机械毕业设计1146shz-60直联式双吸离心泵的设计说明书

摘要
泵是应用非常广泛的通用机械，可以说是液体流动之处，几乎都有泵在工作。

而且，随着科学技术的发展，泵的应用领域正在迅速扩大，根据国家统计，泵的耗电量都约占全国总发电量的1/5,可见泵是当然的耗能大户。

因而,提高泵技术水平对节约能耗具有重要意义。

6SHZ—60型水泵是清水泵,在设计问题上,从电机的选择计算、轴的选择计算、叶轮的尺寸以及水泵的外形尺寸的确定,基本上解决了泵的大体结构,在其它部件中,连接法兰、叶轮螺母等都是根据具体位置来计算设计的。

传动中的轴、键、泵盖都要经过必需的校核,使它的强度和寿命达到设计要求。

关键词:水泵电机设计
Abstract
Pump is the most widely used general machinery,it can be said that any liquid flows,almost all of the pumps work,With the development of science and technology, pumping application areas are expanding rapidly,According to national statistics.Pump power consumption accounted for a fifth of the country,we can see that the pump is only natural consumption market.Pump technology will increase the level of energy conservation has a very important significance.6SHZ-60 is a water pump,the design issues,from motor choices,the choices of axis,the size of impeller pumps dimensions identification, Largely determine the general structure pump. In other parts, the connecting flanges, Impeller nuts,etc.Are based on the specific location to calculate design.The drive shaft,bond, Pumps are to be built after the necessary verification,so that their strength and life to the design requirements.
Key word:Water pump;Electrical machinery;Design
前言
毕业设计是对学生在毕业前所进行的一次综合能力的训练,是为给社会培养出合格的工程技术人员必须走过的重要环节。

通过这次的毕业设计可以充分提高我们在以前所学的零散的理论知识的基础上结合起来综合的分析问题、解决问题的能力,这对我们上了岗位有很大的帮助。

我们这次的设计任务是6SHZ—60型的直联式双吸离心泵的基础的设计,是一次专题性的设计,虽然与四年所学知识有一定的偏距,但是为了能把这次的设计搞好,在赵老师的指导下,我们在设计前努力查阅有关资料,做了必要的准备,我们边设计边查阅资料,给设计奠定了一定的基础,这对我们的设计有很大的帮助。

这次设计集中于画图和水泵各部件的设计计算,我们先把指导老师所给的资料中的图纸吃透,独立分析问题,相互探讨并且解决问题,充分体现了我们独立解决问题的能力。

我们应该从现在做起学好扎实的基础知识,不断丰富自己的专业知识和实际操作能力, 这次设计，赵老师对我们进行了精心的指导，阳泉市水泵厂给了大力的支持并提供了有关资料，在此表示感谢，由于我们能力有限，在设计中难免有错误和不足之处。

在此，请各位老师给于评定并提出建议。

第一章离心泵的工作原理
泵是把原动机的机械能转换成液体能量的机器。

泵用来增加液体的位能、压能、动能.原动机通过泵轴带动叶轮旋转,对液体做功,使其能量增加,从而使需要数量的液体,由吸水池经泵的过流部件输送到要求的高度或要求压力的地方。

如下图所示,是简单的离心泵装置。

原动机带动叶轮旋转,将水从A处吸入泵内,排送到B处。

泵中起主导作用的是叶轮,叶轮中的叶片强迫液体旋转,液体在离心力作用下向四周甩出。

这种情况和转动的雨伞上的水滴向四周甩出去的道理一样。

泵内的液体甩出去后,新的液体在大气压力下进入泵内,如此连续不断地从A处向B处供水。

泵在开动前,应先灌满水。

如不灌满水,叶轮只能带动空气旋转,因空气的单位体积的质量很小,产生的离心力甚小,无力把泵内和排水管路中的空气排出,不能在泵内造成一定的真空,水也就吸不上来。

泵的底阀是为灌水用的,泵出口侧的调节阀是用来调节流量的。

第二章 水泵的设计
一.泵汽蚀余量的计算方法
汽蚀余量对于泵的设计、试验和使用都是十分重要的汽蚀基本参数。

设计泵时根据对汽蚀性能的要求设计泵,如果用户给定了具体的使用条件,则设计泵的汽蚀余量r NPSH 必须小于按使用条件确定的装置汽蚀余量a NPSH 。

欲提高泵的汽蚀性能,应尽量减小r NPSH 。

泵试验时,通过汽蚀试验验证r NPSH ,这是确定r NPSH 唯一可靠的方法。

它一方面可以验证泵是否达到设计的r NPSH 值。

另一方面,考虑一个安全余量,得到许用汽蚀余量[NPSH ],作为用户确定几何安装高度的依据.可见,正确地理解和确定汽蚀余量是十分重要的。

为了深入理解汽蚀的概念,应区分以下几种汽蚀余量： 1.a NPSH ——装置汽蚀余量又叫有效的汽蚀余量。

是由吸入装置提
供的,a NPSH 越大泵越不容易发生汽蚀。

2.r NPSH ——泵汽蚀余量又叫必需的汽蚀余量,是规定泵要达到的
汽蚀性能参数, r NPSH 越小,泵的抗汽蚀性能越好。

3.t NPSH ——试验汽蚀余量,是汽蚀试验时算出的值, 试验汽蚀余
量有任意多个,但对应泵性能下降一定值的试验汽蚀余量只有一个,称为临界汽蚀余量,用c NPSH 表示。

