IH65-50-160化工离心泵设计--毕业论文.doc

科技大学本科毕业设计 IH65-50-160 化工离心泵设计1 引言 泵是输送液体并提高液体能量的一种机器，也可以说泵是把原动机的机械能转变成抽送液体能量的一种机器。原动机通过泵轴带动叶轮高速旋转对液体做功使其能量增加，从而把需要数量的液体由吸液池经泵的过流部件输送到要求的高处或要求压力的地方。泵的种类繁多，由于原料、半成品和成品大多是强腐蚀、带颗粒、高黏度、易燃易爆、有毒、贵重的特殊液体，故其广泛应用，特别是在化工、石油、冶金、制药、化纤、造纸等工业中，这种泵称之为化工泵。化工用泵有其独特的特点：（1）泵过流部件的材质要能耐流体腐蚀、磨损、寿命长。化工泵用于输送不同温度、不同浓度下的各种腐蚀性液体，故泵的过流部件要选用不同的材质或增加保护层以适应流体的腐蚀；有的甚至液体中还含有磨蚀性固体颗粒，造成过流部件的严重磨损，使泵的寿命大为降低，为防止这种现象则考虑采用保护措施或选用耐磨蚀性材料。（2）泵的结构合理、可靠、运行操作、维护维修、装拆方便。由于化工生产是连续化大生产，泵是其中最重要的机器之一，若泵出现了故障，就会中断流程中介质的流动，使整个装置被迫停止下来，造成严重的经济损失。因此，机械结构的可靠性、维护维修的方便性是化工泵最重要的问题。（3）泵密封结构的特殊性与可靠性。对于化工泵输送的强腐蚀、带颗粒、高粘度、有剧毒、易燃易爆、价格昂贵等特殊液体，是不允许泄露到泵外去的。（4）性能良好，效率高，能与装置匹配。由于化工厂中要处理各种不同的大量的液体，有原料、半成品及成品，这些物料都通过泵来输送和加压的，这就需要大数量的泵来满足不同工艺流程的要求。（5）化工用泵的特殊性。由于化工工艺流程中的介质种类繁多、性质各异，操作条件苛刻，这就需要各种不同结构，不同材质的特殊泵来满足不同工艺流程的要求。 综上所述，化工泵要选用合适的材料以提高泵的耐腐蚀和磨损，延长其使用寿命；采用合理的结构以提高泵的运转可靠性和维护检修的方便性；设计良好的密封结构以减小泵的泄露，提高泵的效率；研制适应特殊条件下工作的各种结构的特殊泵以满足不同工艺流程的要求；泵的性能好，效率高，能与装置良好匹配。这些既是化工泵与普通泵的区别，又是我们研究、设计、制造新型化工用泵的方向及广大用户的要求。但化工泵是属于某些特殊条件下的专用泵，因此，一种化工泵不可能具备上述特点，所以，在追求泵的通用化、标准化、系列化的同时，应充分考虑各行业的特点，设计制造和选择相应的化工专用泵。本次设计的IH泵是取代F系列（耐腐蚀泵）的单级单吸化工流程泵，其性能参数、结构型式和安装尺寸，轴封空腔和底座尺寸均按国际标准ISO泵准则设计；泵体为轴向吸入、径向排出，后开门脚支撑式，并直接固定在底座上，使泵体受力好。泵体和泵盖构成泵压液室，泵盖通过止口用连接螺栓夹紧在泵体和悬架体之间。叶轮、轴、轴承构成泵的转子部件。为减小泄露和保护泵体，设计了前置密封环，为改善轴封，平衡轴向力，在叶轮后盖处设置了背叶片；为减小背叶片的功耗，改善轴封，在轴封前加付叶轮；采用填料密封结构；根据轴的转矩大小，设计了弹性套柱销联轴器。综上所述，IH泵具有性能先进、结构新颖可靠，三化程度高，应用广泛，维护检修方便等优点，属化工流程泵的先进系列。本次设计的泵为IH65-50-160型，过流部件材质为ZG1Cr18Ni9Ti。采用了背叶片结构，明显改善了泵轴受力情况，选用深沟球轴承6305承受轴向力、径向力，采用涡壳式液压室。本泵具有结构紧凑可靠、体积小、重量轻、造价低、性能良好等优点，具有很大的实用推广价值。第 51 页2 化工离心泵的总体设计2.1 设计依据流量 =25扬程=32转速=2900 轴功率：3.82kW必须汽蚀余量 ：2.0m 进出口直径：65mm、50mm (参考)2.1.1 化工离心泵的总体设计 在确定化工离心泵总体结构方案时，我们必须遵循以下几个原则。（1） 满足设计基本参数和化工工艺流程与介质的要求，泵性能良好。（2） 运转可靠，寿命长，操作维修装拆更换方便。