离心泵的水力设计

离心泵的水力设计离心泵叶轮设计步骤第一步：根据设计参数，计算比转速ns第二步：确定进出口直径第三步：汽蚀计算第四步：确定效率第五步：确定功率第六步：选择叶片数和进、出口安放角第七步：计算叶轮直径D2第八步：计算叶片出口宽度b2第九步：精算叶轮外径D2到满足要求第十步：绘制模具图离心泵设计参数作为一名设计人员，在设计一台泵之前，需要详细了解该泵的性能参数、使用场合、特殊要求等。

下表为本章中叶轮水力设计教程中使用的一组性能要求。

确定泵进出口直径右图为一台ISO单级单吸悬臂式离心泵的实物图和装配图。

对于新入门的学习者，请注意泵的进出口位置，很多人会混淆。

确定泵的进口直径泵吸入口的流速一般取为3m/s左右。

从制造方便考虑，大型泵的流速取大些，以减小泵的体积，提高过流能力。

而从提高泵的抗汽蚀性能考虑，应减小吸入流速；对于高汽蚀性能要求的泵，进口流速可以取到1.0-2.2m/s。

进口直径计算公式此处下标s表示的是suction（吸入）的意思本设计例题追求高效率，取Vs=2.2m/sDs=77,取整数80确定泵的出口直径对于低扬程泵，出口直径可取与吸入口径相同。

高扬程泵，为减小泵的体积和排出管直径，可小于吸入口径。

一般的计算公式为：D d=(0.7-1.0)D s此处下标d表示的是discharge(排出)的意思本设计例题中，取D d = 0.81D s = 65泵进口速度进出口直径都取了标准值，和都有所变化，需要重新计算。

Vs = 2.05 泵出口速度同理，计算出口速度= 3.10汽蚀计算泵转速的确定泵的转速越高，泵的体积越小，重量越清。

舰艇和军工装备用泵一般都为高速泵，其具有转速高、体积小的特点。

转速与比转速有关，比转速与效率有关，所以选取转速时需和比转速相结合。

转速增大、过流不见磨损快，易产生振动和噪声。

提高泵的转速受到汽蚀条件的限制。

从汽蚀比转数公式可知，转速n和汽蚀基本参数和C有确定的关系。

按汽蚀条件确定泵转速的方法，是选择C值，按给定的装置汽蚀余量或几何安装高度，计算汽蚀条件允许的转速，所采用的转速应小于汽蚀条件允许的转速。

汽蚀的概念水力机械特有的一种现象。

当流道中局部液流压力降低到接近某极限值(目前多以液体在该温度下的汽化压力作为极限值)时，液流中就开始发生空(汽)泡，这些充满着气体或蒸汽的空泡很快膨胀、扩大并随液流至压力较高的地方后又迅速凝缩、溃灭。

液流中空泡的发生、扩大、渍灭过程涉及许多物理、化学现象，会有噪音，振动甚至对流道材料产生侵蚀作用(汽蚀)。

以上这些现象统称为汽蚀现象。

汽蚀会导致泵的噪声与振动，破坏过流部件，加快腐蚀，性能下降等。

汽蚀一直是流体机械研究的热点和难点。

详情请查看汽蚀基本理论装置汽蚀余量计算NPSHa(NPSHa)设计要求中已经给出：3.3m泵的安装高度=得H g=6.29m汽蚀余量计算NPSHrNPSHr = NPSHa/1.3 = 2.54m泵汽蚀转速=822·一般的清水泵C值大致在800~1000左右，符合汽蚀条件。

比转速计算比转速（数）是从相似理论中引出来的一个综合性参数，它说明着流量、扬程、转数之间的相互关系。

同一台水泵，在不同的工况下具有不同的比转数。

一般是取最高效率工况时的比转速（数）做为水泵的比转速（数）。

第一章第五节中对比转速做了讲解，不再赘述。

您可以点击：比转速比转速计算公式本教程中设计实例的计算结果：ns=49.8计算比转速时，特别需要注意各参数的单位！！流量Q：m^3/s(双吸泵取一半)扬程H：m转速n：rpm在＝150~250的范围，泵的效率最好，当＜60时，泵的效率显著下降采用单吸叶轮过大时，可考虑改用双吸，反之采用双吸过小时，可考虑改用单吸叶轮效率计算泵内能量损失泵在把机械能转化为液体能量过程中，伴有各种损失，这些损失用相应的效率来表示。

