1、 .單級離心泵設計摘 要：本設計從離心泵的基本工作原理出發，進行了一系列的設計計算。考慮離心泵基本工作性能，流量范圍大，揚程隨流量而變化，在一定流量下只能供給一定揚程（單級揚程一般1080m）。本設計揚程為50m，泵水力方案通過計算比轉數（n=67.5）確定采用單級單吸結構；通過泵軸功率的計算確定選擇三相異步電動機；由設計參數確定泵的吸入、壓出口直徑；通過葉輪的水力設計確定葉輪的結構以及葉輪的繪型；設計離心泵的過流部件，確定吸入室為直錐形吸入室，壓出室為螺旋形壓出室；設計軸的結構及進行強度校核；確定葉輪，泵體的密封形式及沖洗，潤滑和冷卻方式；通過查標準確定軸承，鍵以及聯軸器，保證連接件的標準性

2、。從經濟可靠性出發，合理設計離心泵部件，選擇標準連接件，保證清水離心泵設計的安全性，實用性，經濟性。關鍵詞：離心泵工作原理；水力方案設計；葉輪和過流部件設計；強度校核；密封設計；鍵、軸承的選擇Centrifugal Pump Design ManualAbstract : This design starting from the basic working principle of the centrifugal pump, conducted a series of design calculations. consider the basic centrifugal pump perfo

3、rmance, flow in a wide range, lift varies with the flow, the flow can only supply some lift (single-stage lift is generally 1080m).The design head is 50m ,the design of the pump hydraulic scheme by calculating the number of revolutions(n=67.5) to determine the single-stage single-suction structure;

4、choice of motor shaft power calculation; design parameters to determine the pump suction outlet diameter; determine the structure of the impeller and the impeller of the drawing of the hydraulic design of the impeller; flow parts of the design of centrifugal pump suction chamber for straight conical

5、 suction chamber, pressed out of the spiral-shaped pressure chamber; the structure and strength check of the axis design; determine the impeller centrifugal pump seal design, pump closed form and washing, lubrication, cooling method; determined by checking the standard bearings, and coupling to ensu

6、re that the standard connection. Departure from the economic viability of the rational design of centrifugal pump components, select the standard connector, to ensure the water using a centrifugal pump design safety, practicality, economy.Keyword: Centrifugal pump working principle ; Hydraulic desig

7、n; Component design of the impeller and the over current; Strength check; Seal design; The choice of key and bearing .頁腳. 目 錄1 緒論12 電動機的選擇22.1 原動機概述32.2 原動機選擇32.2.1 泵有效功率32.2.2 泵軸功率32.2.3 泵計算功率32.3.4 選擇電動機43 泵主要設計參數和結構方案確定53.1 設計參數53.2 泵進出口直徑53.2.1 泵吸入口徑53.2.2 泵排出口徑53.3 泵轉速53.4 泵水力結構及方案63.5 泵的效率73.5

8、.1 泵總效率73.5.2 機械損失和機械效率73.5.3 容積損失和容積效率83.5.4 水力損失和水力效率84 離心泵泵軸及葉輪水力設計計算94.1 泵軸及其結構設計94.1.1 泵軸傳遞扭矩94.1.2 泵軸材料選擇94.1.3 軸結構設計94.2 葉輪進口直徑104.3 葉片入口邊直徑104.4 葉片入口處絕對速度114.5 葉片入口寬度114.6 葉片入口處圓周速度114.7 葉片數Z114.8 葉片入口軸面速度114.9 葉片入口安裝角124.10 葉片厚度124.11 葉片排擠系數校核124.12 葉片包角的確定134.13 葉輪外徑134.14 葉片出口安裝角134.15 葉輪

9、出口寬度135 葉輪的選擇及繪型155.1 葉輪選擇155.2 平面投影圖畫法155.3 軸面投影圖畫法156 離心泵的吸入室及壓出室設計186.1 吸入室設計186.1.1 概述186.1.2 直錐形吸入室設計186.2 螺旋形壓出室186.2.1 基圓186.2.2 蝸室入口寬度196.2.3 舌角196.2.4 泵舌安裝角196.2.5 蝸室斷面面積196.2.6 擴散管217 軸向力徑向力平衡計算227.1 軸向力及其平衡227.1.1 軸向力計算227.1.2 軸向力的平衡237.2 徑向力及其平衡238 軸承、鍵、聯軸器的選擇248.1 軸承248.1.1 軸承選擇248.1.2

10、軸承校核248.1.3 軸承潤滑258.1.4 軸承密封258.2 鍵的選擇與校核258.2.1 鍵的選擇258.2.2 鍵的強度校核26 8.3 聯軸器選擇268.3.1 聯軸器268.3.2 聯軸器的強度校核279 泵軸的校核299.1 強度校核299.2 剛度校核319.3 臨界轉速校核3110 泵體及其部件的密封設計3310.1 葉輪密封3310.2 泵體密封3310.3 軸封設計3310.3.1 密封腔處的介質壓力3410.3.2 密封面平均直徑的圓周速度3410.3.3 密封腔內的介質溫度3410.3.4 根據介質特性選型3410.3.5 機械密封具體結構3410.4 機械密封輔助