（3） 尽量符合国家或国际标准，三化程度高。（4） 结构稳定，制造可靠，重量轻，经济性好。2.1.2 泵过流部件的选材分析根据泵输送介质的特性（介质温度、浓度、腐蚀性及含颗粒度）找出几种可能的材质，分析它们的物理机械性能，耐腐蚀性能，加工工艺性能，价格及来源，采用“筛选法”逐渐逼近一种适合于特定工艺条件下较为理想的材质来，现将常用材质的各种性能进行分析。（1）铸铁铸铁是指含碳量大于2.06%的铁碳合金，由于铁的标准电极电位低，故在多数电解质中将成为微电池的阳极而被腐蚀，但铸铁在强氧化性介质中可以钝化，使其具有一定的耐蚀性，故常用于与浓硫酸接触的设备中，但在浓度不高的硝酸中钝化很不稳定。铸铁的铸造性能良好，具有耐压、耐震、耐磨且价格便宜。（2）不锈钢不锈钢是指在空气中能抵抗大气腐蚀的钢，这种钢在氧化性介质中（硝酸，硝酸盐含氧的介质，水，醋酸及其他有机酸）中能生产氧化性保护膜，故具有耐蚀性，但它在非氧化性介质中如盐酸，硫酸，亚硫酸和含氯离子的介质中如海水，氯化铵中则不耐腐蚀，不锈钢强度极限高且塑性和韧性好，能在-196度到700度之间使用，其价格相应也高。（3）硬聚氯乙烯硬聚氯乙烯不仅对大多数酸碱具有良好的耐腐蚀性能，而且还具有一定的机械强度，成型方便，可焊性好，比重小，其使用温度在-10度到60度，硬聚氯乙烯除强氧化剂（浓硝酸，发烟硫酸等）芳香法族，氯代碳氢化合物及酮外，能耐大部分酸碱介质的腐蚀，在多数情况下，硬聚氯乙烯对中等浓度的酸碱的耐蚀性最好，但它在腐蚀介中易于老化，使其重量增加，强度发生变化。（4）玻璃钢玻璃钢是采用合成树脂做成黏合剂，以玻璃纤维及其制品为增加材料，通过各种成型方法制成的各种高强度，比重小，耐热耐腐蚀性的器件。玻璃钢具有良好的成型工艺性能及机械加工性能。（5）化工陶瓷化工陶瓷具有优良的耐腐蚀性能（除氢氟酸和浓碱等）足够的不透性，热稳定性，耐热性和机械强度，尤其在处理湿氯水，盐酸，盐水，醋酸介质时其耐腐蚀性远非耐酸不锈钢所能及，化工陶瓷并有耐磨，不老化，不污染被处理的介质等优点，其使用温度为1000度（常压）。但它也有机械强度不高，脆性大，对温度骤变的敏感性大等不足之处。根据泵输送介质的特性，工作条件，材质的物理机械性能，耐蚀性，制造工艺性及价格来源等全面分析，最后选定不锈钢作为过流部件的材质，其型号为ZG1Cr18Ni9Ti。2.2 泵主要性能与结构参数的分析计算2.2.1 吸入口径Ds与排出口径Dd的分析计算（1）Ds的分析计算泵的吸入口径Ds是指进口法兰处管的内径，吸入口径由合理的进口流速确定，一般Vs=13m/s。以制造经济性考虑，将流速取大些以减小泵的体积，以提高其过流能力；从提高汽蚀性能考虑，应取较大的进口直径以减小流速。 Ds=0.0940.054m=9454mm按国标GB566285，取Ds=65mm。Vs=Q/（0.785Ds2）=0.00694/（0.7850.0652）=2.09m/s（2）Dd的分析计算泵的排出口径是指泵出口法兰处管的内径，对于低扬程，排出口径可与吸入口径相同。而对于高扬程，为减小泵的体积和排出管路直径以达到投资和安装的经济性，可取Dd2900，取n=2900。2.2.4 计算泵的比转数ns，确定泵的水力方案在能达到要求的扬程和效率的前提下，为使泵的结构简单、运行可靠，应尽量采用少的级数，因此本泵采用一级，由于流量不大而采用单吸。ns=3.65n/H=3.652900=65.6由上知泵的比转数较小，采用单吸叶轮是合理的。2.2.5 估算泵的效率 （1）水力效率 （2）容积效率 查泵的理论与设计P190图8-6，得，综合二者取 （3）机械效率 考虑到其它损失取机械效率为0.86 （4）总效率 =0.8440.0.890.86=0.646 则有 吸入流量： 理论扬程： 校核：2.2.6 计算轴功率，初选原动机由前面可知轴功率N=3.82kW，一般Nc=（1.21.5）N，原动机计算功率Nc=（1.21.5）N=（1.21.5）3.82=（4.585.73）kW。