毕业设计离心泵的水力设计

Abstract
摘要
把液体提升、运送液体或者是增加液体的压力是泵的主要作用，泵可以把原动机的机械能转变成为液体的能量。

在当今年代里，工业迅速的发展，使得具有多种优点的离心泵在国民经济快速发展中获得了极为广泛的应用。

离心泵的优点包括：可在多种场合使用、本身的体积小、结构简单、操作方便、流量均匀、不易发生故障、使用寿命长、购买费与操作费用低等。

在各个方面都会涉及到离心泵的使用，例如在能源、工业、农业，甚至在当今的军事领域很多都利用了离心泵的基本原理。

关键词：叶轮，密封，装配，泵体，吸水室，压水室
Abstract
Enhance the liquid, a liquid or a transporting fluid pressure increase is the main action of the pump, the pump of the prime mover can be transformed into mechanical energy in the energy of the liquid. In today's era, the rapid development of industry, making the centrifugal pump has many advantages gained an extremely wide range of applications in the rapid development of the national economy. Advantages of centrifugal pumps include: available in a variety of occasions, their small size, simple structure, easy operation, flow uniformity, less prone to failure, long life, low purchase costs and operating expenses. Will be involved in all aspects of the use of centrifugal pumps, for example in the energy, industry, agriculture, and even in many
1
Abstract
of today's military field use of the basic principle of centrifugal pump.
2
目录
目录
摘要 (1)
Abstract (1)
目录 (3)
引言 (6)
第1章离心泵的概述 (7)
1.1 离心泵的基本结构 (7)
1.2 离心泵的工作原理 (8)
1.3离心泵的拆装与装配 (9)
第2章离心泵的水力设计 (11)
2.1 泵的基本设计参数 (11)
2.2 泵的比转速计算 (12)
2.3 泵进口及出口直径的计算 (12)
2.4轴的最小直径 (12)
2.5 轮毂直径的计算 (13)
第3章叶轮的水力设计 (13)
3.1 确定叶轮进口速度 (14)
3.2 确定叶片厚度 (14)
3.3 叶片数Z的选择 (14)
3.4叶轮进出口直径的计算 (15)
3
目录
3.5 叶轮出口宽度 (15)
3.6 出口直径与安放角的计算 (16)
3.7叶片绘型 (17)
第4章径向力轴向力及其平衡 (18)
4.1 径向力及平衡 (18)
4.2 径向力的计算 (18)
4.3 轴向力及平衡及计算 (19)
4.4 轴向力的平衡 (20)
第5章泵零件选择及强度计算 (22)
5.1 叶轮轮毂的强度计算 (22)
5.2 轮毂热装温度计算 (22)
5.3轴的强度校核 (23)
5.4 键的强度计算 (24)
5.5 工作面上的挤压应力 (25)
5.6 切应力 (26)
5.7 轴承联轴器的选择 (26)
第6章泵体的厚度计算 (29)
6.1 蜗壳厚度的计算 (29)
6.2 中段壁厚的计算 (29)
第七章吸水室与压水室的设计 (30)
7.1 吸水室尺寸确定 (30)
4
目录
7.2 压水室的作用 (30)
7.3 蜗型体的计算 (31)
7.4隔舌起始角 (32)
7.5 蜗形体各断面面积的计算 (32)
7.6 扩散管的计算 (33)
第8章泵的轴封 (34)
8.1常用的轴封种类及设计要求 (34)
8.2 传统填料密封的不足 (34)
8.3 填料密封的结构改造 (34)
结论 (36)
参考文献 (37)
致谢 (38)
5
引言
引言
作为一种给流体提供能量的通用机械泵在各种场合都得到应用,其中离心泵的应用最为广泛。