4.[]NPSH ——许用汽蚀余量,这是确定泵使用条件(如安装高度)用
的汽蚀余量,它应大于临界汽蚀余量,以保证泵运行时
不发生汽蚀,通常取[]NPSH =()c NPSH 5.1~1.1或
[]NPSH =c NPSH +k, k 是安全值。

这些汽蚀余量有如下关系:
[]a r c NPSH NPSH NPSH NPSH ≤≤≤
泵汽蚀余量的计算: H
NPSH r =σ ⇒ H NPSH r σ=
式中: σ——托马汽蚀系数；
H ——泵最高效率点下的泵单级扬程；
r NPSH ——最高效率点下的泵汽蚀余量。

根据【《现代泵技术手册》关醒凡编著，宇航出版社。

】 查图4-7 取σ=0.035
所以73.278035.0=⨯==H NPSH r σ
二.泵的基本参数的确定 （确定泵的总体结构形式和进出口直径）
（一）.确定泵的进口直径
泵进口直径也叫泵吸入口径,是指泵吸入法兰处管的内径.吸入口径由合理的进口流速确定。

泵的进口流速一般为3m/s 左右，从制造经济行考虑，大型泵的流速取大些，以减小泵体积，提高过流能力。

从提高抗汽蚀性能考虑，应取较大的进口直径，以减小流速。

常用的泵吸入口径，流量和流速的关系如图所示。

对抗汽蚀性能要求高的泵，在吸入口径小于250mm 时，可取吸入口径流速s m V s /8.1~0.1=，在吸入口径大于250mm 时，可取s m V s /2.2~4.1=。

选定吸入流速后，按下式确定s D ,在该设计中，6SHZ-60为清水双吸离心泵。

s
s V Q D π4=
取吸入口流速s m V s /3=，代入公式得：
m V Q D s s 1382.03
360016244=⨯⨯⨯==ππ 取泵的吸入口径为150mm 。

（二）.确定泵的出口直径
泵出口直径也叫泵排出口径，是指泵排出法兰处管的的内径。

对于低扬程泵，排出口径可与吸入口径相同；对于高扬程泵，为减小泵的体积和排出管路直径，可取排出口径小于吸入口径，一般取 s d D D )7.0~1(=
式中：d D ——泵的排出口径
s D ——泵的吸入口径
根据该泵的特性，由于该泵的流量大，考虑排水管路的经济性
mm mm D D S d 1051507.07.0=⨯==
取mm D d 100=
（三）.泵转速的确定
确定泵转速应考虑以下因素：
1.泵的转速越高，泵的体积越小，重量越轻，据此应选择尽量高的转速；
2.转速和比转数有关，而比转数和效率有关，所以转速应该和比转数结合起来确定；
3.确定转速应考虑原动机的种类（电动机、内燃机、汽轮机等）和传动装置（皮带传动、齿轮传动、液力偶合器传动等）；
4.转速增高，过流部件的磨损加快，机组的振动、噪声变大；
5.提高泵的转速受到汽蚀条件的限制，从汽蚀比转数公式 4
3262.5r NPSH Q
n C = 式中： n ——泵的转速（r/min ）
Q ——泵流量（m 3/s ）双吸泵取2
Q 可知：转速n 和汽蚀基本参数r NPSH 及C 有确定的关系，如得不到满足，将发生汽蚀。

对既定得泵汽蚀比转数C 值为定值，转速增加，流量增加，则r NPSH 增加，当该值大于装置汽蚀余量a NPSH 时，泵将发生汽蚀。

选 1500=C ,73.2=r NPSH ，s m Q /045.03=
则 min /37790225
.062.573.215002
62.54343r Q NPSH C n r
=⨯⨯=⋅=
根据汽蚀要求，泵的转速应小于min /3779r ，而实际转速为min /2900r （四）.估算泵的效率
1.水力效率h η 水力效率h η按下式计算
%8686.02
36002900162lg 0835.01lg 0835.0133=≈⨯⨯+=+=n Q h η式中：Q ——泵流量（m 3/s ）双吸泵取
2Q n ——泵的转速（r/min ）
2.容积效率v η 容积效率v η可按下式计算
3268.011
-+=s v n η
该容积效率为只考虑叶轮前密封环的泄漏的值,对于有平衡孔、级间泄漏和平衡盘泄漏的情况,容积效率还要相应降低。

