗的功率，计算中的背叶片的宽度可以事先给定。通过分析轴向力产生的原因与理论计算方法，阐明了要从理论上准确计算离心泵的轴向力在目前还是可能的。现行的一些计算公式是在经过适当简化后得出的，虽然它们各自在不同侧面突出了问题的主要方面，但均不能准确的表达轴向力，只能对轴向力的大小做出大小的估计。用背叶片平衡轴向力的公式同样是如此，也是建立在 许多假设和经验的公式上的，同样不能精确的描述背叶片平衡轴向力的真实情况。因此只能用实验研究测量其准确性。第4章 离心泵主要零部件的强度计算4.1引言 对于离心泵的零件，特别是对过流部件来说，耐汽蚀、冲刷化学腐蚀和电腐蚀也是十分重要的。因此要进行校核，但由于泵的一些零部件形状不规则用一般的材料力学的公式难以解决这些零部件的强度和刚度问题。在工作过程中，离心泵零件受外力的作用，使零件产生变形和破坏，而零件依靠自身的尺寸和材料性能来反抗变形和破坏。一般，把零件抵抗变形的能力叫刚度，把零件抵抗破坏的能力叫做强度。为了提高泵的使用性能和寿命，应该尽量使这些尺寸大些，但另一方面，在实际中，又希望泵的零件尽可能的小，而且成本低，所以在设计的过程中， 要满足这两方面的矛盾，合理的确定离心泵的零件的尺寸和材料，这样既满足要求，又可以合理的使用材料的。4.2叶轮的强度的计算叶轮的强度可以分为叶轮盖板的强度、叶片强度和轮毂强度的计算4.2.1叶轮强度计算离心泵不断的向高速化方向发展，当泵的转速提高后，叶轮因离心力而产生的应力也随之提高，当转速超过一定的数值后，就会导致叶轮的损坏。在计算的过程中可以把叶轮简化为一个圆盘（即将叶片对叶轮概板的影响忽略不计）。计算分析表明，对于旋转圆盘来说，圆周方向的应力应该是主要的，叶轮圆周方向的速度于圆周方向的应力近似的满足以下的关系：=104式中 叶轮材料的重度（MPa），对于铸铁叶轮来说=.0073（MPa），对于铸钢来说=0.0078（MPa），对于铜叶轮来说=0.0088（MPa）；叶轮圆周速度（米/秒）g 重力加速度，一般取980（厘米/秒2）=1.1=28.8m/s所以 =104（28.8）2 = 66 而许用应力=250350，因此满足条件，经验表明铸铁叶轮的圆周速度可以最高可以达到60米/秒左右，因此，单级扬程可以达到200米左右，铸钢叶轮的圆周速度可以达到110米/秒左右，因此，单级扬程可以达到650米/秒左右。如果叶轮的圆周速度没有超过上述的围，则叶轮盖板的厚度可有由结构与工艺上的要求决定，悬臂式泵和多级泵的叶轮盖板的厚度一般可以由下表选取，对于双级泵的叶轮盖板的厚度可以比表中推荐的值大到一倍。叶轮的直径为300mm ，考虑到渣浆泵的耐磨性，可取盖板的厚度为10mm .表41 叶轮盖板厚度表叶轮直径（mm）100180181250251520520盖板厚度(mm)45674.2.2叶片厚度的计算为了扩大叶轮流道的有效过流面积，希望叶片越薄越好；但如果叶片选择的过于薄，在铸造上有一定的困难，而且从强度方面考虑，叶片也需要有一定的厚度。目前，铸铁的叶轮的最小叶片的厚度为3到4毫米，铸钢叶片的最小厚度为5到6毫米，叶片也不可以选择的太厚，叶片太厚降低效率，恶化泵的汽蚀性能。大泵的叶片厚度要适当的加厚一点，这样对延长泵的寿命有好处表42 叶片厚度的经验公式材料比 转 数4060708090130190280系 数 k铸铁3.23.53.84.04.56710铸钢33.23.33.43.5568叶片厚度，可按下列经验公式计算：S =kD2+1=3.20.3+1= 3.53mm所以选叶片的厚度符合强度要求4.2.3轮毂强度的计算对于一般离心泵，叶轮和轴是动配合，大型锅炉给水泵和热油泵等产品，叶轮和轴是静配合，为了使轮毂和轴的配合不松动，在运转时由离心力产生的变形应小于轴和叶轮配合的最小公盈，在叶轮轮毂处有离心力所引起的应力变形可近似地按照下面公式计算：D=Dc式中 E弹性模数（MPa），对于铸铁E=1.3106Dc叶轮轮毂平均直径（厘米）,Dc=6cmD 由离心力引起的叶轮轮毂直径的变形（厘米），D应小于叶轮和轴配合的最小公盈min ,即DminD=Dc=106 =0.0018mm叶轮与轴配合的最小公盈min=0.0025mm ,符合条件。