离心泵的基本原理是通过利用离心力的作用使水体的压力增加从而使之流动。

具有扬程高、流量小的低比转数离心泵在化工、石油、制药、矿山和食品等许多领域得到了广泛地应用。

作为机械设计及其自动化专业的学生，离心泵的知识在我们的许多专业课程中都有涉及到，并且在我们所学的液压课中更是对离心泵的内容有了更详细的介绍。

通过老师的指导，以及老师对离心泵的多次拆装和多次的解说，对离心泵的基本结构与原理我们有了更进一步的了解。

通过查阅各种资料使我对离心泵在各个领域的应用，特别是在化工生产方面的应用有了更深刻的了解。

当然事物也不是没有缺点的，虽然离心泵因为所具有的的优点使其得到广泛的应用，然而它的缺点是不可忽视的。

因为泵工作时动力要求很大，因而它的震动幅度也很大，所以在工作期间出现很多的问题和故障，因此在我们充分的利用离心泵的优点致力于发展国民经济的时候不要忘记解决离心泵所存在的问题，只有这样才能提高离心泵的工作效率！
6
离心泵的概述
第1章离心泵的概述
1.1 离心泵的基本结构
离心泵的主要零件：泵体、泵盖、叶轮、轴承支架、填料与填料压盖等。

基旋转的叶轮与蜗牛形的壳是离心泵的基本零件。

图1-1离心泵
（1）按照叶轮的结构形式分为半闭式、闭式与开式叶轮，闭式叶轮用于传送干净的液体，半开式叶轮适用于传送固体颗粒与粘稠的液体，开式叶轮用于传送污水、沙及含纤维的液体。

图1-2叶轮
7
离心泵的概述
（2）传递机械性能的主要部件是泵轴，其通过联轴器与电动机相连接
（3）离心泵的主体叫泵体又称之为泵壳，它与轴承支架相连接起着固定支撑的作用
1.2 离心泵的工作原理
工作时的离心泵，电动机带动叶轮以1000~3000r/min的速度运动，这样就使得叶片内的液体做同样的旋转运动。

而且液体在离心力的作用下通过叶轮的中心向外缘作径向的运动。

当流经叶轮的过程中液体就获得了能量，离开叶轮的外缘高速进入到蜗形的泵壳中。

进入泵壳后，因为流体通道的加大而速度减小，这样使得部分动能变成了静压能，当到达一定的压强后顺着切向通道从压出管道流出来。

因此泵壳即是一个聚集由叶轮流出液体的部件，又是一个能量转化的装置。

当液体通过叶轮的中心向外缘甩出时，叶轮中心也因此变成真空状态。

因为离心泵的吸入管路一端与叶轮中心处相通，另一端则浸没在输送的液体内，在液面压力，通常为大气压与泵内压力即负压的压差作用下，液体经吸入管路进入泵内。

依靠叶轮的不断旋转，离心泵便不断地吸入和排除液体。

由此可知，离心泵工作的原理便是依靠高速旋转的叶轮所产生的离心力来实现液体的输送，而液体在离心泵中获得的机械能量最终则表现为静压能的提高。

我们应该清楚，当泵在启动前没有向里面注入液体时，因为空气的密度低，即使叶轮旋转由于其产生的离心力很小，叶轮内部产生的低压不足以汲取液体，这样即使叶轮在高速的旋转着也不会有液体由泵口流出，这充分说明泵没有自吸的能力，我们把这种现象称之为气缚，由此知道要想泵能够正常工作在开启泵之前要首先向泵内注入液体。