则 %9696.06068.01168.011
32
32=≈⨯+=+=--s v n η
3.机械效率m η
%8787.010060107.011001
07.016767=≈⎪⎭⎫ ⎝⎛-=⎪⎭⎫ ⎝⎛-=s m n η
泵的总效率 %72%87%96%86≈⨯⨯=⋅⋅=m v h ηηηη 泵的理论扬程 m H H h t 7.9086
.078===η 泵的理论流量 h m Q Q V t /75.16896.01623==
=η （五）.轴功率和原动机功率 泵的轴功率Kw Kw gQH P 775.473600
72.010********.910001000=⨯⨯⨯⨯⨯==ηρ 原动机功率Kw Kw P K P t
g 553.52775.470.11.1≈⨯==η 式中: K ——余量系数 查【《现代泵技术手册》关醒凡编著】 表7-10
取K =1.1(原动机为电动机)
t η——传动效率 查
【《现代泵技术手册》关醒凡编著】 表7-11 取0.1=t η(直联)
所以选择55Kw 的电动机可满足要求,查【《机械零件手册》吴宗泽主
编】选择电动机的型号为Y250M-2
第三章 水泵轴的设计
直联式双吸离心泵6SHZ-60是将轴设计为空心轴和电机轴相联,泵无需底座,所以直接用电动机支起泵来工作的,当电机轴和空心轴联成一体时,可看作是刚性连接,这时按一根轴来计算,但在其受力分析时,我们找不到电机的原始材料,为了保证这根轴符合要求,我们最后按外伸梁和悬臂梁两种方法分析计算,只有这样才能保证计算的准确度。

一.轴按外伸梁设计
1.扭矩的计算
m N n P n P M c n ⋅=⨯⨯=⨯==1.2112970
552.195502.195509550 式中: n M ——扭矩(m N ⋅)
c P ——计算功率 取P P c 2.1=
2.根据扭矩计算泵轴直径的初步计算 []m M d n 0276.0105002.01.2112.035
3=⨯⨯==τ 式中: []τ——材料的许用切应力(Pa ) 查【《现代泵技术手册》关醒凡编著】 表7-12取[]Pa 510500⨯=τ
[]τ值的大小决定轴的粗细,轴细可以节省材料,提高叶轮水力和汽蚀性能;轴粗能增强泵的刚度,提高运行可靠性.故泵轴的最小轴径取mm d 301=,泵轴的最大尺寸取mm 90
3.画出轴的结构草图 如图所示(由已知图纸改进)
叶轮的左边用螺母锁紧,右边用轴套定位,轴套内径取45mm,外径取60mm,轴经过处圆角统一取R=2mm(特殊要求除外). 4.轴的强度计算
（1）叶轮所受径向力的计算
3221081.9⨯=B HD K F r (N )
式中: H ——泵扬程 m H 78=
2D ——叶轮外径 m mm D 306.03062== 2B ——包括盖板的叶轮出口宽度(m )
m B 032.0022.0005.022=+⨯=
r K ——试验系数 查【《现代泵技术手册》关醒凡编著】
图17-30取02.0=r K
则 N B HD K F r 3221081.9⨯=
N N 150100032306.07802.081.93=⨯⨯⨯⨯⨯= （2）叶轮所受径向不平衡离心力的计算
R n G R n G F c c c 29291098.10108.912.1--⨯=⨯⨯=(N) 式中: c G ——最大半径处的残余不平衡质量(g)取g G c 3=
R ——叶轮的最大半径(mm ) mm R 153=
则
N N R n G F c c 38.42153290031098.101098.102929=⨯⨯⨯⨯=⨯=--
（3）水平总的受力: N N F F F c R 38.19238.42150'
3
=+=+= 垂直总的受力: N N F F F C R 38.19238.421503=+=+= （4）计算水平面支承反力
()N
F F F Q
R R 4.636598
706
29938.192881598299598283'3'1
=⨯+⨯=
++=
N F F F
R Q R 262598
38.192283101.211598
2832993'3
'2
=⨯-⨯=-=
（5）计算垂直面支承反力
()N F F R R 4.283598
38
.192881598
5982833
1=⨯=
+=
N F F R R 91598
38
.19228359828332=⨯==
（6）计算水平面C 和D 处的弯矩(考虑到C 和D 处可能是危险截面)
mm N mm N F M R CH ⋅=⋅⨯=⨯=2.1801012834.636
283'
1 ()[]mm N mm N mm N F M R D H ⋅=⋅⨯=⋅---⨯=1177341854.636545148283'1
（7）计算垂直面C 处和D 处的弯矩
mm N mm N F M R CV ⋅=⋅⨯=⨯=2.802022834.2832831 mm N mm N F M R D V ⋅=⋅⨯=⨯=524291854.2831851 （8）计算合成弯矩 C 点合成弯矩：
mm
N mm N M M M CV CH C ⋅=⋅+=+=1971522.802022.180101222
2
D 点合成弯矩：
mm
N mm N M M M DV DH D ⋅=⋅+=+=12888052429117734222
2
（9）计算C 和D 处当量弯矩 查【《机械设计》吴宗泽主编】表2-7 由插入法得
[]3
.2131=+b σ
[]3
.1010=b σ
[]591=-b σ
[][]
6.001≈=
-b b σσα
()()mm
N mm N T M M C C ⋅=⋅⨯+=+=2343322111006.01971522
2
2
2'α
()()mm
N mm N T M M D D ⋅=⋅⨯+=+=1807012111006.01288802
22
2
'α
（10）校核轴的强度
根据弯矩大小及轴的直径选定C 和D 两截面进行强度校核，由【《机械设计》吴宗泽主编】表2-5，当45钢MPa b 640=σ，按表2-7用插值法得[]MPa b 591=-σ
C 截面当量弯曲应力：
()[]b C C C
MPa mm mm N d M W M 13
33'
''
3095.0451.02343321.0-<=⨯⨯⋅===σσ （因C 截面有键槽，考虑对轴强度削弱影响，故d 乘以0.95）
D 截面当量弯曲应力：
[]b D D D
MPa mm mm N d M W M 1333'''
20451.01807011.0-<=⨯⋅===σσ
因此：C 和D 两截面均安全 （11）校核轴径
①在叶轮中心截面处：mm N M M C ⋅==234332'
1
②在电动机第一轴承处：
()()mm
N T M M ⋅=⨯+=+=2663722111006.02343322
22
212α
③在电动机中间截面处：
()()mm
N T M M ⋅=⨯+=+=2949522111006.02663722
22
2
23α
[]mm mm M d b 4534591.0234332
1.033
111<=⨯==-σ
[]mm mm M d b 556.35591.0266372
1.033
122<=⨯==-σ
[]mm mm M d b 558.3659
1.0294952
1.033
133<=⨯==-σ
轴的截面形状是影响轴刚度的重要因素，当将实心轴改为外径
为原直径的2倍的空心轴，并使空心轴的质量为原实心轴质量的2倍时，轴的强度提高到实心轴强度的6.5倍，刚度提高到实心轴刚度的13倍，所以该空心轴符合要求。