由Nc、n选出电机型号为Y132S2-2，ND=7.5KW。2.2.7 泵的结构形式分析（1）单吸还是双吸由于本设计中流量不大，而吸入口径小于200mm，故采用单吸来使结构简化，降低材料消耗和加工制造费用。从比转数的计算中也发现采用单吸叶轮是比较合理的。（2）直连式还是悬架式直连式所受的轴向力较大，轴径也较大，对于吸入口径小于200mm的单吸泵，一般都采用悬架式。（3）悬臂式还是双支撑式悬臂式机构简单、轻小，易于加工制，由于不穿轴液体流动性好。因此采用悬臂式。（4）涡壳式还是分段式单级泵多采用涡壳式，其加工简单，泵性能曲线高效区较宽，车削叶轮后泵效率变化不大。而分段式主要针对多级泵的设计。（5）泵的结构型式本泵采用后开门式，它的涡室流道完整，密封性好，检修方便，不用拆动泵的吸入管路和吐出管路，如图2.1所示。（6）叶轮结构型式叶轮结构分为开式、闭式。闭式叶轮效率高，适合用于不含颗粒或含微量颗粒的液体。同时考虑到密封问题，因此采用带背叶片且加付叶轮的闭式叶轮。（7）轴封结构型式泵用轴封有填料密封和机械密封，另外还有橡胶密封和浮动环密封。机械密封效果好，但机构复杂，价格高，损坏时不易更换，填料密封效果较差，但结构简单、价格便宜、易于拆装、更换方便。为方便用户，由于本泵设计压力不高，采用合适的填料密封即可满足要求且一次性投入费用低。（8）悬架结构形式悬架体采用中间支架和悬架体分开的方式。轴承箱与悬架体、轴承箱与轴承盖之间用螺钉连接，轴承箱下面与支座用螺栓连接。（9）原动机与泵的传动方式采用联轴器传动。共有4个联轴器：泵联轴器、爪型联轴器、中间联轴器和电机联轴器。检修时，将中间联轴器取下并松开泵体止口螺母后，便可将支架连同转子全部取出，进行检修而不必拆卸吸入管路和出口管路。这样操作方便，停车时间短，经济性好。 图2.1 泵体的结构形式2.2.8 轴的初步设计 （1）轴的选材 化工泵的泵轴多采用3Cr13，调质处理后的硬度HB=269302，许用剪切应力=（539687）10N/m。（2）轴的计算扭矩与最小轴径dmin计算扭矩Mn=9550（ND/n）=9550（7.5/2900）=24.7 Nm最小轴径dmin=0.0132m=13.2 mm考虑到轴上要开键槽，因而此处取轴径dmin=20 mm，轮毂直径dh=(1.21.5) di=(1.21.5)20=2430 mm。取dh=30 mm。按GB5662-85，装联轴器处轴径d=24 mm，叶轮中心线到轴端之间的距离f=385 mm。（3）轴上零件布置与轴的草图设计按GB5662-85，联轴器处轴径长1=50 mm。同时应注意以下几点一、各段轴径应尽量取标准值二、轴上螺纹一般采用细牙螺纹三、轴上定位轴肩一般为1-2 mm，退刀槽，键都应有标准草图如图2.2所示： 图2.2 轴的结构草图3 泵的水力设计3.1 水力设计的方法及原理水力设计的方法有相似理论法和速度系数法两种。相似理论法是泵水力设计的一种常用方法。由于同一个叶轮换上两个不同的压液室就会得到两种不同的性能，故其最好是用于整台泵的过流部分。当两泵几何相似、工况相似、过应尺寸不太大时，可以为两泵的水力效率相等，比转数相等。然后可按相似定律对过流部分的全部尺寸进行放大或缩小。速度系数法实际上也是一种相似设计法。它与相似理论法在实质上是相同的，其区别在于相似理论法是建立在一台相似泵基础上的设计，而速度系数法是建立在一系列相似泵基础上的设计。即速度系数法是按相似的原理，把一系列性能较好的泵的资料利用统计法得出速度系数。设计时利用速度系数法计算泵过流部件各部位尺寸。因此这种方法既方便简单，又切实可靠。本设计采用速度系数法进行水力设计。3.2 速度系数法设计叶轮水力模型3.2.1 叶轮参数计算（1）确定叶轮的进口直径D0见离心泵设计基础P133页，由ns=65.6查得叶轮进口速度系数Kv0=0.0630.156，叶轮进口速度v0= Kv0=（0.0630.156）=1.63.91m/sQT =Q/=25/(36000.89)=7.8m3/sD0=()=（0.08430.0587）mm =（84.358.7）mmDs=(1.051.15)D0 式中dh为叶轮轮毂直径，取D0=60mm，则V0为： v0=（2）叶轮入口边直径D1 对于ns=40100时，则D1 D0，对流量较小的泵可取D1 D0D1=（1.01.1）D0=6066mm。