本次的设计是有关型号为ZA25-200的离心泵，通过对该泵的设计与分析，了解其工作原理，弄清有关泵的重要性能及其参数，这样有助于改善泵的性能，从而提高泵的效率。

针对目前由于离心泵的用途范围很广，在我国很多部分都会见到它，几乎是一种必不可少的给水设备。

打一个比喻，如果把水送水管网看成是人身上的血管系统，那么就可以把离心泵看成是输送血液的心脏。

8
离心泵的概述
9
1.3离心泵的拆装与装配
图1-3离心泵装配图
（一）离心泵的拆装
（1）把伸出一侧的轴承端盖上的螺栓与出水段、尾盖、轴承体三者之间的螺栓些卸下，这样就可以把轴承端盖、轴承体等轴承部件卸下；
（2）把轴上面的圆螺母卸下按顺序拿下轴承内圈、轴承压盖和挡圈，并随后卸下填料压盖、填料环、填料在内的填料体；
（3）依次卸下轴上的O
形密封圈、轴套、平衡盘和键后，卸下出水段、末
离心泵的概述
导叶、平衡环套等；
（4）卸下末级叶轮和键后，卸下中段、导叶，按此依次卸下各级叶轮、中段和导叶，直到卸下前级叶轮为止；
（5）卸下泵联轴器后，拧下进水段和轴承体的联接螺母及轴承压盖上的螺栓后，卸下进水段侧轴承部件；
（6）将轴从进水段中抽出，拧下轴上固定螺母，依次将轴承内圈、O形密封圈、轴套等卸下；
（7）采用滑动轴承的泵，其拆卸顺序基本相同，仅在拆卸轴承部件时略有不同。

（二）离心泵的装配
一般情况下离心泵的装配顺序与它的拆卸顺序是正好相反的。

在装配的时候要比在拆卸的时候更加的谨慎，这是由于装配时的直接决定了离心泵是否能够达到预计的效果而正常工作，除此之外装配的质量也直接决定了离心泵的使用寿命与工作时候的效率。

因此在装配时要严格按照要求进行。

其中有如下几点是装配时要注意的：
（1）零件的加工精度与表面粗糙度要保护好使其不被破坏，要注意碰伤与划伤的发生，其次在密封时多采用的密封件要保持干净整洁只有这样才能保证密封精度，均匀分布螺钉与轮拴使其受力均匀；
（2）泵的尺寸是按照规定进行设计的有一定的标准，因此其外形尺寸不能够随意的调整，因为随便改变泵的尺寸会影响泵的对中性从而影响泵的性能从；
（3）将泵装配好并且在未填入料之前，用手旋转泵的转子，看泵中的转子是否转动灵活，其中轴向的窜动量是否符合规定的要求；
（4）在确保一切检查合格后要对其进行填料。

10
离心泵的水力设计
第2章离心泵的水力设计
2.1 泵的基本设计参数
1）扬程H=35m
2）流量Q=15m3/h
11
离心泵的水力设计
12
3）工作介质为清水 4）必要空化余量NPSHr=4m 5）工作介质密度为ρ=1000kg/m 3
2.2 泵的比转速计算
此次设计的离心泵，转速为2950r/min ，其中比转速由下面的式子来计算 n s =
4
365.3H
Q
n ⨯⨯=
4
335
3600
/15295065.3⨯⨯=48.3
由上式可以得到n s =48.3
2.3 泵进口及出口直径的计算
通过查阅资料可以知道泵的进口直径D1为3m/s 左右，进口速度v 选v=2.1m/s ，，进口直径按照下式子计算 D 1=
s Q πv 4=1
.214.33600
/154⨯⨯=0.0503m
对于泵出口的直径D 2可以小于D 1，也可以等于D 1，
经圆整取D 1=50mm ，D 2=35mm 。

2.4轴的最小直径
d min =3.31][2.0974003
=n
P j τm
所用轴的材料选择3Cr13，在知道泵的最小直径后，参照结构泵的相似泵轴，画出轴的结构草图。

离心泵的水力设计
13
图2-1轴
2.5 轮毂直径的计算
此次设计的泵的型号为ZA25-200它是一种单机泵，由于单机泵在叶轮处的轴径d y 与联轴器内的轴径d min 相等。

轮毂直径d h 要确保在轴孔处开了键槽后还要存在一定的厚度，只有这样轮毂才有一定的刚度，直径按下式来计算，即
min min min 4.12.02d d d =⨯+
由于单级泵叶轮轮毂一般不通过叶轮进口，因此取
d h =(1.4~2)d min
取d h =1.5d min =46.95取整d h =45mm 。

第3章 叶轮的水力设计
我们常常用速度系数的方法或相似换算法来确定叶轮的尺寸，此次设计的ZA25-200型号的离心泵使用的是速度系数法来确定叶轮的尺寸。

叶轮的水力设计
14
3.1 确定叶轮进口速度
叶轮的进口速度可通过下式来得到
1.23510208.0200=⨯⨯==gH K v v m/s
其中0v K ——叶轮进口的苏速度， H ——单级扬程(m)。