F R3
F R3
F R1
F R1
M n
F R2F R2
F R3
F R3
F R1
F R2
F Q
轴 受 力 简 图
水 平 面 受 力
F R1
F R2
垂 直 面 受 力
水 平 面 弯 矩 图
垂 直 面 弯 矩 图
180101
211100
80202.2
二.轴按悬臂梁设计
1.扭矩的计算
m N n P n P M c n ⋅=⨯⨯=⨯==1.2112970
552.195502.195509550
式中: n M ——扭矩(m N ⋅)
c P ——计算功率 取P P c 2.1=
2.根据扭矩计算泵轴直径的初步计算
[]m M d n 0276.010
5002.01.2112.035
3
=⨯⨯==τ 式中: []τ——材料的许用切应力(Pa ) 查【《现代泵技术手册》关醒凡编著】 表7-12取[]Pa 510500⨯=τ
合 成 弯 矩 图
转 矩 T 图
当 量 弯 矩 图
197152
211100
197152
211100
[]τ值的大小决定轴的粗细,轴细可以节省材料,提高叶轮水力和
汽蚀性能;轴粗能增强泵的刚度,提高运行可靠性.故泵轴的最小轴径取mm d 301=,泵轴的最大尺寸取mm 90 3.画出轴的结构草图 如图所示(由已知图纸改进)
叶轮的左边用螺母锁紧,右边用轴套定位,轴套内径取45mm,外径取60mm,轴经过处圆角统一取R=2mm(特殊要求除外). 4.轴的强度计算
（1）叶轮所受径向力的计算
3221081.9⨯=B HD K F r (N )
式中: H ——泵扬程 m H 78=
2D ——叶轮外径 m mm D 306.03062== 2B ——包括盖板的叶轮出口宽度(m )
m B 032.0022.0005.022=+⨯=
r K ——试验系数 查【《现代泵技术手册》关醒凡编著】
图17-30取02.0=r K
则 N B HD K F r 3221081.9⨯=
N N 150100032306.07802.081.93=⨯⨯⨯⨯⨯= （2）叶轮所受径向不平衡离心力的计算
R n G R n G F c c c 29291098.10108.912.1--⨯=⨯⨯=(N) 式中: c G ——最大半径处的残余不平衡质量(g)取g G c 3=
R ——叶轮的最大半径(mm ) mm R 153=
则
N N R n G F c c 38.42153290031098.101098.102929=⨯⨯⨯⨯=⨯=--
（3）水平总的受力: N N F F F c R 38.19238.42150'
3
=+=+= 垂直总的受力: N N F F F C R 38.19238.421503=+=+= （4）计算水平面支承反力：
N N F F F Q R R 38.89870638.192
'
3'1=+=+= 计算垂直面支承反力：N F F R R 38.19231== （5）计算水平面弯矩：
mm N mm N F M R D H ⋅=⋅⨯==54.5444338.192283283'3 计算垂直面弯矩：
mm N mm N F M R D V ⋅=⋅⨯==54.5444338.1922832833 （6）计算合成弯矩：
mm
N mm N M M M DV DH ⋅=⋅⨯=+=8.7699454.54443222
2
（7）计算当量弯矩 查【《机械设计》吴宗泽主编】表2-7 由插入法得
[]3.2131=+b σ []3.1010=b σ []591=-b σ
[][]
6.001≈=
-b b σσα
叶轮中线截面处：
()mm N mm N T M C ⋅=⋅⨯==
1266602111006.02
'α
电动机第一轴承处：
()()mm
N mm N T M M D ⋅=⋅⨯+=+=1482262111006.08.769942
22
2'α
（8）校核轴径
①叶轮中线截面处：[]m m m m M d b C 458.2759
1.0126660
1.0331'
1<=⨯==-σ
②电动机第一轴承处：
[]m m m m M d b D 553.2959
1.0148226
1.033
1'2<=⨯==-σ
轴的截面形状是影响轴刚度的重要因素，当将实心轴改为外径
为原直径的2倍的空心轴，并使空心轴的质量为原实心轴质量的2倍时，轴的强度提高到实心轴强度的6.5倍，刚度提高到实心轴刚度的13倍，所以该空心轴符合要求。