此处取D1 =D0=60mm（3）叶片入口边绝对速度v1 一般v1 v0，按v1 v0 ，v0按下式计算： v1=（4）叶片入口边宽度b1 b1=因为增大入口边宽度可使叶轮入口相对速度较小，从而提高泵的气蚀性能，对ns3035。由离心泵设计基础P55图226可知，当，HQ曲线有明显驼峰。故建议在250380之间。综合考虑选取=30（14）确定叶片出口宽度b2参考泵理论与设计P203，40 ns 80时 =0.0071m=7.1 mmns小取大值，综合考虑取b2=8 mm。（15） 画轴面投影图根据叶轮主要尺寸，参考相同比转速叶轮，画出叶轮轴面投影图，如图3.1。 图3.1轴面投影（16） 轴面流道过流面积检查 作内切圆，分812点计算轴面流道过流面积，进口部分分点多一些，如图3.2。 图3.2轴面流线检查（17） 划分流线：划分三条流线，前后盖板为a，c流线，按一元理论划分中间流线b，如图3.3。 图3.3划分流线（18） 取相邻两轴面夹角=，按作图分点法对a，b，c三条流线进行分点，如图3.4。 图3.4流线分点（19）叶轮出口绝对速度v2及v2的方向角叶片出口排挤系数叶轮出口环形过流面积叶轮出口轴面速度叶轮出口圆周速度理想叶轮出口圆周分速度旋转不足量 出口圆周分速度叶轮出口绝对速度V2的方向角由上述条件可绘出叶轮出口的速度三角形，如图3.5所示。 图3.5 出口速度三角形 （20）在平面方格网上绘制流线，在轴面投影图中画轴面截线，叶片加厚， 如图3.6。 图3.6网格图（21）泵的流量及扬程校核利用斯托道拉法Ht= H=0.844HT=0.84439.01=32.92m从以上计算结果来看，叶轮水力模型设计是能够满足扬程要求的。3.2.2 叶轮绘型已知dh、D0、D1、b1、D2、b2绘制叶轮木模图，叶轮木模图见图3.7。 图3.7 叶轮水力模型图3.2.3 叶轮零件工作图根据叶轮水力模型图，再考虑叶轮的具体结构便可绘出叶轮零件工作图，见图号IH65-50-160-01。3.3 涡壳水力设计3.3.1 涡壳断面形状分析涡形体断面形状有梯形、矩形、圆形等三种。a）梯形断面结构简单、水力性能好，是涡形体中用的最广的一种。b）矩形断面具有和梯形断面相同的优点，适用于各种ns的泵上，它的工艺性最好，且断面容易打磨和加工。这种断面的径向尺寸要比梯形断面大些。c）圆形断面：叶轮出口后就是圆形断面，中间无过渡区，由于圆形断面在叶轮出口出突然扩大，这对于泵的水力性能是不利的。圆形断面的优点是：在涡形体受压后压力情况比以上两种断面要好，因此，它适用于大型、高压力泵上。根据过流部件的材质及成型工艺选取矩形断面。3.3.2 涡形体尺寸计算（1）基圆D3一般D3=（1.031.08）D2=(1.031.08)166=170.98179.28mm,取D3=174 mm（2）涡室入口宽度b3一般b3= b2+2Sg+tb+式中：b2叶轮出口宽度，由水力设计定出，取b2=8 mm；Sg由叶轮壁厚，由强度设计定出，Sg=45 mm，取Sg=5 mm；tb由轴封结构设计定出，tb=58 mm，根据经验对IH65-50-160型离心泵tb=56 mm，取tb=5 mm；，取为4 mm；，取为1 mm； 则b3=8+25+5+4+1=28 mm。（3）舌角涡室螺旋线的起始点的螺旋线的切线与基圆切线的夹角称为舌角。为使液流无冲击地从叶轮进入涡室，应与叶轮出口绝对速度v2的液流角一致。故=8.36。（4）螺旋线起始角与隔舌安放角设计时取螺旋线起点在第断面上，则。理论上泵舌应在第断面的基圆上，但这样会使泵舌与叶轮间的间隙过小，易产生振动并且泵舌也太薄。一般都将泵舌沿螺旋线移动一些角度。所以从第断面量起取。