1、 -33目錄TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark2 o Current Document 第一部分葉輪水力設計4一、概述4二、設計題目4三、設計計算步驟4 HYPERLINK l bookmark4 o Current Document 確定泵的進出口直徑4 HYPERLINK l bookmark20 o Current Document 2.汽蝕計算53.比轉數的計算64.效率計算6 HYPERLINK l bookmark42 o Current Document 5.確定軸功率7 HYPERLINK l bookmark52 o Current Docu

2、ment 初步確定葉輪主要尺寸8精算葉輪外徑9第二次精算葉輪外徑11繪制葉輪軸面投影圖11流線分段14 HYPERLINK l bookmark112 o Current Document 11.繪制軸面截線18 HYPERLINK l bookmark114 o Current Document 12.葉片加厚1813.葉片水力性能校驗1914.繪制木模圖20 HYPERLINK l bookmark118 o Current Document 15.完成設計22 HYPERLINK l bookmark120 o Current Document 第二部分壓水室水力設計22一、壓水室的類型

3、和作用原理22二、螺旋形壓水室的設計22三、徑向式導葉的設計計算26 HYPERLINK l bookmark132 o Current Document 第三部分平衡盤工作原理設計28一、設計步驟28 HYPERLINK l bookmark134 o Current Document 二、軸向力的產生29 HYPERLINK l bookmark128 o Current Document 三、軸向力平衡29 HYPERLINK l bookmark136 o Current Document 四、平衡盤結構29 HYPERLINK l bookmark138 o Current Docu

4、ment 五、平衡盤平衡原理30 HYPERLINK l bookmark140 o Current Document 六、平衡盤的靈敏度30 HYPERLINK l bookmark144 o Current Document 七、平衡盤設計步驟30八、平衡盤設計31 HYPERLINK l bookmark162 o Current Document 第四部分附錄33第一部分葉輪水力設計一、概述葉輪是泵的核心部分。泵的性能、效率、抗汽蝕性能、特性曲線的形狀，均與葉輪的水力設計有重要關系。我們將通過一個葉輪設計實例（以方格網保角變換繪型）來學習離心泵葉輪水力設計。流程圖二、設計題目設計的第一

5、步就是分析設計題目。通常，提供的設計數據和要求包括：1流量Q,單位：2.揚程H,單位：m3.轉速n,單位：rpm（轉/分）4效率，要求達到的效率5.介質：溫度、重度、含雜質情況、腐蝕性等6裝置汽蝕余量二三：或給定幾何吸入高度三：7.特性曲線：要求平坦、陡降，允許有駝峰（中高）等本教程采用的實例如下：設計參數：Q=12升/秒=0.012：；H=18.5米；n=2970轉/分；三：=5米。三、設計計算步驟確定泵的進出口直徑泵的進出口如右圖所示，不要與葉輪的進出口混淆了。泵進口直徑泵的出口結果取標準值75mm；泵吸入口的流速一般取為3m/s左右。從制造方便考慮，大型泵的流速取大些，以減小泵的體積,提

6、高過流能力。而從提高泵的抗汽蝕性能考慮，應減小吸入流速；此處下標s表示的是suction（吸入）的意思泵出口直徑“-2,故結果取75mm；出口直徑，對于低揚程泵，可取與吸入口徑相同。高揚程泵，為減小泵的體積和排出管直徑，可小于吸入口徑，一般取：二=二：；此處下標d表示的是discharge（排出）的意思泵進口速度由于進出口直徑都取了標準值，所以二和都有所變化，需要重新計算。-7d：V0.075泵出口速度進出口直徑相同，所以速度也相同=:：=2.7m/s.汽蝕計算提高泵的轉速受到汽蝕條件的限制，從汽蝕比轉數公式2可知，轉速n和汽蝕基本參數工:和C有確定的關系。按汽蝕條件確定泵轉速的方法，是選擇C