水 平 面 弯 矩 图
54443.54
轴受力简图
水平面受力
垂直面受力
F R3
F R3
F R1
F R1
F R3
F R3
F R1
F R1
F Q
垂直面弯矩图
合成弯矩图
54443.54
76994.8
211100
148226
126660
转矩T图
当量弯矩图
第四章 叶轮结构设计及主要尺寸计算 一．结构设计（选料）
叶轮是离心泵传递能量的主要部件，通过它把电能转换为液体的压力能和动能，因此，要求叶轮具有足够的机械强度和完好的叶片形状，在材料上，除了考虑介质腐蚀，磨损外，由于它是旋转部件，故还应考虑离心力作用下的强度。

通常，用于叶轮的材料有铸铁，青铜铸件，不锈钢，铬钢等。

当叶轮圆周速度超过30m/s ，考虑铸铁强度不能承受这样大的离心力的作用，则需改用青铜作材料，由于本设计泵属于中小型泵，其圆周速度远小于30m/s ，在考虑到材料来源的难易，铸造上的方便与否，同时考虑到泵的效率和抗汽蚀性能的要求，故选灰口铸铁，虽然它的强度不高，但它的生产工艺简单，价格低廉，易于熔化，浇铸性能好，冷凝的收缩性小，而且，其切削性能好，便于加工，减振性
好，可以减轻由于水力冲击造成的振动，而HT200又是在灰口铸铁中这些性能更为突出的，所以，本设计中叶轮的材料选用HT200作为原材料，热处理采用退火，许用应力为[&]25-35MP a
二．叶轮结构型式的确定
本设计选用闭式叶轮。

闭式叶轮由前盖板，后盖板，叶片和轮毂组成，闭式叶轮多用于清水泵。

叶轮主要尺寸的确定有三种方法：相似换算法、速度系数法、叶轮外径2D 或叶片出口角2β的理论计算。

叶轮采用速度系数法设计，速度系数法是建立在一系列相似泵基础上的设计，利用统计系数计算过流部件的个部分尺寸。

三．叶轮轮毂直径h d 的计算
叶轮轮毂直径必须保证轴孔在开键槽之后有一定的厚度，使轮毂具有足够的强度，通常()i h d d 4.1~2.1=，在满足轮毂结构强度的条件下，尽量减小h d ，则有利于改善流动条件。

取[]Pa 510500⨯=τ 轴直径[]mm m M d n 6.270276.0105002.01
.2112.035
3
==⨯⨯==τ
根据叶轮轮毂直径应取1.2～1.4倍的轴直径，根据设计要求，取叶轮所在的轴的直径为45mm ，所以mm d h 5.58453.1=⨯=。

取
mm d h 60=
四．叶轮进口直径j D 的计算
因为有的叶轮有轮毂（穿轴叶轮），有的叶轮没有轮毂（悬臂式叶轮），为从研究问题中排除轮毂的影响，即考虑一般情况，引入叶轮进口当量直径O D 的概念。

以O D 为直径的圆面积等于叶轮进口去
掉轮毂的有效面积，即()
4
422
ππh j O d D D -=。

O D 按下式确定 3
n
Q K D O O = 2
2h O j d D D +=
式中：Q ——泵流量（m 3/s ）对双吸泵取
2
Q ； n ——泵转速（min /r ） O K ——系数，根据统计资料选取 主要考虑效率 0.4~5.3=O K 兼顾效率和汽蚀 5.4~0.4=O K 主要考虑汽蚀 5.5~5.4=O K
mm m n Q K D O O 81081.02900
236001621.433
=≈⨯⨯⨯== mm d D D h O j 1016081222
2≈+=+=
取mm D j 100=
五．叶轮外径的计算
()()3
2
1
3
2122900
3600162100606.9~35.91006.9~35.9⨯⨯⎪⎭
⎫ ⎝⎛=⎪
⎭⎫
⎝⎛=-
-n Q n D s
()mm 6.309~5.301=
取mm D 3062=
六．叶轮出口宽度的计算
()()3
6
5
3
65229003600162100607.0~64.01007.0~64.0⨯⨯⎪⎭
⎫ ⎝⎛=⎪
⎭⎫
⎝⎛=n Q n b s
()mm 4.11~4.10=
因为两个叶轮设计在一起，所以叶轮出口宽度mm b 222=
七．叶片数的计算和选择
叶片数对泵的扬程、效率、汽蚀性能都有一定的影响。