4.3泵体强度的计算常用的离心泵的泵体有涡室和中段两种，耐磨离心式渣浆泵采用螺旋行涡室。下面介绍涡室的计算方法。涡室壁厚的计算方法：涡室是离心泵中较大的零件，并承受高压液体作用。所以，涡室除了应有足够的强度和良好的工艺性以外，为了保证运转的可靠性，还必须有足够的刚度。在生产实验中，在实际的生产实验中，虽然由于涡室的的强度够了，但由于刚度不够，在加工、实验、存放的过程中发生了变形，影响离心泵的运行和装配。目前，一般低压和中压泵的涡室均以铸铁制造，实践表明，如果泵体的壁厚超过了40毫米，在铸造时容易产生疏松现象。所以，对吐出压力大于50（公斤/厘米2）的泵，很少采用铸铁泵体，一般采用高强度铸铁、铸铁或者是合金刚铸造。由于涡室的形状不规则，很难的计算涡室的应力，现推荐下列公式：S=Scq式中 S涡室壁厚（厘米） 许用应力 （MPa），在上式中，铸铁的使用应力100150 MPa，铸钢的许用应力200250 MPa,比转数小时取大值。Scq涡室的当量壁厚，可由下式计算：Scq=+0.0084ns+7.2=30.9+0.42+7.2 =38.52mS= Scq =38.52=6.5mm由于考虑渣桨泵的耐磨性，可以将涡室壁厚取为10mm .4.4泵轴的校核4.4.1 按扭转强度校核轴的扭转条件为：=R Mpa式中 扭转切应力（Mpa）T轴所受的扭矩（Nm） WT轴的抗扭截面系数（mm3）N轴的转速 （r/min）P轴传递的功率（Kw）d 计算截面处轴的直径（mm） 查45号钢的许用应力R=30Mpa则 =4.18 Mpa4.18Mpa30Mpa,所以泵轴满足扭转强度的要求。4.4.2按弯扭合成强度条件计算在支点处对轴的水平力和竖直作用力的分析,Fr101.5=FH1199FH1=15公斤由平面力平衡 FH2= FH1+Fr=29.4+15=44.4公斤在竖直平面有力矩平衡，可得方程：Q189.5=Fv2199, Fv2=14.2公斤由平面力的平衡 Fv1=Q+Fv2=15+14.2=29.2 公斤图41 轴受力分析图1、作出弯矩图：水平平面弯矩： MH1=29.49.8101.51/1000=29.2公斤竖直平面弯矩： Mv1=159.8189.51/1000=27.8公斤做出总弯矩图： M=40.3N.m2、做出扭矩图：为了使扭矩图符合强度计算公式，取=0.3，是考虑扭矩和弯矩的加载情况与产生应力的循环特性差异参数。T=43.7NmT=0.343.7=13.1Nm根据作出的总弯矩图42和扭矩图43，求出计算弯矩。Mc1=30.7 NmM2=32.1 Nm4.4.3校核轴的强度假设两个轴衬的轴向力一样+=741.37N确定危险截面为两个轴衬所在的位置有第三强度理论，计算应力为：=MPa式中 F 轴向力（N）A 的横截面积（m2） W 轴的抗弯截面系数，W=0.1d3（mm）查表得45钢=60Mpa=5.3Mpa MPa=5.4Mpa MPa4.4.4按疲劳强度条件进行精确校核计算安全系数： =S式中 =对于材料不够均匀，计算精度较低时 S=1.51.8;弯曲疲劳极限，=275Mpa弯曲疲劳极限综合影响系数零件的有效应力集中系数，查得=2.06零件的尺寸系数零件的表面质量系数，查得=0.8零件的强度系数，查得=1.8则=1.28零件受循环弯曲应力特性，对与碳钢=0.10.2，此处取0.15应力副，=4.5Mpa平均应力，对称循环=0计算得=47.7对于 =式中 扭转疲劳极限，为155Mpa=-1)在剪切情况下，查得=2.06，=0.8，=1.8带入上式计算得：=1.28式中 试件循环切应力时的材料的特性，=0.5剪切应力副,=1.7Mpa -平均应力，=1.7Mpa计算得：=67.3计算安全系数： =15S=1.8所以满足疲劳强度要求