11、措施3510.4.1 機械密封沖洗3510.4.2 機械密封潤滑 35 10.4.3 機械密封冷卻3511 經濟性分析3612 結論37參考文獻38致謝391 緒論泵是一種將原動機的機械能轉變為輸送流體能量的機械。在任何工礦企業中，用不到離心泵的部門是沒有的.在農業生產中，泵是主要的排灌機械。我國農用泵占泵總量的一半以上。在礦業和冶金工業中，泵也是使用得最多的設備。礦井下需要用泵排水；在選礦、冶煉和軋制過程中，需要用泵來供水等。另外，在國防建設、船舶制造、城市的給排水、蒸汽機車的用水、機床的潤滑和冷卻、紡織工業中輸送漂液和染料、造紙工業中輸送紙漿，以及食品工業中輸送牛奶和糖類食品等，都需要大量

12、的泵。泵的設計具有不同的方法，其基于流道理論的一元分析常用于離心式機械，將流道橫截面上的參數用其平均值來表示的一種簡化分析方法。確定泵葉輪的線性尺寸可以采用不同的方法，一種是利用經驗系數直接計算線性尺寸，另一種利用速度系數。利用相似理論推導出葉輪及蝸形壓出室線性尺寸計算公式，再以當代國產泵優秀水力模型為統計源，用數值分析的方法將擬合成方程式進行計算，是離心泵水力設計行之有效而簡潔的方法。基于泵內液體流動的復雜性，至今還不能用理論計算的方法準確地獲得泵的性能曲線，因此，通過試驗手段開展對泵性能的研究，或對已有的產品確定其實際的工作性能就顯得極為重要。根據試驗條件和目的的不同，性能試驗可分為試驗臺

13、試驗和現場式試驗兩種。試驗臺試驗是指，將泵安裝在制造廠或使用單位的泵性能試驗裝置上而進行的試驗。其主要目的是：確定泵的工作性能曲線，確定它的工作范圍，可以更好的向用戶提供經濟、合理地使用和選擇的可靠數據；通過實驗得到的性能曲線來校核設計參數，檢驗是否達到了設計所要求的技術指標，以便修改設計或改進制造質量。現場試驗是指，泵安裝到使用單位后，在實際的使用條件下進行的試驗，其主要目的是為泵的安全、經濟運行提供可靠的依據。例如，通過試驗了解整個泵裝置及管路系統的實際性能，據此來考察其選型是否合理，并以此為依據，制定經濟運行方案，使其在負荷變動時也能隨之按最經濟合理的方式進行。在泵改造前進行試驗，以便鑒

14、定改進效果。通過試驗測得的效率下降和出力變化的情況，來估計泵在長期運行中因汽化、磨損和內部不正常的泄露等因素所造成的內部損壞程度，以便及時檢測并合理確定檢修期限。泵之所以能輸送液體，主要是依靠高速旋轉的葉輪，介質在慣性離心力的作用下獲得能量以提高壓強。介質離開葉輪進入泵殼后，因蝸殼內流道逐漸擴大而使介質減速，部分動能轉換成靜壓能。只要葉輪不斷地旋轉，介質便連續地被吸入和排出。從上述工作原理可知，離心泵工作時，最怕泵內有氣體，因為氣體的密度小，旋轉時產生的離心力就很小，葉輪內不能造成必要的真空度，也就無法將密度較大的液體吸入泵中，因此在開泵前必須使泵的吸入系統充滿液體，工作中吸入系統也不能漏氣，

15、這是離心泵正常工作必須具備的條件。液體在離心泵中獲得能量的過程表現為液體在葉輪作用下流速大小和流動方向的變化。離心泵工作時，液體一方面和葉輪一起旋轉作旋轉運動，同時又從葉輪的流道中向外流動，液體在葉輪中所作的是一種復合運動。本泵的結構采取后開門的結構形式，即泵體與泵蓋的分界在葉輪的背面，泵體和泵蓋構成泵的工作室；葉輪、軸、和滾動軸承等為泵的轉子；懸架和軸承部件支撐泵的轉子。為了平衡泵的軸向力，大多數葉輪前、后均設有密封環，并在葉輪后蓋板上設有平衡孔。但是有些泵的軸向力不大，葉輪背面不必設密封環和平衡孔。設計內容分為四部分計算，即材料選擇、水力計算、結構設計和強度校核。在相關標準的允許范圍內，充