3.2 确定叶片厚度
当叶轮在工作状态时，由于在叶片的上边同时作用着液体的反作用力与叶片因为旋转运动而产生的离心力因此叶片的受力情况是相当的复杂的，基于目前来说对叶片进行精确的受力分析是相当困难的，为此采用下面的经验公式来粗略的计算叶片的厚度。

0.18
351522.32
=⨯=⋅=Z H D K δmm 其中系数K 通过离心泵的比转速n s 与叶片的而确定下来的，通常取K=3.2。

最后经过综合的考略取叶片真实的厚度为3mm
3.3 叶片数Z 的选择
离心泵扬程的高低直接由叶轮叶片的多少来决定。

当叶轮的设计采用速度系数法时，因为该方法是根据现有泵的数据进行统计出来的，又因为现有泵的叶片数Z 和比转速n s 相关。

所以，可通过比转速n s 来确定泵的叶片数，经过查表以及综合考虑，取Z=8。

表3-1
叶轮的水力设计
15
在设计过程中在叶片数Z 过大时，可以让叶片包角小一些，或者是叶片出口角取大点；同样当叶片数Z 过小时，可以取叶片包角ϕ小一些，并且叶片出口角也应该小一些。

通常可取 110~85，经过综合的思考叶片包角取 85。

3.4叶轮进出口直径的计算
叶轮进口直径的计算
684551222
20=+=+=h j d D D mm
叶轮出口直径的计算
5.131003.4835.910035.92
12
12=⎪
⎭
⎫
⎝⎛⨯=⎪
⎭
⎫
⎝⎛=-
-s D n K
1522950
3600/155.1333
22=⨯==n Q K D D mm 3.5 叶轮出口宽度
叶轮出口宽度可以通过下面的公式来得到
35.01003.4864.010064.06
56
52=⎪
⎭
⎫ ⎝⎛=⎪
⎭⎫
⎝⎛=s b n K
9.30039.02950
3600/1535.035.033
2==⨯=⨯=m H Q b mm
综合考虑，选取b 2=5mm 。

叶轮的水力设计
16
3.6 出口直径与安放角的计算
出口角一般是选取的，如果需要精算D 2,应该先计算出口轴面处叶轮的速度。

042.290
.0005.014.315.095.03600
/15πb 2222=⨯⨯⨯⨯==
ψηD Q v v m m/s
叶轮出口速度计算
5.2360
2950
14.3152.060πn 22=⨯⨯==
D u m/s 叶片出口流面速度∞2u v
∞2u v =2u -2m v 2βctg =23.5-2.042 25ctg ⨯=19.1 m/s
理论扬程
8.4410
1.195.2322=⨯==
∞∞g v u H u t m 可以通过下式来计算圆周速度2u
s m tg tg gH tg v tg v u t m m /258.4410252042.2252042
.2222
222222=⨯+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⨯=+⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+=∞ ββ
叶轮出口直径D 2
162162.02950
14.325
60π6022==⨯⨯==
m n u D mm 通过上面的对比可以得出，精确的计算和与采用速度系法的计算两者之间发误差高于2%，所以修正，误差在2%之内，得出叶轮出口直径为150mm 。

叶轮的水力设计
3.7叶片绘型
对于离心泵而言当转速比n s小的时候，叶轮、叶片大部分会在轴面流道的其中的径向部位，他们的进口边分布在相同的轴截面上，由于叶片变形比较小，因此可以按照圆柱形那样来绘制叶片。

对于圆柱形叶片来说，其制造容易，绘制也比较简单，但它不像三角形叶片进口边来流是径向的，尤其是前端盖流线，进口边常常位于轴面的拐弯处，因此这样就使的安放角和相对水流角之间会有较大的不同，从而产生的冲击损失也很大。