取隔舌圆角半径r=2 mm。（5）涡室中的流速v3按速度系数法由ns=65.6参考离心泵设计基础P170，查得kv3=0.46（6）涡形体各断面面积计算由于涡形体各断面面积对泵的性能影响较大，所以我们在设计时是把涡形体中的圆周方向的平均速度看作常数来设计，由上面可知v=11.53m/s。则断面流量：Q=QT/360=（360-）QT/360=（360-10）0.0078/360=0.00758m3/s断面面积：F=Q/VS=0.00758/11.53=0.000657m2=657 mm2为使泵的高效点向大流量方向移动，应把F放大5%15%，取放大系数为1.12，则第断面的面积为：F=6571.12=736 mm2其它各断面面积Fi：Fi=F/=F/（360-）=45iF/350式中：为第断面的包角，=45i-=45i-10，i=18，各断面面积计算如下：F=35736/350=73.6 mm2F=80736/350=168.2 mm2F=125736/350=262.8 mm2F=170736/350=357.4 mm2F=215736/350=452.0 mm2F=260736/350=546.6 mm2F=305736/350=641.2 mm2F=350736/350=736 mm2（7）涡室各断面高度hi对于矩形断面，b3=28 mm，圆角r=3 mm，则各断面高度为h=（F+3.87）/28=(73.6+3.87)/28=2.7 mmh=（F+3.87）/28=(168.2+3.87)/28=6.1 mmh=（F+3.87）/28=(262.8+3.87)/28=9.5 mmh=（F+3.87）/28=(357.4+3.87)/28=12.9 mmh=（F+3.87）/28=(452+3.87)/28=16.3 mmh=（F+3.87）/28=(546.6+3.87)/28=19.7 mmh=（F+3.87）/28=(641.2+3.87)/28=23.1 mmh=（F+3.87）/28=(744+3.87)/28=26.5 mm（8）扩压管尺寸扩压管的起始断面是指涡形体的第八断面，扩散管的作用在于降低泵出口的液流速度，使液体一部分动能转化为压力能，减小压出管的阻力损失。在设计扩压管的长度和压出口径时原则上尽量小并照顾到出口法兰尺寸符合标准，法兰设置适当，便于加工和装拆法兰螺栓，因此扩散角在8-12范围内。扩压管起始断面涡室喉部面积Ft按下式计算：Ft=F=/ys式中：叶轮出口环流过流面积在垂直于相对速度方向的投影，按下式计算：=ys面积比系数由ns=65.6查泵的理论与设计P276图9-38可得ys=2.27故Ft=/ys=1924/2.27=770 mm2扩压管出口断面面积Fd按下式计算：扩压管中心高h取标准为160 mm。3.3.3涡壳绘型根据前面计算的尺寸、角度等参数便可绘出涡壳水力模型图，如图3.8。 图3.83.3.4泵体零件工作图根据涡壳水力模型图，再考虑具体结构便可绘出泵体零件工作图，见图号IH65-50-160-02。3.3.5叶轮与涡室的匹配分析与计算1、涡室喉部面积对泵性能的影响 液体流出叶轮后符合自由流动规律。速度矩等于常数，即vuR=C。由得液体通过喉部面积的平均流速为：式中：z导叶数，对涡室z=1； Ft喉部面积。液体进入涡室喉部面积时可认为vt=vu。则有涡壳特性方程：叶轮特性方程： 方程、有共同解，为涡室与叶轮匹配的最佳工作点。如下图3.9所示图3.9 涡室与叶轮匹配图3.4 泵腔轴封处的压力分析与计算3.4.1 叶轮内任意半径R处的液体压力设叶轮出口压力p2（N/m2）为，半径为R2（m），转速为，则叶轮内任意半径R处的液体压力为式中：叶轮角速度（1/s），； n叶轮转速（rpm）； 液体重度（N/m3）； g重力加速度，g=9.81（m/s2）。3.4.2 叶轮带背叶片或付叶轮配涡壳压液室结构本设计采用背叶片加付叶轮的结构1）叶片的减压原理，如图3.10 图3.10 叶片减压原理图在叶轮盖板外侧设置一后弯式背叶片，并使其与泵后盖保持一很小的轴向间隙。