16、分考慮到該泵的使用環境和輸送的介質，在結構設計、材質選擇、過流部件的水力設計、泵零件強度設計等主要環節上作出了十分科學的改進。在選材上泵體、葉輪等零部件選用灰鑄鐵。在軸和軸套采用45號鋼，在結構上將底座加厚加筋，以增強剛性，采用機械密封。保證泵在所處的環境中能正常使用。總之，本設計就是針對泵在化工裝置中的重要性的不斷提高的現狀下，進行泵的改良，對提高泵的使用效率，降低能耗，具有重要的意義。2 原動機的選擇2.1 原動機概述選擇水泵原動機要根據水泵的性能參數，管道輸送工藝，自控的要求及能源供應條件等因素而定。不論在國內或國外，電動機都是輸水管道應用最為廣泛的原動機，在當地具有充足電源條件下，使用

17、電動機具有以下優點：1）泵設備價格較低，經濟性良好；2）設備體積小，輕便，安裝維修簡便，檢查周期和連續運行時間長，工作可靠；3）所需支撐基礎，起重設備和輔助系統較簡單；4）可與離心泵直接相連，不需要變速器；5）易于自動控制，操作人員較少。電動機分為異步和同步兩種：異步電動機：構造簡單，工作可靠，價格較低，在水利管道上應用最為廣泛。同步電動機：能提高電網的功率因數，構造復雜，減少無用功耗，節約電能，價格昂貴1。2.2 原動機選擇2.2.1 泵有效功率 （21）式中，重力加速度，m/s2；流體密度，kg/m3；設計流量，m3/s；泵的揚程，m；有效功率，kw；2.2.2 泵軸功率 （22）式中：設

18、計工況下的軸功率，kw； 泵效率。2.2.3 泵計算功率 （23）式中 ，計算功率，kw； 2.3.4 選擇電動機綜合以上論述計算，本設計選擇異步電動機，其具體參數見表21。表21 三相異步電動機具體參數型號Y160M1功率15kw防護等級電壓380v電流功率因數0.88接法轉速2950r/m絕緣等級頻率50Hz重量工作方法3 泵主要設計參數和結構方案確定3.1 設計參數輸送介質：清水； 工作溫度：80；介質密度：1000kg/m3；體積流量：50m3/h；泵揚程：50m；泵效率：72%； 泵必需汽蝕余量：3.0m。3.2 泵進出口直徑3.2.1 泵吸入口徑泵吸入口徑由合理的進口流速確定。泵吸

19、入口的流速一般設為/s左右。從制造方便考慮，大型泵流速取大些，以減小泵的體積，提高過流能力。而要提高泵的抗汽蝕性能，應減少吸入流速3。綜合考慮，取泵吸入口的平均流速vs=3m/s。 （31） 式中，Ds泵吸入口徑mm; 泵吸入口流速，。按照標準管徑mm。3.2.2 泵排出口徑低揚程泵，取與吸入口徑相同3。因，取80mm。3.3 泵轉速確定泵轉速時應考慮下面因素3： 泵的轉速越高，泵的體積越小，重量越輕，據此，應選擇盡量高的轉速； 轉速和比轉數有關，而比轉數和效率有關，所以轉速應和比轉數結合起來確定； 確定轉速應考慮原動機的種類（電動機、內燃機、汽輪機）和傳動裝置（變速傳動等）； 提高泵的轉速受

20、到汽蝕條件的限制，從汽蝕比轉數公式 可知，轉速和汽蝕基本參數和有確定的關系，如得不到滿足，將產生汽蝕。對于一定的值，假設提高轉速，則增加，當該值大于裝置提供的裝置汽蝕余量時，泵便發生汽蝕。采用汽蝕條件確定泵轉速的方法，是選擇C值，按給定的裝置的汽蝕余量，計算汽蝕條件允許的轉速，所采用的轉速應小于汽蝕條件允許的轉速，即N<。設計體積流量。 c=856.95 =860根據對，等參數的要求以及考慮結構，制造，動力等因素確定合適轉速。按汽蝕要求確定比轉速時： （32） 式中，C汽蝕比轉數，; 泵必需的汽蝕余量，m。<3415r/m。 故所選用原動機合理。3.4 泵水力機構及方案水利管道上的

21、主要用泵從用途上可分為給水泵和主輸泵兩種。主輸泵是各泵站的輸水用泵。在構造上，水利管道所用離心泵一般為單級雙吸，兩級雙吸，多級單吸幾種。單級泵用作給水泵或串聯操作的主輸泵。多級泵則用于主輸泵的并聯操作，根據需要的揚程選擇多級泵的級數。因為要求較高的工作效率，主泵的比轉數都比較高，因而水泵必需的最小汽蝕余量也大，這意味著，主泵的抗汽蝕性能較差，往往需要正壓進泵。離心泵基本工作性能特點5： 轉速高，通常為1500r/m3000r/m或更高，流量均勻； 流量隨揚程而變化，流量范圍大，通常10350 m3/h，最大流量可達10000 m3/h以上； 揚程隨流量而變化，在一定流量下只能供給一定揚程。單級