选择叶片数，一方面考虑尽量减小叶片的排挤和表面的摩擦；另一方面又要使叶道有足够的长度，以保证液流的稳定性和叶片对液体的充分作用。

叶轮叶片数：2
sin 13
2
1ββ+=e R Z m 对于低比转数离心泵叶轮，()212
1
R R R m +=
，12R R e -= 则()2
sin 21
132sin 1321122121β
βββ+-+=+=R R R R e Rm Z 2
sin 5.62sin 5
.62
1
1212211212ββββ+-+=+-+=D D D D R R R R
2
2620sin
1002701002705.62sin
5
.60
02
11212+⨯-+⨯=+-+=ββj
j D K D D K D
53.5=
式中： j D ——叶轮进口直径
1D ——叶片进口直径 2D ——叶轮外径
1β——叶片进口角 取0120=β 2β——叶片出口角 取0226=β
0.1~7.01=K 低比转数叶轮取大值
通常采用叶片数7~5=Z ，取该叶轮叶片数为6
八．精算叶轮外径（第一次）
1.理论扬程
m m H
H h
t 7.9086
.078
==
=
η 2.修正系数
93.06026165.06010002=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛
+=βαψ 3.有限叶片数修正系数
根据经验有限叶片数修正系数45.0~3.0=P ，此处取44.0=P 4.无穷叶片数理论扬程
()()m P H H t T 6.13044.017.901=+⨯=+=∞ 5.叶片出口排挤系数
96.090sin 2613063
61sin 112
002
22222=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⨯-=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+⨯-=ctg ctg D Z πλβπδψ
6.出口轴面速度
s m b D Q V V m /31.296
.096.0022.0306.0045
.02222=⨯⨯⨯⨯==
πηψπ
7.出口圆周速度
6.1308.926231.226231
.2222
002
22222⨯+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+=+⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+=∞tg tg gH tg V tg V U t m m ββ
s m /2.38= 8.出口直径
m n U D 248.02900
2
.38606022=⨯⨯==
ππ 与假定不符，进行第二次计算，取mm D 2522=
九．精算叶轮外径（第二次）
1.叶片出口排挤系数
95.090sin 2612523
61sin 112
00222222=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⨯-=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+⨯-=ctg ctg D Z πλβπδψ 2.出口轴面速度
s m b D Q V V m /83.296
.095.0022.0252.0045
.02222=⨯⨯⨯⨯==
πηψπ
3.出口圆周速度
6.1308.926283.226283
.2222
002
22222⨯+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+=+⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+=∞tg tg gH tg V tg V U t m m ββ
s m /8.38= 4.叶轮外径
mm m n U D 256256.02900
8
.38606022==⨯⨯==
ππ 与假定值接近，不再进行计算。

十．叶轮出口速度
1.出口轴面速度（由上述计算得）
95.02=ψ
s m V m /83.22= 2. 出口圆周速度
s m s m n
D U /26.38/60
2900
252.060
22=⨯⨯=
=
ππ
3. 出口圆周分速度
s m s m U gH V t U /23.23/26.387
.908.922=⨯==
4. 无穷叶片数出口圆周分速度
s m s m U gH V t U /45.33/26
.386
.1308.922=⨯==
∞∞ 十一．叶轮进口速度
1.叶轮进口圆周速度 进口分点半径为(
)2
2
2h
h
j i R
n
R R i R +-=
式中: n ——所分的流道数
i ——从轴线侧算起欲求的流线序号如图所示,中间的流线序
号为2=i ,所分的流道4=n
则:(
)()
mm R R R R h
h
j a 8.45304305034
32222
2
2=+-⨯=+-=
(
)()
mm R
R R R h
h
j b 2.41304
305024
2222222=+-⨯=+-=
()()
mm R
R R
R h
h
j c 36304
3050
4
22
2
222=+-=
+-= s m s m n
D U a a /9.13/60
2900
0458.0260
11=⨯⨯⨯=
=
ππ
s m s m n
D U b b /5.12/60
2900
0412.0260
11=⨯⨯⨯=
=
ππ
s m s m n
D U c c /11/60
2900
036.0260
11=⨯⨯⨯=
=
ππ
2.叶片进口轴面液流过水断面面积
22100132.00042.005.022m m b R F a ca a =⨯⨯⨯==ππ
22100138.00046.00479.022m m b R F b cb b =⨯⨯⨯==ππ 22100142.00052.00435.022m m b R F c cc c =⨯⨯⨯==ππ 3.C 流线处叶片进口角(假定9.01=c ϕ)
s m s m F Q V C C V mlc /7.36/9
.000142.096.0045
.011=⨯⨯==
ϕη
3.311
7
.361'1===
c mlc c U V tg β '11873 =c β '''1'1131741311873 =+=∆+=c c c βββ 751=c β
4.校核c 1ϕ
2
11111sin 11⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+⨯-=c c c c ctg D Z λβπδ
ϕ 2
90sin 75136261⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+⨯⨯-=
ctg π 894.0=
由轴面投影图假设 901=c λ,与假设9.01=c ϕ相近.
第五章 压出室和吸入室的水力设计
一.压出室的水力设计
压出室的作用在于：
1将叶片中流出的液体收集起来并送往下一级叶轮或管路系统。

2.降低液体的流速，实现动能到压能的转化，并可减小液体流往下一级叶轮或管路系统的损失。

3.消除液体流出叶轮后的旋转运动，以避免由于这种旋转运动带来的水力损失。

本设计采用的压出室是蜗形体，即螺旋形涡室。

(一) 涡形体的各断面面积
涡室断面面积对泵的性能影响很小，对同一叶轮，如果涡室断面面积过小，则流量---杨程曲线变陡，最高效率点向小流量方向移动，效率降低，如果涡室断面过大，则流量---杨程曲线比较平坦，最高效率点向大流量方向移动，效率也降低，但在数值上要比涡室面积过小时降低值要少。