这时，当叶轮高速旋转时，背叶片迫使泵腔中的液体跟着叶轮高速旋转，液体的角速度增加，使液体产生离心流动，从而降低了后泵腔和轴封处的压力，减小了液体的泄露量；同时也降低了作用于叶轮吸入口方向的轴向力PA，这个压力就是背叶片产生的平衡力PB，它指向后盖板。（1） 压力分析与计算A叶轮后盖板有背叶片这种情况下，泵腔中的液体在背叶片的作用下产生离心流动，角速度增大，压力降低，使得轴封处的压力降低，作用在叶轮后盖板上的轴向力也减小。设此时泵腔中的液体的角速度为，且，斯捷潘诺夫等人研究认为：无背叶片时，有背叶片时。这时泵腔中轴封前Rb1处的液体压力为： = = =式中：P3涡壳中的液体静压力（N/m2），P3=，为涡壳中的静扬程（m）； 叶轮后盖外侧光背面产生的反压（N/m2），若Rb2=R2，则=0； 叶轮后盖外侧背叶片产生的反压（N/m2）； Rb1，Rb2分别为背叶片的内外半径（m）； t背叶片高（m），一般t=520mm； 背叶片与泵盖间的轴向间隙（m），一般=0.52； s背叶片高与轴向间隙之和，即s=t+； k=称为间隙影响系数。显然k值与t和有关。k值越大反压也越大；涡壳中的液体静压力按下式计算：式中：Hp涡壳中的静扬程（m），=26.84m；H泵的总扬程（m），H=HT，HT为理论扬程（m）；水力效率；叶轮出口圆周速度（m/s）。涡壳中的静扬程Hp也可按斯捷潘诺夫公式计算：式中：vs泵进口法兰处的液流速度（m/s）； v3涡壳中液流的平均速度（m/s）； 涡壳中的流动损失（m）； Kv3涡壳中的速度系数；本设计采用背叶片以降低轴封处的压力。叶轮外径R2=83 mm，背叶片Rb2=70 mm，内径Rb1=21 mm，背叶片高t=5 mm，间隙=1 mm。轴封处的压力按下式计算： 叶轮光背面产生的反压为： 叶轮后盖背叶片产生的反压为：= =反压系数k=0.8403；（2）付叶轮结构一般主叶轮后盖板上设置的背叶片，其功能与背叶片外径的五次方成正比，降低功耗，其背叶片外径不宜取得过大，而在轴封前再设置一付叶轮。那么同理可以分析推导得出付叶轮腔室中的液体压力。设付叶轮外径Rf2=55 mm，内径Rf1=10 mm，背叶片宽b=6 mm，轴向间隙=1 mm。则有：付叶轮光背面产生的升压为： 付叶轮背叶片产生的反压为： 涡壳中的压力P3为： 这时泵腔中轴封处的压力PsR为： 4 泵主要零部件的结构设计与强度计算泵零部件主要分为两类：专用件和通用件。专用件有泵体、泵盖、叶轮轴封部件（包括背叶片、副叶轮、填料密封等）。通用件有悬架部件、轴承压盖、轴、轴承、转向牌、示油器及悬架体，还有中间支架、联轴器、底座等。设计中应尽量采用通用件，便于维修更换，成本也较低。4.1 叶轮结构设计与强度计算4.1.1 叶轮选材、结构与尺寸 叶轮为过流部件，如前所述，材质为1Cr18Ni9Ti。叶轮采用闭式叶轮。离心泵一般采用的后弯式叶片。所以本设计采用的是闭式后弯式的叶轮（带背叶片加付叶轮）。叶轮主要尺寸已确定：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 叶轮强度计算1、盖板强度计算）按等强度盖板的应力计算盖板中的应力主要是离心力所以起的。半径越小的地方，应力越大。在D和D区域产生最大应力。其应力按下式计算：=0.825式中：盖板中D和D处的周向应（）；材料密度（），对不锈钢=7.8；叶轮外缘处的圆周速度（），=25.21；材料许用应力，对于不锈钢，=1960, n=34.=（34）=（653490）10=0.825=0.8257.81025.21=4.0910）按等强度盖板的厚度计算轮D处的盖板厚度S：S=Sexp式中：S叶轮外缘处的盖板厚度（m）, S=0.005m；叶轮角速度=303.69；exp指数函数，e=2.71828；材料密度，=7.810。S=0.005exp=0.00518m=5.0mm故实取S=6mm是安全的。