22、揚程一般10m80m。多級泵揚程可達300m以上，工作壓力一般10×105Pa； 功率范圍很大，一般在500kw以內，最大可達1000kw以上； 效率較高，一般0.500.90，在額定流量下效率最高，隨著流量變化效率降 單級揚程一般為57m，最大可達8m以上。比轉數（比速）是影響離心泵葉輪結構和性能的一個參數。 在250的范圍，泵的效率最好，當<60 時，泵的效率顯著下降； 采用單吸葉輪過大時，可考慮改用雙吸，反之采用雙吸過小時，可考慮改用單吸葉輪； 泵的特性曲線形狀也和有關。比轉數： （33）式中：比轉數； n泵軸轉速，r/m；綜合以上論述計算，本設計采用單級單吸離心泵結構。

23、3.5 泵的效率3.5.1 泵總效率泵的總效率就等于其機械效率、容積效率和水力效率三者之乘積。因此，要想提高泵的效率就必須在設計、制造及運行等各個方面注意減少各種損失。目前，離心泵的總效率視其大小、型式和結構不同一般為0.550.90.在設計之前只能按統計資料（經驗公式或曲線）或類似的實際產品大致確定欲設計泵的效率，待設計完之后，可以近似估算所設計泵的效率，只有在泵制造完成之后，通過試驗才能精確地確定其效率5。3.5.2 機械損失和機械效率原動機傳到泵軸上的功率，首先要花費一部分去克服軸承和軸封的摩擦損失，然后還要花費一部分去克服葉輪前后蓋板外側與流體間的圓盤摩擦損失。在上述三種損失中，圓盤摩

24、擦損失占的比重最大，而軸承和軸封的損失一般認為與泵的尺寸無關，只與零件表面加工質量、軸封結構等因素有關，約占軸功率的14。上述三種損失功率之和稱為機械損失，其大小用機械效率來衡量。3.5.3 容積損失和容積效率輸入水力功率用來對通過葉輪的流體做功，因而葉輪出口處流體的壓力高于進口壓力。由于泵中轉動部件與靜止部件之間存在間隙，因而當葉輪旋轉時，必然有一部分流體從高壓側通過間隙流向低壓側。這樣，通過葉輪的流量(理論流量)并沒有完全輸送到出口，其中泄露量這部分液體把從葉輪中獲得的能量消耗與泄露的流動過程中，把由泄露造成的損失稱為容積損失，其大小用容積效率來衡量。容積損失主要發生在密封環處、平衡軸向力

25、裝置處、密封裝置處。對于多級泵來說還有級間泄露。需要說明的是，在泵的流量變小時，其泄露量的相對值要增大。所以對于小流量高壓頭的泵，應盡量減少泄露量，提高容積效率。容積損失和比轉速有關，隨著比轉速的增大，容積損失逐漸減少。一般情況下，在所有比轉速范圍內，容積損失等于所有圓盤摩擦損失的一半。3.5.4 水力損失和水力效率通過葉輪的有效流體（除掉泄露）從葉輪中接收的能量，也沒有完全輸送出去，因為流體在泵的過流部分的流動中伴有沿程摩擦損失和葉片進出口沖撞、脫流、漩渦等引起的局部損失，從而要消耗掉一部分能量。單位重量流體在泵過流部分流動中損失的能量稱為流動損失，用h來表示，其大小用流動效率來衡量。本設計

26、中，確定預設計的泵的為72%。4 離心泵泵軸及葉輪水力設計計算4.1 泵軸及其結構設計4.1.1 泵軸傳遞扭矩 （41） 式中：Me泵軸傳遞扭矩；4.1.2 泵軸材料選擇根據泵軸工作特點和承受的應力，在材料選擇上應考慮使用耐疲勞強度比較好的碳素鋼，合金鋼，這些材料的綜合性能都比較好。1） 泵軸轉速不高，輸送介質的溫度壓力不高時，用碳素鋼；2） 泵軸轉速高，輸送介質的溫度壓力高時，選用機械強度比較高的合金鋼。本設計泵軸選用45鋼材料，調質處理286，需用切應力為49MPa58.8 MPa。4.1.3 軸結構設計根據圓軸扭轉時的強度條件： （42）式中：最大切應力，MPa；Wt抗扭截面系數， 許用

27、應力，MPa；對于實心軸： （43）式中：d軸徑，。由式（42）和式（43）式得： mm考慮鍵削弱作用，聯軸器軸孔直徑為標準化，取24mm。最小軸徑d確定，考慮托架結構，推算安裝滾動軸承處軸徑d1，d1比d大一級，并選用標準尺寸，本設計取35mm。安裝葉輪處的軸直徑d2的尺寸希望盡量粗一點，粗剛性好，d2太粗浪費材料，同時軸肩不能高于滾動軸承內圈，否則影響軸承拆卸和潤滑油的流動，本設計取24mm。葉輪配合的直徑d3，比d1小一級，本設計取30mm。輪轂直徑dh對泵的吸入性能沒有什么影響，本設計中取32mm。4.2 葉輪進口直徑葉輪入口速度： （44）式中，葉輪入口速度，m/s；K0葉輪入口速度