涡室断面面积的大小，由所选取的涡室流速决定，涡室各断面面积内的平均速度3V 相等且为：
gH K V 233=
式中：3K ——速度系数 查【《现代泵技术手册》关醒凡编著】 图
8-10当60=s n 时，48.03=K
H ——泵的扬程m H 78=
代入上式s m V /8.18788.9248.03=⨯⨯⨯=
根据60=s n 取涡室隔舌安放角 150=ϕ，共分8个断面，通过最大断面8的流量为：
s m s m Q Q /043.0/045.0360
15
3603603603308=⨯-=-=
ϕ 8断面的面积为：
222388230023.08
.18043.0cm m m V Q F ====
其余各断面面积按下式计算：
8
8
ϕϕϕF F = 式中：ϕ——断面包角()
（二）舌角3α的计算
舌角3α是在涡室第8断面的0点（即涡室螺旋线的起始点）处，螺旋线的切线与基园切线间的夹角。

s m u gH V t u /23.2326
.387.908.922=⨯==
式中：t H ——理论扬程
2u ——叶轮出口圆周速度
舌角 71218.023
.2383
.23===arctg arctg
α （三）涡室进口宽度3b
可以用叶轮出口宽度加叶轮前后盖板厚度，再按结构需要加必要的间隙即可，涡室入口宽度对泵性能没有明显的影响，但取的微宽些可改善叶轮和涡室的对中性。

一般取：
mm mm D B b 6.4225205.03005.0223=⨯+=+=
式中：2B ——包括前后盖板的叶轮出口宽度mm B 3022242=+⨯=
2D ——叶轮外径
实际绘型时mm b 443= （四）基圆直径3D
基圆直径不易太大，如果过大，叶轮与隔舌间隙就大，初增大泵的尺寸外，还将使泵的效率降低，但如果基园取得太小，在大流量工况时在泵舌处容易产生汽蚀，引起振动。

()()mm D D 25208.1~03.108.1~03.123⨯== ()mm 16.272~56.259=
取mm D 2603=
二.吸入室的水力设计
(一)吸入室的作用
吸入室是指泵的吸入法兰到叶轮入口前泵体的过流部分，吸入室的作用是将吸入管中的液体以最小的损失均匀地引向叶轮。

吸入室中的水力损失要比压出室的水力损失小的多，因此，与压出室相比，吸入室的重要性要小的多，尽管如此，吸入室仍是水泵不可缺少的部件，它直接影响着叶轮的效率和泵的汽蚀性能。

(二)吸入室的分类
吸入室有以下四类：直锥形吸入室、环形吸入室、半螺旋形吸入室、双吸泵螺旋形吸入室
1.直锥形吸入室常用于单级悬臂式泵中，它能保证液流逐渐加速而均匀地进入叶轮。

2.环形吸入室又叫同心吸入室，在接近入口处设有许多导向径，以防止液体在其中打转而产生预旋，常用于杂质泵和多级泵。

3.半螺旋形吸入室主要用于单级泵中和水平式开式泵等,能保证在叶轮进口得到均匀的速度场。

本次设计泵采用双吸泵螺旋形吸入室。

这种结构的吸入室水力性能好，结构简单，制造方便，液体在双吸泵螺旋形吸入室内流动速度递增，使液体在叶轮进口能得到均匀的速度，液体在双吸泵螺旋形吸入室水力损失很小，汽蚀性能也比较好。

第六章 水泵零件的强度计算
一.泵体强度计算
(一)壳体壁厚
因涡壳几何形状复杂,且受力不均,故难以精确计算,下面可以用来估计壁厚
[]
)(5.98066cm H H
Q S S d
σ⨯=
式中: H ——泵扬程(m)
Q ——泵流量(s m /3)
[]σ——许用应力(Pa) []()a KP 14710~9807=σ (铸
铁)
d S ——当量壁厚,按下式计算
2.70084.01545
++=
s s
d n n S 2.7600084.0601545
+⨯+=
454.33=
则[]
σ5.98066⨯=H H
Q S S d
140000005
.980667878
3600162454
.33⨯⋅
= mm cm 133.1==
(二)强度校核
用鲁吉斯方法进行校核,本方法假定最大应力发生在尺寸最大的轴面上,角度为m θ处
a KP P 800= m 026.00=γ m R 174.00=
m 012.0=δ m R 2.0=
15.0174
.0026
.00
==
=
R γα 17.2012
.0026.00===
δγβ ()
()
64.02
17
.215.027.01122
11242
42=⨯-⨯=⋅⋅-=β
αμK
()
()
()rad K m 3.164.02225
.12225
.13
123
12=⨯=
=
θ
1.轴面应力
KPa P u 1898515
.017.215.017.280000052.152.132
321=⨯⨯==αβαβσ
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛++=ααβαβαβσ5.141.061.0331P p
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯+⨯+⨯⨯⨯=15.05.115.017.241.015.017.261.015.017.28000003
3
KPa 14363=
KPa p u 333481436318985111=+=+=σσσ
2.圆周应力
3
12652.0αβα
βμσσP
u u -= 3
3317.215.015
.017.210800652.010*******.0⨯⨯⨯
⨯⨯-⨯⨯=
KPa 716.64-=
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-=332
241.0237.0αβαβαβσP P
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯-⨯⨯⨯⨯=3
323
17.215.041.015.017.2237.015.017.210800 KPa 624.1754=
KPa KPa P u 1690716.64624.1754222=-=+=σσσ
3.径向应力
KPa P 8003-=-=σ
25.0=μ
()KPa KPa u d 3354880025.03334831=-⨯-=-=σσσ
415.733548
24000
>===
d b n σσ （符合条件） 4.轴向变形
()0222
1122γαβμπ
E
P
-=∆
(
)
026.010
12810
80015.017.225.011229
3
2
2
⨯⨯⨯⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯-⨯=π
mm 179.0=
二.泵体法兰强度计算
泵体法兰中作用着三个力,如图所示
(一)由泵体内介质压力形成的力F,力F 使法兰的结合分开,作用在
距内壁2δ
处,其近似值认为等于
()N N N tP D F 31040108001.02
388.023=⨯⨯⨯==
式中：t ——把合螺栓间距（m ）
D ——泵体法兰内径 P ——泵体内压力
（二）结合密封力Q ，力Q 按直线分布，到a —a 截面终止。