2、按叶片等厚度计算叶轮工作时，叶片上承受着液体压力和叶片质量的离心力。受力情况比较复杂，很难精确计算。通常都用如下经验公式计算：S=kD+1式中：k系数，k与n和材质有关，n=65.6，对于不锈钢k=3.15：D叶轮外径=0.166m：H单吸扬程=32m；Z叶片数=6。S=3.150.166+1=2.21mm考虑到制造工艺，实取S=3mm。4.1.3 叶轮与轴连接的强度计算叶轮与轴之间靠键连接，所以只计算键的强度。键型号为c638（GB109679），有效长度l=36mm，宽b=6mm，高h=6mm，轴径d=20mm。材料为3C13，许用应力=60010，不锈钢挤压应力=14715710，剪切应力=91.510挤压应力=101.651.9所以强度满足要求。4.2.3蜗壳变形计算 轴向变形量：E为材料的弹性模量，E=0.73，所以4.2.4泵体法兰强度计算泵体内介质压力形成的力F=Dtp/2(N) t连接螺栓间距，t=0.1388mm；D泵体法兰内径，D=0.2m；P泵体内压力，p=6.3kgf/cm。F=0.2因此，法兰厚度b为：b=实取b=30mm，强度是足够的。4.3 泵盖结构设计与强度计算4.3.1泵盖选材、结构与尺寸泵盖与泵体材质一样，选用ZG1Cr18Ni9Ti，结构与尺寸见零件图。4.3.2泵盖受力分析 泵盖上作用着轴对称载荷q,q,P,如图4.1所示 图4.1 泵盖受力图q=P/D(N/m), q= P/D(N/m)q单位长度上的螺栓力(N/m)，P螺栓总力（N），D螺栓所在直径（m）；q单位长度上的密封力(N/m)，P总密封力（N），P=d；d密封凸缘（垫片）中径（m），b密封凸缘宽度（m）；P密封介质压力(N/m)， m垫片系数。由平衡条件得出，作用在径向截面弯距M=。4.3.3泵盖法兰厚度计算工作时泵盖主要受弯距作用，由拉伸作用在其上面造成的薄膜应力很小，泵盖法兰的厚度可按下式计算：h=（m）式中：P螺栓的总拉力，由小节可得出P=2973； D螺栓所在圆的直径，D=0.225m；D密封垫片的平均直径，D=0.180m；许用应力，=350560所以泵法兰的厚度为：实取法兰的厚度h=17mm是足够的。4.4 泵体连接螺栓设计与强度计算4.4.1螺栓材料与结构示意图本泵取定极限泵体连接螺栓为8个M12的螺栓，材料为3Cr13，其屈服极限，示意如图4.2：图4.2 泵体螺栓连接4.4.2螺栓受力分析与计算螺栓上承受着泵腔内液体静压力作用在泵体上的拉力Pw及使泵体密封面压紧，保证密封效果而施加在螺栓上的拉力Pm（密封力）。式中：Dm泵体密封垫片的平均直径0.180m； Pi泵腔内液体的最大静压力6.3kgf/cm2； z螺栓个数8个。 保证泵体结合面密封性的拉力Pm按下式计算： 式中：k安全系数，一般k=2； b泵体密封垫片有效宽度，b0实际宽度，当实际宽度b06mm时，取； m垫片系数，对F4垫可取m=2。则所以作用在每个螺栓上的总拉力为：P1=Pm+Pw=356+2617=2973N。4.4.3螺栓最小直径螺栓的最小直径按下式计算：式中：Pj螺栓的计算载荷（N），Pj=kP1；k安全系数，k=1.01.3，取k=1.3；材料许用应力，对合金钢，取。故所选的螺栓是安全的，布置详见泵体零件图。4.5 轴封结构设计与计算为降低轴封处的压力减小泄露提高泵的容积效率本泵采用叶轮后盖及外侧设置背叶片、在轴封前加付叶轮的办法再配以填料密封轴封结构。4.5.1填料密封结构设计与计算（1）填料密封工作原理填料密封是一般离心泵中最常用的密封结构。它是在轴与壳体之间用弹塑性材料或具有弹性结构的元件堵塞流体泄露通道，可分为软填料密封、成型填料密封、油封及硬填料密封。软填料密封结构简单，在工况条件不苛刻范围内，有较好密封性。因此设计中采用软填料密封。一般由填料环、填料、填料压盖组成。依靠填料和轴（或轴套）的外圆表面接触实现密封。当拧紧压盖上的螺栓时，填料受轴向压紧力作用而径向扩张贴紧轴套表面。由于不可能整个表面全部接触，因此形成微小的迷宫，从而防止流体轴向流动。