28、系數； 對懸臂式離心泵葉輪，入口直徑可由流體力學公式求得： （45）由（45）式得： （46）式中，qVT理論流量，qVT大于設計流量qV，因為通過葉輪的流量中有一部分經密封間隙返回葉輪入口，造成容積損失。可由下式計算： （47）式中，泵容積效率，由文獻8, 81可知；。4.3 葉片入口邊直徑在葉輪流道入口邊上取圓心，作流道的內切圓，內切圓圓心到軸心線距離的兩倍即為葉片入口邊直徑，葉片入口邊直徑一般可按比轉速ns確定。40100，則(一般入口邊平行于軸心線；對流量較小的泵，可取；對流量較大的泵，也可將入口邊伸向吸入口，但是應注意鑄造造型的工藝性)：100200，則(10.8)；200300，則

29、(0.80.6)；300500，則(0.70.5)；500，則(軸流泵)。本設計中葉片入口邊直徑取0.095m。4.4 葉片入口處絕對速度 一般取或略大于，對抗汽蝕性能要求較高的泵，可取（0.40.83）。本設計中取。4.5 葉片入口寬度 （48）離心泵葉輪入口尺寸，和除影響泵的性能和效率外，對泵的抗汽蝕性能影響很大。4.6 葉片入口處圓周速度 （49）4.7 葉片數Z目前尚無準確的方法確定葉片數，對250的泵，一般取6片；對低比轉速的泵可取9片，但應注意勿使入口流道堵塞；對高比轉速的泵可取4片5片。一般情況可按下表選取。表4-1 葉片數的選擇比轉速ns50606018018035035058

30、0葉片數Z8765本設計葉片數取為8。4.8 葉片入口軸面速度 （410）式中，葉片入口排擠系數;設計離心泵時，先選取排擠系數進行計算，待葉片厚度和葉片入口安裝角確定后，再來校核值。計算時，一般取0.91，低比轉速的小泵取大值。本設計中，取0.80。4.9 葉片入口安裝角葉片入口安裝角就是在葉片入口處，葉片工作面的切線（嚴格地說，應該是在流面上葉片骨線的切線）與圓周切線間的夾角。假定液體是無旋流入葉輪內，則由速度三角形可知： tan （411）式中，液體進入葉輪相對速度的液流角。葉輪入口處的葉片安裝角比相對速度液流角增大了的角度，這個角度叫做沖角，以表示。葉片入口安裝角： （412）一般沖角取

31、°13°，葉片入口安裝角°40°。本設計中，取°，tan °°+13°=24.442°4.10 葉片厚度較小泵，考慮鑄造工藝性，對鑄鐵葉輪，葉片最小厚度為3mm4mm；對鑄鋼葉輪，葉片最小厚度為5mm6mm。大泵應適當增加葉片厚度，以便使葉片有足夠的剛度。本設計中，葉片厚度取4mm。4.11 葉片排擠系數校核葉片排擠系數是葉片厚度對流道入口過流斷面面積影響的系數，等于流道入口考慮葉片厚度的過流面積與不考慮葉片厚度過流面積之比值。 （413）式中，葉片節距；葉片在圓周方向上的厚度； （414）； （415）

32、式中，入口處的葉片實際厚度（嚴格說是流面上的厚度）；由式（413），式（414）和式（415）得： （416）， 與假設值0.80相接近，校核合適。4.12 葉片包角的確定包角就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。對比轉速60220的泵，一般取75°150°，低比轉速葉輪取大值，高比轉速葉輪取小值。包角確定后，在繪型時還有根據具體情況作適當的修改。在本設計中，取90°。4.13 葉輪外徑葉輪外徑是決定泵性能的最主要水力參數之一。 （417）式中，揚程系數，目前從理論上還無法直接推導出計算公式，在總結國內目前優秀離心泵水力模型的基礎上，運用數值分析方

33、法，擬合得到揚程系數計算公式： （418）4.14 葉片出口安裝角葉片出口安裝角一般在16°40°范圍內，通常選用20°30°范圍內。對高比轉速的泵，可以取得小些，對低比轉速的泵，可取得大些。葉片出口安裝角對葉輪流道形狀和泵的效率影響很大。本設計中取28°。4.15 葉輪出口寬度將泵相似理論推出的表達式中的線性尺寸和系數分別以葉輪出口寬度和流量系數代替，則出口寬度的計算式為： （419）式中，流量系數，采用統計分析離心泵水力模型，數值擬合出計算公式： （420）葉輪外徑確定后，葉輪出口寬度是影響泵流量的最主要因素之一5。5 葉輪的選擇及繪型5.