因此，
a —a 截面是紧密配合的截面。

力Q 作用在离法兰外边缘2
n
m +处，
最危险的断面是过螺栓中心孔的断面。

弯曲应力是：()2
6b d t F n
-=
σ 法兰厚度为：()[]
()mm d t Fn
b 235
10
220014.01.003
.031040666
=⨯-⨯⨯=
-=
σ 对铸铁[]6
~5b
σσ=
三.键的强度校核
（一）叶轮与轴相连处的键
叶轮键尺寸：91407⨯⨯=⨯⨯h b l 轴径：mm d 45= 扭矩：m N M n ⋅=1.211 工作面的挤压应力：dhl M hl F n j 42
==
σ Pa 7
0.0009.0045.01
.2114⨯⨯⨯= []
()KPa KPa j 196133
~14710034749=<=σ
a —a 断面的剪切应力：KPa dbl M bl F n 7
0.0014.0045.01
.21122⨯⨯⨯===
τ []
()KPa KPa j 88260
~58940,11169=<=τ
则该键符合要求。

（二）电动机轴与叶轮轴相连处的键
键尺寸：101670⨯⨯=⨯⨯h b l 轴径：mm d 55= 扭矩：m N M n ⋅=1.211 工作面的挤压应力：dhl M hl F n j 42
==
σ Pa 07
.001.0055.01.2114⨯⨯⨯= []
()KPa KPa j 196133
~1471005.21932=<=σ a —a 断面的剪切应力：KPa dbl M bl F n 07
.0016.0055.01
.21122⨯⨯⨯===
τ []
()KPa KPa j 88260
~58940,6854=<=τ 则该键符合要求。

四.叶轮强度计算
（一）盖板强度计算
盖板中的应力主要由离心力造成的，半径越小的地方应力越大，叶轮简图如下：
1.叶轮外径：m D 25
2.02= 2.材料密度：3/7800m Kg =ρ
3.叶轮简图：m D x 09.0= s rad M P n /5.2601
.21155000===
ω 4.叶轮出口圆周速度2U 的值按下式计算：
s m gH K U U /3.40788.9203.1222=⨯⨯⨯==
式中：2U K ——出口圆周速度系数 根据比转数查《叶片泵设计手册》
图5-3得03.12=U K
5.在j D 和x D 处的应力近似用下式计算:
22
23.407800825.0825.0⨯⨯==u ρσ
[]KPa KPa 40000~4800010451=<=σ
6.按等强度设计盖板，盖板任意直径处的厚度x D 按下式计算
[]⎥⎥
⎦
⎤⎢⎢⎣⎡-⋅=4222222n
D D x e
σρωδδ
⎥⎥⎦
⎤
⎢⎢⎣⎡-⋅⨯⨯⨯⨯=409.0252.0105422607800227271828
.2004.0
mm 4=
式中：ρ——材料密度（3/m Kg ） []σ——许用应力 对钢[]4
~3s
σσ=
，对铸铁[]6
~5s
σσ=
s σ——材料的屈服强度()Pa
b σ——材料的抗拉强度()Pa
该盖板符合要求 （二）叶片厚度计算
根据叶片工作面和背面的压力差，可近似得出下面计算叶片厚度的公式：
mm Z H AD S 8.26
78252.01.32
=⨯⨯== 式中：H ——泵的扬程
Z ——叶片数
2D ——叶轮外径
A ——系数，与比转数和材料有关，查【《现代泵技术手
册》关醒凡编著，宇航出版社。

】表19-9取A=3.1
根据实际情况和铸造工艺要求取mm S 4=为合适。

（三）轮毂强度计算
1.热装叶轮轮毂和轴配合的选择
对一般离心泵，叶轮和轴是间隙配合，但锅炉给水水泵等有时采用过盈配合，为了使轮毂和轴的配合不松动，运转时离心力产生的变形应小于轴与轮毂配合的最小公盈。

离心力在轮毂中产生的应力亦可用下式计算，即
KPa u 104513.407800825.0825.022=⨯⨯==ρσ
轴与轮毂的配合：孔025.00+ 轴059
.0043.0++
最大间隙：mm 059.0max =∆。