适当的压紧力能使轴与填料保持必要的润滑膜，减小磨损。若压紧力过小，则起不到密封作用，过大，则摩擦损失增加，降低填料和轴套寿命，严重的造成发热、冒烟、甚至将填料与轴套烧毁。因此适当的压紧力十分重要。 （2）填料环的材质、结构与尺寸本设计中填料环采用柔性石墨和碳素纤维混装。它比用其它密封元件更优越。柔性石墨和碳素纤维混合组成的密封装置，具有柔软、富有弹性、能耐高低温、耐腐蚀、摩擦系数小、自润滑性好等优点。填料宽度：式中：d轴或轴套直径（mm），这里取轴套直径d=38mm。 则S=（1.41.8）=8.611.1mm，取S=10mm。 填料环圈数z=4 （3）填料箱结构与尺寸压盖轴向高度：h=（23）S=（23）10=2030mm，取h=20mm。压盖厚度：，取=10mm。式中：d0压盖螺栓直径，按离心泵设计基础P243表9-3取为10mm。 压入填料体内的填料压盖长度：b=（0.51）S=510mm，取b=6mm。 （4）填料密封载荷分析与计算a)截断软填料渗漏通道所需压紧力 式中：d轴套外径38mm； D填料箱内径40mm； y压紧比压，由润滑密封85.No4可知柔性石墨y=35。b)截断沿轴及箱壁的泄露通道所需压紧力 式中填料函前后压差，其值为7400N/ c)螺栓直径式中：P螺栓载荷，P=max()=136.5N； z螺栓个数，z=2； 螺栓许用应力，=20010N/ 最后取标准=10mm填料与轴的摩擦功耗 式中：k填料侧向压力系数，k=0.51.0取k=0.5； f摩擦系数，f=0.050.15 取f=0.05； y螺栓载荷产生的轴向压强（MPa），； v轴表面线速度（m/s）,; （5）填料密封的冷却与安装技术设计中设置了冷却液封装置，具有密封、润滑、冷却、冲洗作用。通入填料腔中的冲液压力为0.51.0kgf/cm，具有封堵作用，可润滑填料，同时起冷却作用，延长填料密封的寿命。安装填料时，封液环小孔与填料箱的进液孔相通，水封液用自来水或吐出口引水均可。切割填料时保证尺寸准确和切口平行，整齐，无松散，填料接头须错开，一般交错120。4.6 泵中能量损失与计算4.6.1 水力损失分析与水力效率 泵水力损失指发生在整个泵内过流部件的水力损失，包括：液体流经吸液室、叶轮、转能装置、压液室及扩压管时的沿程摩擦损失，还有因转弯、收缩或扩张等在内的局部阻力损失，以及泵在偏离设计工况下运转的冲击损失，一般按洛马金经验公式计算：式中：叶轮进口当量直径（mm），；与初估值0.844相差2%，基本相等。 4.6.2 容积损失分析与容积效率计算泵内存在许多间隙，且间隙两端压差不同，因此液体在间隙两侧压力差推动下，通过间隙从高压侧向低压侧流动。这部分液体虽然在流经叶轮时获得能量，但并没输送出来。这部分损失称为容积损失。泵内泄露部位一般发生在：（1）叶轮密封环处（2）级间密封环处（3）平衡轴向力装置。（1）前置密封环间隙处的泄露量q1 式中：流量系数； 园角系数，取=1； 摩擦阻力系数，=0.040.06，取=0.05； l密封环间隙长度（m），取0.015m； b密封环间隙宽度（m），b=0.4mm=0.0004m； Fm密封环间隙环形过流面积（m2），； Dm密封环间隙平均直径（m），Dm=（0.075+0.0742）/2=0.0746m; 密封环间隙两侧压差，按以下方法计算：方法一：方法二：方法三：取上面三种计算结果中最大值。所以（2）轴封处的泄露量 式中：填料涵前后压差，； 半径间隙，=0.06mm=6m； d轴套外径，0.035m； 液体动力粘度，取常温清水=1.005； l密封间隙轴向长度，l=0.064m。最后容积效率为：与初估值0.89基本相符。4.6.3 机械损失与机械效率 机械损失是指泵的轴承、轴封及叶轮圆盘处摩擦阻力损失所消耗的功率。轴承轴封上消耗的功率称为摩擦阻力损失。叶轮与液体摩擦的损失称为轮阻损失，其中后者是最大的一项。（1）轴承、轴封的摩擦功耗按经验公式估算：=（0.010.03）N=（0.010.03）4.6=0.0460.