34、1 葉輪選擇離心泵內廣泛采用圓柱形葉輪()，其優點是工藝簡便，但效率和性能都比較差，在大流量、高壓頭、汽蝕性能要求高的情況下必須采用扭曲葉片的葉輪。本設計泵比轉速，采用圓柱形葉輪。葉輪進出口結構參數確定后，參考比轉速相等或相接近，且性能良好的模型作為繪制葉輪圖的依據。繪制葉輪時應滿足下列諸要求：1) 液體進入葉片時無沖擊想象；2) 變化到時應均勻變化不能有突變，亦即要求軸面投影面積變化均勻；3) 葉片上的負荷分配合理，亦即葉片長短恰當，因而葉片包角應在75°150°范圍內；4） 葉片骨線從過渡到，應均與變化，不能有波動；5） 在軸向尺寸許可的條件下，輪蓋進口部分盡量采用大曲

35、率半徑。本泵采用圓柱形葉輪繪法對葉輪軸面投影和平面投影的繪制。軸面投影圖能比較直觀地看到葉輪前后蓋板形狀和葉片進出口的位置。平面投影圖能夠看到葉片的形狀和流道的變化規律6。5.2 平面投影圖畫法葉片的繪法有單圓弧法、多圓弧法和逐點法三種。單圓弧法作圖比較簡單，逐點法比較精確，能保證葉輪流道內的流速平穩變化，但作圖比較復雜。在實際使用中，一般采用單圓弧法或逐點法作圖。這里，我們用單圓弧法作圖。在直徑為的葉輪外周上任取一點（圖51），使之與圓心相連接。自點作角，交直徑為的葉輪內圓與點。連接并延長之，交內圓于點。通過點在線左邊作,使之等于。再在上作垂直平分線并與交與點，以點位中心，為半徑作圓弧，即得

36、所求葉片之曲率半徑。再以和分別為半徑，為圓心作圓弧，則得厚度為S的葉片。葉片形狀確定后再畫軸面投影圖，軸面投影畫好后再校核流道面積。在平面投影圖上，距軸心線作一系列相切于葉片流道的內切圓，其葉片高度為，而相應點的葉片寬度為。將圓心1、2、3等到i 用光滑曲線相連，即得流道中心線ll。由此可得相應處流道面積。求出后再作-L曲線，此曲線應是一條光滑的曲線，若曲線呈S形上下波動，則必須修改軸面投影輪廓線，重新校核，直至完全符合要求為止6。圖51 平面投影圖的繪制5.3 軸面投影圖畫法距軸心和作兩根平行于軸心OO的直線AB和CD（圖52）。作OO的垂線EF,它與CD和OO線相交于E、F兩點，通過E點作

37、°5°的直線EG。大小與比轉速和葉輪的結構型式有關。小取°，大或雙進口泵的值一般取3°5°。以適當的r2作圓弧并與AB和EG線相切，即可作出葉輪后蓋板的輪廓線。液體從軸向進入葉輪而從徑向流出，為了減少轉彎的水力損失，在軸向尺寸許可的條件下盡量加大前后蓋板的圓弧半徑，但前后蓋板兩者間的圓弧半徑關系為（1.82.0）在CD線上截取，距軸心和作兩根平行于o-o的直線IJ和KL。在KL線上以M為圓心，為直徑作一個與葉輪后蓋板相切的圓。以合適的圓弧(以為半徑)和直線作葉輪前蓋板的輪廓線，此輪廓線一定要與IJ和的圓相切，并且還應通過H點。葉片進口邊的位置對

38、汽蝕、效率和特性曲線的形狀都有一定的影響。小比轉速葉輪進口邊做成與軸線平行，而大比轉速和性能要求高的泵都做成進口邊伸入葉輪的喉部。進口邊伸入葉輪喉部，不但增加了葉片面積減少了葉片負荷，并且又能使葉輪進口的圓周速度和相對速度都能降低，這樣改善了汽蝕性能。進口邊伸入葉輪喉部，泵的H-Q曲線變陡，最高效率點向小流量方向移動，并且效率也有所提高。當葉片進口邊伸入葉輪喉部太多時，葉片扭曲的厲害，容易造成液體的堵塞，另外對鑄造也帶來一定的困難。為了避免上述的缺點，我們常常把葉片進口邊布置與軸線成30°45°的傾角。通過N、M、P各點作一根光滑的曲線，此曲線就是葉片的進口邊，將來做平面投

39、影圖時還要進一步修正。葉片進口邊與葉輪前后蓋板相交的角盡可能成90º，若太小，葉片堵塞嚴重，并且也會帶來鑄造和清砂的困難6。圖52 軸面投影圖的繪制6 離心泵的過流部件設計出于使泵能達到較高效率，必須使葉輪、能量轉換裝置和吸入室三者之間有良好的匹配，如果匹配不當，不能保證流體在吸入室和能量轉換裝置中有良好的流動，那么即使葉輪設計得再完善，仍會導致泵的效率下降，達不到預期的性能要求，因此三者應作為一個整體考慮。6.1 吸入室6.1.1 概述離心泵吸入管路接頭與葉輪進口前的空間稱為吸入室。它是液體進入離心泵經過的第一個構件。液體流過吸入室后，才進入葉輪。在液體由吸入管進入葉輪的流動過程中