对于一般的情况而言当比泵的转速小于90时，圆柱形叶片时可以选择的，三位扭曲叶片的采用情况是当比转速大于90时。

但有时会出于对铸造的要求，离心泵的比转速大于90时圆柱形叶片叶也是可以采用的。

可直接在平面图上绘制圆柱形的叶片，采用一个圆弧或者是多个圆弧来画叶片骨线，在此次的泵设计中利用的是两段圆弧。

17
轴径向力向力及其平衡
18
第4章 径向力轴向力及其平衡
4.1 径向力及平衡
蜗形压水室的离心泵处于最好工作状态时，压力大都是均匀分布在蜗室各断面中的此时所产生的作用力最小泵在此状态下工作效率最高而且使用的寿命也是最长的。

然而在泵的流量不位于最优工况时会使得蜗室中的液体速度变缓，这样就会使得液体从叶轮中流出时会对蜗室中的液体不断产生冲击力的作用，使得蜗室中的液体不断的集聚能量。

最优工况流量小于离心泵的流量时，正好与前面所说的情况不同。

正是由于离心泵的流量与最优工况时的流量不相等室因而就会存在一个力作用在蜗室上面。

根据力的作用方向我们把这个力称之为径向力。

由于在叶轮的周围液体分布的不均匀，就使得叶轮中液体的轴对称流动受到了严重的影响，在蜗室内压力大的地方叶轮周围的液体流出的就会少，相反在压力小的地方从叶轮流出的液体就会相对多一些。

正是由于叶轮周围液体流出量是不相同的，使得叶轮周围叶轮所受的动反力不相同，从而又会产生径向力。

4.2 径向力的计算
对于离心泵的压水室是蜗室的泵来说，径向力可以通过下面的式子来计算
6.2010005.0150.035080.081.91081.93322=⨯⨯⨯⨯⨯=⨯=b HD K F r r
其中 r F ——与设计工况相离的径向力 (N)；
2B ——前、后盖板的叶轮出口宽度，取 值为0.01140m ； r K ——实验系数，查取得 0.080。

叶轮的出口直径及出口宽度是正比径向力的。

这就使得径向力的大小随着
轴径向力向力及其平衡
19
泵尺寸的增加而增加，同样也会随着扬程的变大而加强。

产生的径向力则是互相平衡的。

虽然平衡径向力也可以使用导叶，但这样设计后会使得泵的设计变得相当的麻烦。

对于此次设计的ZA25-200单级离心泵，其产生的径向力不是平衡的，要想减弱或者是消除离心力的作用我们可以使用双蜗壳或者是加导叶来。

虽然在双蜗壳内，径向力并没有完全的被消除，相隔 180对称布置两个蜗室，这种布置会使得泵的设计变得相当复杂
4.3 轴向力及平衡及计算
当离心泵在工作的时候，做旋转运动的部件会受一个力的作用我们把这个力称之为轴向力。

这个力是很大的尤其是对于多级的离心泵而言。

主要由两部分构成离心力。

1)由 叶轮前后压力产生的轴向力F 1
()()
4281356.010*******.0068.04
14.34222
21=⨯⨯⨯⨯⋅-⨯=-⋅=
gkHi d D F h j ρπ 其中 D 1——进口处叶轮的直径(mm)； d h ——轮毂直径(mm)； H ——叶轮实际扬程(mm)； i ——叶轮级数(mm)；
k ——系数，n s =60~150时为0.6，当n s =150~250时为0.8。

2）在液体的作用下与叶轮动反力的计算
75.81.23600/151000002=⨯⨯===v q v q F v m ρN
其中——叶轮的质量流量(m3/s)； v 0——进口处叶轮的速度（m/s ）。

轴径向力向力及其平衡
20
3)总的轴向力
5.41975.842821=-=-=F F F N
通过计算我们可以知道轴向力的方向，其是指向入口方向的。

4.4 轴向力的平衡
平衡轴向力常常采用水力的方法。

其具体原理是能够是整个表面上的压力可以均匀的分布，或者是加一种系统来保证轴向力的平衡。

但就目前条件来说使轴向力完全的平衡几乎是不可能的。

所以要采用加之推轴承的方法来使轴向力达到预期的目的实现平衡。

对于此次设计的单级离心泵通过开平衡来实现轴向力的平衡。

开平衡具体的做法是对着叶轮入口的地方打上几个平衡孔，下图所示，这样就会使得盖板的前后是相通的。

这种做法的优点是结构十分的简单而且是非常容易实现的，然而缺点是加大了内泄露，与此也使水流在进口变得相当的混乱，这样泵的效率就被大大的降低了。

轴径向力向力及其平衡
图4-1平衡孔
21
泵零件选择极其强度计算
22
第5章 泵零件选择及强度计算
5.1 叶轮轮毂的强度计算
在叶轮工作时由于其作高速旋转运动因此会产生离心力的作用。