7、值，按給定的裝置汽蝕余量二：或幾何安裝高度三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。相關知識汽蝕水力機械特有的一種現象。當流道中局部液流壓力降低到接近某極限值（目前多以液體在該溫度下的汽化壓力作為極限值）時，液流中就開始發生空（汽）泡，這些充滿著氣體或蒸汽的空泡很快膨脹、擴大并隨液流至壓力較高的地方后又迅速凝縮、潰滅。液流中空泡的發生、擴大、漬滅過程涉及許多物理、化學現象，會有噪音，振動甚至對流道材料產生侵蝕作用（汽蝕）。以上這些現象統稱為汽蝕現象裝置汽蝕余量血=電-11一廠血-=1033-5-0.5-0.24=4.59myy假定二=0.5m,常溫清水匚=0.24m泵汽蝕

8、余量AA,=K=4.590.3=4.29th汽蝕允許轉速CM汙800 x4.2934n-=.=3d/5.62/e5.6270.012一般的清水泵C值大致在8001000左右，此處取C=800；取n=2970，符合汽蝕條件。比轉數的計算相關知識比轉數在設計制造水泵時，為了將具有各種各樣流量、楊程的水泵進行比較，我們就將某一臺泵的實際尺寸，幾何相似地縮小為標準泵，此標準泵應該滿足流量為75升秒，揚程為1米。此時標準泵的轉數就是實際水泵的比轉數。比轉數是從相似理論中引出來的一個綜合性參數，它說明著流量、揚程、轉數之間的相互關系。同臺水泵，在不同的工況下具有不同的比轉數。一般是取最高效率工況時的比轉數

9、做為水泵的比轉數。本例中，3&換_3.65x29707012_1331E.534在；=150250的范圍，泵的效率最好，當gZ2導葉入口寬度b3花=（1.151.25込，確定b3時不但要考慮到應有的間隙和制造誤差，而且要考慮到轉子可能的軸向串動。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導葉喉部速度。,導葉喉部尺寸Z為導葉葉片數，一般取47片。設計時選取適當的導葉葉片數，以保證a3b3。選取導葉葉片數時還應注意盡量使導葉葉片數與葉輪葉片數互為質數，以免發生共振。導葉入口厚度S導葉入口厚度主要由鑄造工藝性和材料的強度確定，對鑄鐵的導葉一般取S=35毫米。鑄鋼的導

10、葉一般取S=47毫米導葉擴散角一般取擴散段的擴散角0=714。擴散角取得太大容易產生旋渦，增加水力損失。擴散角取得太小則增大泵的徑向尺寸。導葉擴散段長度，導葉外徑q=(i込反導葉入口角a5液體離開導葉擴散段后，經一環形空間進入反導葉，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5左右的沖角。反導葉葉片數一般取反導葉葉片數與導葉葉片數相等。但也可以根據具體情況有所增減。反導葉出口角反導葉出口角一般取90，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6090，以使液體進入下級葉輪時有一個不大的預旋。第三部分平衡盤工作原理設計一、設計步驟二、軸向力的產生水泵在運轉時，在其轉子上產生一

11、個很大的軸向力，力的方向與軸心線重合。對于稍大的泵，特別是高壓多級泵，此力是非常大的，泵的軸承很難承受這樣大的走向力。因此在泵的結構設計時必須想辦法平衡此力。1.泵葉輪前后蓋板受液體壓力的面積大小不等。前后泵腔中壓力的大小分布也不盡相同。因此，作用于兩蓋板上的液體壓力以及作用于吸入口的液體壓力在軸向不能平衡，造成一個軸向力。液體流從葉輪吸入口流入，從葉輪出口流出，速度的大小和方向均不相同，液體動量的軸向分量發生變化。因此，根據動量定理，在軸向作用了一個沖力。對于立式泵，轉子的重量也使軸向力的一部分。三、軸向力平衡開平衡孔或設平衡管使用雙吸式葉輪葉輪的副葉片多級泵葉輪對稱布置平衡軸向力節段式多級