40、，流速要發生變化，特別是流速分布要進行調整，以適應液體在葉輪內的運動情況。因此，在葉輪之前設置吸入室以調整液流是重要的。其作用是以最小的流動損失，引導液體平穩地進入葉輪，并且要求液流在葉輪進口處具有較為均勻的速度分布。根據離心泵類型，容量的大小，使用場合的不同，吸入室主要類型有直錐形、彎管形、螺旋形。本設計采用直錐形吸入室。6.1.2 直錐形吸入室設計直錐形吸入室結構簡單，制造方便，液流的流速分布均勻，流動阻力損失亦小，所以多用在單級單吸離心泵上。直錐形吸入室出口直徑與葉輪進口直徑相同，所以，通常進口直徑比出口直徑大7%12%，故取其值為90，在允許的錐度（約在7-18范圍內）取，確定直錐式吸

41、水室的軸向長度為。6.2 螺旋形壓出室螺旋形壓出室由一個截面逐漸擴大的螺旋形流道和一個擴壓管組成，位于葉輪出口之后，作用是收集從葉輪中高速流出的液體，使其速度降低，轉變速度動能為壓能，并且把液體按一定要求送入下級葉輪進口或送入排出管路。螺旋形壓出室主要優點是：結構簡單，制造比較方便，泵性能曲線高效率區域比較寬廣，車削葉輪后泵效率變化比較小；缺點是單蝸室泵在非設計工況運轉時產生不平衡的徑向力，此外，蝸室內部表面不易加工。在設計螺旋形壓出室時通常認為液體從葉輪中均勻流出，并在蝸室中作等速運動5。6.2.1 基圓螺旋形壓出室螺旋線開始的位置稱為隔舌。隔舌所在直徑稱為基圓直徑。隔舌與葉輪外徑之間應有一

42、適當的間隙，間隙過小，則可能使泵在大流量下壓水室內產生汽蝕，并伴隨著噪音和振動，若間隙過大，則由于液體在間隙內循環而損失功率，使泵的最佳效率下降。1.10） （61）基圓大小在上式范圍內選擇時，對泵性能沒有明顯影響。低比轉數泵選取小的系數值，高比轉數泵選取大的系數值，本設計取1.08。 m6.2.2 蝸室入口寬度用葉輪出口寬度加葉輪前后蓋板厚度，再按結構需要加必要的間隙即可。蝸室入口寬度對泵性能沒有明顯影響，但取得略微寬些可改善葉輪和蝸室的對中性。 （62）式中：S葉輪蓋板厚度，mm；C常數，一般取C=520。C值的大小與比轉速，葉輪大小，液體黏度及是否含有固體顆粒有關。比轉速小，葉輪小，液體

43、黏度低時，取小值；否則，取大值。本設計取mm。6.2.3 舌角舌角是在蝸室第斷面的0點（即蝸室螺旋線的起始點）處，螺旋線的切線與基圓切線間的夾角。為了使液體無沖擊地從葉輪進入蝸室，一般等于葉輪出口絕對速度的液流角。6.2.4 泵舌安裝角：理論上泵舌應該在第斷面的基圓上，但這樣做會使泵舌與葉輪間的間隙過小，易產生振動，并且泵舌也太薄。所以一般都將泵舌沿蝸室螺旋線移動角，此角即為泵舌安裝角。泵舌安裝角由表61選取。表61 泵舌安裝角選擇比轉速406080130180220280360安裝角10°15°20°25°30°38°45°

44、;45°選取泵舌安裝角時，還應考慮結構安排的可能性，一般應使泵舌A處的圓角半徑2.5mm，如果泵比較小，可適當加大角。本設計泵舌安裝角15°。6.2.5 蝸室斷面面積蝸室斷面面積對泵的性能影響很大，泵比轉速越小，影響越大，比轉速越大，影響越小。蝸室斷面面積的大小，由所選取的蝸室流速決定。蝸室中的液流速度可按下式計算： （63）式中：蝸室0點處第斷面液流速度，m/s；蝸室中的速度系數。根據比轉速由文獻5，86選取螺旋形蝸室和導葉中的速度系數。蝸室最大斷面（即第斷面）處的面積F： （64）由于液體是從葉輪中均勻流出的，故蝸室各斷面面積也均勻第變化，可按下式計算各斷面面積：第一斷