在离心力的作用下产生的圆周方向的应力为
6.35.237800825.0825.0222=⨯⨯==u u ρσMPa
叶轮材料为ZG1Cr13，3=S σ362Mpa
安全系数 3~25.1006.3362>===u s n σσ 经过上面的验算我们可以得出叶轮轮毂的强度满足要求
其中 u σ——轮毂内孔处的圆周方向应力（Pa ）
ρ——材料的密度（kg/m3）;
2u ——叶轮外径的圆周速度（m/s ）。

5.2 轮毂热装温度计算
轮毂在加热的过程中，内孔相应的增大并且应该为达到最大过盈量的1.5倍，这样就可以进行装配，我们把加热后的温度称之为热装温度，其计算如下。

t 1=20℃， deg)/1(101.116-⨯=α
其中 t ——热装温度（℃）；
t 1——室温（℃）；
泵零件选择极其强度计算
23
max D ∆——最大过盈量（cm ）；
m D ——轮毂的平均直径（cm ）；
α——叶轮的线膨胀系数（1/deg ）。

5.3轴的强度校核
1）转子的重量
因为此次设计的泵为卧式的那么转子的重量会产生径向力的作用，并且这种径向力的方向是固定的。

对于轴来说其重量可以看成是均布载荷，为了使计算简单，可以把轴变成几段相应的均布载荷也会变为集中载荷。

经过初步的估算叶轮的重量为260N 。

2）轴向力
作用在叶轮与平衡盘上的液体而产生的轴向力，在第二部分水利设计中已经计算过了。

叶轮上所受的轴向力F=419.5N 。

3）支反力
分别用R A 、R B 表示作用在两个轴承A 、B 上的支反力，假设其方向是向上的。

其中轴承A 和叶轮的距离是209mm ，俩轴承之间的距离为190mm 。

由受力平衡可知所有的支反力之和与径向力之和是相等的。

R A +R B -260=0
通过对B 点取矩可以得到下面的式子 ()019.0209.026019.0=++⨯-A R
解之得 R A =546N R B =-286N R A +R B -260=0
4) 弯矩图及扭矩图
泵零件选择极其强度计算
24
图5-1弯矩图及扭矩图
由上面的弯矩图我们可以清楚的知道轴承A 处位最危险的截面需要对其进行校核。

通过第三强度理论来对轴承A 处进行校核。

()3.283
85][7.34.244.231045*********==<=+⨯=+=-σσMPa T M W π 通过上面的计算结果可以得出这轴是满足校核强度的即可以安全
的使用。

5.4 键的强度计算
我们对键进行强度的校验其目的是：为了检测当键在传递扭矩的时候键的表面所产生的切应力于同键相接处的零件在传递扭矩的工作面上所产生的挤压应力是否可以满足规定的要求。

从而能保证在工作时可以达到预期的目的安全的运行。

对于普通平键（A ），键宽b=0.008m ，键高
h=0.008m ，键长L=0.025m 。

其结构可见下图.
泵零件选择极其强度计算
25
图5-2键的结构图
5.5 工作面上的挤压应力
键连接的零件与键传递扭矩时，挤压应力在工作面上需要满足下式：
][4j t j dhl M σσ≤=
其中 j σ——在工作面的挤压应力 (Pa)；
n M ——键与轴所传递的扭矩是相同的 (N·m)；
d ——在安装叶轮处时的轴径 (m)；
h ——键高(m)；
l ——键工作时的有效长度，015.0010.0025.0=-=-=b L l (mm)； ][j σ——许用挤压应力 (Pa)。