12、泵采用平衡鼓平衡軸向力平衡盤裝置平衡鼓與平衡盤聯合作用浮動葉輪四、平衡盤結構平衡盤裝置中有兩個間隙，一個是輪轂（或軸套）與泵體之間有一個徑向間隙bl,另一個是平衡盤端面與泵體之間的軸向間隙b2，平衡盤的后面平衡室用連通管和吸入口連通.五、平衡盤平衡原理徑向間隙前的壓力就是末級葉輪后蓋板下部的壓力p3，通過徑向間隙bl后下降為p4,有經過軸向間隙b2下降為p5,而平衡盤后面下部的壓力為p6,接近泵吸入口的壓力。平衡盤前后的壓差p4p6在平衡盤上產生一個向后的推力，這個力就叫平衡力，方向與葉輪上的軸向力方向相反。如果AF,轉子左移，結果使平很盤徑向間隙b2減小，因此平衡盤水力阻力加大，泄漏量減小，

13、于是平衡力F很快變大，重新達到A=F.如果AvF,轉子右移，結果使平很盤徑向間隙b2增大，因此平衡盤水力阻力減小，泄漏量減小，于是平衡力F很快變小，重新達到A=F.六、平衡盤的靈敏度泵在運轉中,過大的軸向移動是不允許的。否則會使平衡盤研磨,轉子發生振動。為了限制過大的軸向串動,必須使平衡盤在軸向間隙變化不大的情況下,平衡力發生顯著的變化,這就是平衡盤的靈敏度問題。平衡盤靈敏度：丸_人Pq_PgPq_AFA*+A馬（鳥一卑）+（卑乙）P3K值越小，平衡盤的靈敏度越高。K值越小即Apl大，表明徑向間隙的節流作用強，當平衡盤移動時，由于泄漏量的變化而引起Apl的變化很大，Ap不變，故Ap2變化大，即

14、平衡盤的靈敏度高。反之，若Apl很小，表明徑向間隙的節流作用小，當平衡盤移動時，其前后的壓力變化很小，即靈敏度低。k=0.30.5.七、平衡盤設計步驟完成設計計算平衡盤前后的壓力差出口損失訶進口損失hl沿程損失112計算泵的軸向力盤平衡盤的尺寸壓差系數k的選擇確定徑向間隙kTi甘仝Ffi=Ti巧1及其長度LI丿間隙的壓差廠確定平衡機構中徑向間隙與軸向確定平衡機.構的泄漏量q.確定軸向間隙邊2八、平衡盤設計1計算平衡盤前后的壓力差多級泵最后一級葉輪出口處液體的壓力為p2:馬=珂+冋（1）+日卩多級泵最后一級葉輪后，輪轂處的液體壓力p3:壓差系數k的選擇：k=0.450.553確定平衡機構中徑向間

15、隙與軸向間隙的壓差；4計算泵的軸向力A：單級葉輪的軸向力A1rI-rAhp-rI-動反力A2為：川=工4總軸向力A為：5平衡盤的尺寸平衡盤入口處的壓力降為h一般尸0.180.25，代平衡盤的尺寸確定后再進行校核。Ap_(l-)Ap2見-尺Rq-Ri移項平衡盤則間隙內產生的平衡力為徑R1至輪轂處Rh所產生的平衡力為取任意半徑R處的壓力為Ap,因間隙內壓力按直線規律變化，故有:Ap=(l-*)fAp2=1-機(1+黑_)-諾訂鄒K2所以總的平衡力P為積分并整理得p=*胸+叭+叫-噸）-就聊+叭-噸平衡力等于軸向力，所以山=扣叫逬+響2+巴-3殆心+2年）由上式可知，式中只有R2和R1是未知數，如給定平衡盤內圓半徑R1,則平衡盤外緣半徑R2即可算出。R.=（1.11.1為&通常，平衡盤內圓半徑R1是根據次級葉輪密封環的半徑Rc來選取，建議取：1確定軸向間隙b2軸向間隙b2的大小直接影響到平衡機構泄漏量的大小，也就是影響到泵的效率。從這一方面來看,希望軸向間隙b2越小越好；但是從制造精度及裝配等幾個方面考慮，軸向間隙不能太小，否則泵在運轉中平衡盤與平衡板將發生研磨。b冷竺竺巧軸向間隙一般取：11丿,b2一般取0.080.15毫米確定平衡機構的泄漏量q軸向間隙處的流量系數卩