45、面面積： ，；第二斷面面積： ，；第三斷面面積： ，；第四斷面面積： ，；第五斷面面積： ，；第六斷面面積： ，；第七斷面面積： ，。 （65） （66） （67） （68） 式中：斷面側壁傾斜角，；b3壓水室入口寬度，mm；r3壓水室基圓半徑，mm；i= ；過渡圓弧半徑，mm。本設計中，取300第一斷面尺寸：mm ，mm；第二斷面尺寸：mm ，mm；第三斷面尺寸：mm ，mm；第四斷面尺寸：mm ，mm；第五斷面尺寸：mm ，mm；第六斷面尺寸：mm ，mm；第七斷面尺寸：mm， mm；第八斷面尺寸：mm ，mm。6.2.6 擴散管為減少壓力管路中的水力損失，須進一步降低壓水室中的流動速度，

46、這一任務通常由在第斷面后設置的擴散管來實現。液體離開蝸室后進入擴散管，在擴散管中，8085的動能轉化為壓力能。擴散管末端為泵的吐出口，與吐出管路相連接，所以吐出直徑應按照國家標準規定的管徑選取，其流速符合經濟流速。擴散管的擴散角一般取8°12°，擴散角過大，會導致邊界層內液體脫流，增加水力損失。擴散管的長度與進口截面直徑之比不得大于2.53，否則，由于邊界層厚度增加，液流會脫流，惡化擴散管的工作性能。本泵擴散角選取12°，吐出口直徑為76 mm。7 軸向力徑向力平衡計算7.1 軸向力及其平衡7.1.1 軸向力計算離心泵運行時，因葉輪兩側的壓強不等而產生了一個方向指

47、向泵吸入口、并與泵軸平行的作用力，稱為軸向力。這個力往往可以達到數萬牛頓，使整個轉子壓向吸入口，不僅可能引起動靜部件碰撞和磨損，而且還會增加軸承負荷，導致機組振動，對泵的正常運行很不利。圖71所示為單級單吸臥式離心泵葉輪兩側壓強分布圖5。圖71 單級單吸臥式離心泵葉輪兩側壓強分布圖（71）式中，軸向力，N； 葉輪密封環半徑，m；葉輪旋轉角速度，rad/s。在離心泵中，液體自軸向流入葉輪，而由徑向流出，故液體軸向動量變化導致液體對葉輪產生一個軸向動反力，其方向與方向相反。 （72）式中：流過葉輪的理論體積流量；葉輪進口前的流速。故作用在單級單吸臥室離心泵葉輪上的軸向力的合力為， （73）對低比轉

48、速的離心泵而言，軸向力其主要作用，故計算時往往不計的影響。本設計由于比轉速小，故不考慮的作用。另外，上述式子的推導中，由于不計密封口環泄露量對軸向力的影響，以及其他未能認識的原因，按照計算公式求得的軸向力的計算值往往比實測值小得多，因此，在具體使用時計算公式時應作充分考慮。計算得：7.1.2 軸向力的平衡采用平衡孔平衡軸向力。在葉輪的后蓋板上靠近輪轂的地方開一圈小孔（平衡孔），以使葉輪背面環形室保持恒定的低壓，如圖72所示。為減少泄露，在葉輪后蓋板也裝上密封環，其半徑位置與吸入口的密封環位置一致。一般平衡孔總面積必須大于葉輪后蓋板密封環間隙面積的4倍5倍，但由于葉輪背面環形室內的流體經過平衡孔

49、流進葉輪時，會破壞葉輪進口處液流的吸入狀態，增大了葉輪中的流動損失，使流動效率和抗汽蝕性能降低，因而只在小型泵的采用。這種方法簡單，可靠，但平衡效果不佳，不能完全平衡軸向力，只能平衡70%90%的軸向力，剩余的軸向力需由止推軸承來承擔5。圖72 平衡孔7.2 徑向力及其平衡蝸殼形壓出室泵，其壓出室是按設計流量設計的。因此，當泵在設計工況下運行時，葉輪周圍壓出室中液體的速度和壓強的分布基本上均勻的、軸對稱的，故作用在葉輪上的徑向力的合力為0。當泵在非設計工況下運行時，由于葉輪周圍壓出室的液體的速度和壓強分布出現非均勻性，故作用在葉輪上的徑向力的合力不為0，產生一個作用在葉輪上的總的徑向力5。 （74）式中：葉輪出口(包括前后蓋板的寬度) ，m。蝸殼式泵在頻繁啟動或經常在非設計工況下運行時所產生的徑向力，是個交變應力（載荷），容易軸產生疲勞破環，這個交變應力也會使軸產生定向的撓度，甚至使密封環、級間套和軸套、軸承發生末損壞。因此，必須采用徑向力平衡措施，以設法消除徑向力。采用雙層壓出室平衡徑向力：單級泵可采用雙層壓出室，即用分隔符將壓出室分成兩個對稱的部分，這兩個部分在其共用的擴散管重新匯合，雖然在每個壓出室里壓強分布式不均勻的，但由于上下壓出室相互對稱，從而使泵在所有運行工況下產生對稱的徑向力，作