为了提高泵的效率，必须分析泵功率的平衡情况，弄清其来龙去脉，为减少损失提高效率指明方向。

下面按能量在泵内的传递过程，逐一介绍泵内能量能量的损失。

机械损失△Pm和机械效率ηm原动机传到泵轴上的功率（轴功率P），首先要花费一部分去克服轴承和密封的摩擦损失△Pfd，剩下的用来带动叶轮旋转，但这部分机械能并没有全部作用给液体，其中一部分消耗于克服叶轮前后盖板表面和壳体间液体的摩擦，即为圆盘摩擦损失△Pd。

所以：△Pm=△Pfd+△Pd（称为输入水力功率）容积损失△Pv和容积效率ηv输入水力效率用来对通过叶轮的液体作功，因而叶轮出口处液体的压力高于进口压力。

正是由于这个压差的存在，会使通过叶轮的一部分液体从泵腔经叶轮口环间隙向叶轮进口逆流，即为口环泄漏。

这个泄漏是泵内的主要泄漏，记其泄漏量为q。

则：△Pv=ρgqHt其中：Qt—泵的理论流量（即没经过损失直接通叶轮的流量）Qt=Q+qHt—泵的理率扬程，它表示叶轮传给单位重量液体的能量。

水力损失△Ph和水力效率ηh。

通过叶轮的有效液体（除掉泄漏）从叶轮中接收的能量（Ht）, 也没有完全输送出去，因为液体在泵过流部分的流动中伴有水力摩擦损失和冲击、脱流，改向等引起的水力损失，从而要消耗掉一部分能量（用h表示）。

所以：△Ph=ρgQh其中：H—单位重量液体经过泵增加的能量Ht=H+h 泵的总效率：泵的机组效率：水力效率=0.848, 取0.85容积效率=0.952，取0.95机械效率圆盘摩擦效率：=0.844考虑轴承，轴封的损失，取0.82泵的总效率=h v m=0.85*0.95*0.82=0.66轴功率计算泵轴的直径应按照强度（拉、压、弯、扭）和刚度（挠度）及临界转速条件确定。

扭矩是泵最主要的载荷，开始设计时首先按扭矩确定泵轴的最小直径，通常是联轴器处的轴径。

轴功率得，N=9.17kW配套功率N'=KN = 1.2×9.1 = 3.43kW·K是工况变化系数，取1.1~1.2扭矩得M n = 36.22 (Nm)最小轴径得d= 17, 取20mm·[τ]是泵轴材料的许用切应力(单位：),对于普通优质碳钢可取[τ]=，对于合金钢[τ]=计算叶轮主要外形尺寸叶轮进口几何参数对汽蚀具有重要影响，叶轮出口几何参数对性能（H, Q）具有重要影响，而两者对效率均有影响。

下图表示的是穿轴和悬臂叶轮几何参数形状和主要参数尺寸参数。

叶轮进口直径因为叶轮分为有轮毂和没有轮毂两种类型，为此引出叶轮进口当量直径。

按以为半径的圆管断面积等于叶轮进口去掉轮毂的有效面积。

K0=3.54, D0=54mm然后计算叶轮进口直径本设计方案中，d h = 0, D0 = 54mm叶片数叶片数一般根据比转速来选取，见下表。

一般为5-7枚。

理论计算可以参考《现代泵技术手册》。

叶片数选取表本设计取Z=6。

出口安放角出口安放角的选取范围一般为15-40度。

理论计算可以参考《现代泵技术手册》。

出口安放角的取值需要综合考虑其他参数，因为各个参数是互相影响的，也需要考虑性能曲线的要求。

下图是不同叶片数和出口安放角组合对关死点影响的经验曲线，可供大家参考！叶轮出口宽度根据统计资料，出口宽度可以根据下式进行初步计算。

第一种经验方法第二种经验方法本设计中b2取7mm。

对于低比速泵考虑到铸造工艺，一般都在计算值上适当加大。

计算叶轮主要外形尺寸叶轮外径D2第一种计算方法：第二种计算方法：根据统计资料，叶轮外径可以根据下面两种计算方法进行初步计算。

叶轮进口直径与外径的比值推荐相似换算这种方法很简单，也很可靠，其作法是选一台与要设计泵相似的泵，对过流部分的全部尺寸进行放大和缩小。

这里仅介绍叶轮部分。

其步骤为：（一）按设计泵的参数计算比转数();（二）选择模型泵，对模型泵的要求是：1模型泵的与设计泵的相等或相近；2模型泵的效率高（高效范围广），抗汽蚀性能好，特性曲线形状符合要求；3模型泵的技术资料齐全可靠；4为了不失去相似性，希望实型和模型雷诺数之比=1.0~1.5的范围内式中—叶轮外径（m）；—叶轮出口圆周速度（m/s）；—输送液体的运动粘性系数（）（三）求尺寸系数由相似定律，假定模型泵和实型泵的容积效率、水力效率相等，则有，or，用上面两式计算的值可能稍有不同，在此情况下可取较大的值或者两者的平均值作为换算用的值。

（四）计算设计泵的尺寸把模型泵过流部分的各种尺寸乘以尺寸系数，则得到设计泵过流部分的相应尺寸。

设计泵的叶片角度应等于模型泵的相应角度，即叶片厚度和某些间隙，有时不能采用相似换算值，课根据具体情况确定。

（五）换算设计泵的性能曲线在模型泵性能曲线上取若干个点，按相似条件换算成设计泵相应点的参数，并绘出相应的性能曲线。

（六）绘制设计泵的图纸按换算得到的尺寸和角度，考虑具体情况对叶片厚度、密封间隙等作适当修改，绘出设计泵的图纸。

叶片剪裁图也可在保证换算得到的主要尺寸下，重新绘制（详见叶片绘型部分）。

相似换算相似设计法应注意的问题效率修正问题通常，在相似设计中认为模型泵和实行泵的效率相等，实际上由于大泵和小泵（相似泵）流道相对粗糙度、相对间隙和叶片相对厚度等不同、大泵的水力效率、容积效率比小泵高，机械效率也稍高些。

所以，当相似泵的尺寸相差较大时，应考虑尺寸效应的修正。

考虑尺寸效应的尺寸系数可按下式计算式中—未考虑尺寸效应的尺寸系数；—实行泵系数；—模型泵系数；式中,——模型和实型叶轮入口直径(cm)也可按下式计算式中Q—泵流量（）；—泵转速（）。

下面列出常用的模型和实型泵效率的换算公式：普费莱德尔公式（水力效率），其中苏尔泰公司公式，相似换算修改模型问题如现有的模型很好，但与设计泵的不同，当相差不多时，可以对模型泵加以修改，从而改变模型泵的性能参数，使模型泵的设计泵的相等。

然后按修改的模型尺寸和性能进行相似的换算。

为此，可按下述两种情况对模型进行修改。

保持不变,改变流道宽度保持和叶片的形状不变，均匀移动前盖板的位置，当流道宽度变化时，假设流量变化后轴面速度保持不变。

因为当宽度增加时，进口直径增加，前盖板流线的进口速度三角形如图所示，进口冲角和相对速度增加，即，。

因为增加，抗汽蚀性能可能有所下降。

假定均匀分布，流量的变化为因为、、不变，而扬程可写为所以扬程保持不变，功率的变化为比转数的变化为,改变出口直径改变后，认为，，则,相似换算关于汽蚀相似两台泵相似，从理论上讲或值相等，由此可求得设计泵的汽蚀余量。

实际上泵要做到进口相似是很困难的。

而且泵进口几何参数对汽蚀的影响十分敏感，所以当尺寸和转速相差较大时，换算汽蚀性能的误差增加。

和越大，泵实际的值比换算值高。

故小泵或转速低的泵换算为转速高的泵，大泵或转速高的泵的实际是抗汽蚀性能比换算的值高。

反之，从大泵或转速高的泵，换算为小泵或转速低的泵，其抗汽蚀性比换算值低，因而是不可靠的。