键采用的材料为45号钢材，所以][j σMPa 150=
把数据代入下式可以得到
泵零件选择极其强度计算
26
150][2.23015
.0008.0035.04.2444=≤=⨯⨯⨯==j t j dhl M σσMPa 通过上面的计算可以得出结论，该键是满足校核强度的，即当在工作时可以安全的运行。

5.6 切应力
键在工作时所产生的最大切应力其计算方法可以通过下式求得，
][2ττ≤=
dbl M t
其中 τ ——切应力 (Pa)；
b ——键的宽度 (m)； ][τ——材料的许用切应力，键的材料为45号钢材，所以取 。

MPa 60][=τ
把上面的数据代入式中可以得到
60][4.24015.0008.0025.04.2422=≤=⨯⨯⨯==ττMPa dbl M t MPa (8-16) 通过上面的计算结果可以得出键是满足校核强度的。

5.7 轴承联轴器的选择
通过查阅资料以及参考其它泵的结构，最终选用的轴承为：深沟球轴承，型号为6009型的，在使用时要求两个轴承要对称使用，其结构如下图所示。

泵零件选择极其强度计算
27
图5-3 6009型深沟球轴承
此次所设计的泵要求其能够全天24时无间断的工作，为了能够保证设计的泵可以实现这一要求，所选用的轴承要有足够长常的使用寿命。

尽管在布置上两轴承是成对使用的，但为了保证泵的安全共作还需计算轴承的使用寿命。

由于两轴承所承受的载荷不同，在计算时只对受力较大的轴承进行寿命的就算就可以。

由于7.0/=<e F F r a ，可以查得其径向系数56.0=X ，其轴向系数4.1=Y 。

所以其当量动载荷可通过下面的式子来得到
96.9042.59976.3054284.154656.0=+=⨯+⨯=⋅+⋅=a r r F Y F X P N 轴承的寿命通过下面的式子得到
600007000096.9042100029306010)(60103
66>=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯==εr r P C n L
通过计算可以知道选用的轴承是满足的要求的。

其中 C y ——额定载荷(N)；
P y ——当量动载荷(N)；
N ——电机转速（r/min ）。

泵零件选择极其强度计算
泵的设计中常常采用的联轴器有两种形式：第一种是爪形联轴器，第二种是柱销联轴器，此次设计ZA25-200离心泵采用的是第二种联轴器，其型号为B1101-6-20-35。

28
泵体的厚度设计
29
第6章 泵体的厚度计算
6.1 蜗壳厚度的计算
对于泵壳来说其形状是相当的复杂，而且当受到力的作用后期产生的应力将会更加的繁琐，基于目前的水平想要精确的计算其受力几乎是不可能的只能粗略的估计其受力情况，可以通过下面的经验公式对其进行估算。

设计的离心泵其Q=35m ，H=15m ，n=2930r/min ，蜗壳使用的材料为HT200，
2000][=b σkg/m 2,安全系数为n=4。

1.14
20005.188.367.17][5.18=⨯==σδp
D cm 其中 δ——壁厚（cm ）；
D ——内壁最大径向尺寸（cm ）；
p ——包括进口压力的设计点的压力（kg/cm 2）；
][σ——许用应力（kg/cm 2）.
6.2 中段壁厚的计算
当采用分段式多极泵时，很大的内压力都作用在最后一个中段上，在中段部位的承受的是内压，。

由于中段的形状是近似圆筒形的，我们可以把它看成是承受内压的薄壁圆筒这样就可以使运算简便。

由于此次设计的ZA25-200离心水泵是单级的它是清水离心泵，因此对内压的计算可以忽略内。

经过综合的考虑，采用类比的方法与其他IS 型泵的做对比，最终取中段壁的厚度6.0=δcm
吸水室与压水室的设计
30
第七章吸水室与压水室的设计
7.1 吸水室尺寸确定
我们通常把泵的进口法兰到叶轮进口前，泵体的过流部分称之为离心泵吸水室，离心水泵的抗风化性能很大程度山是受到吸水室的影响的。

锥管、环形与半螺旋形吸水室是我们常见的吸水室的三种形状。

此次设计的ZA25-200离心泵采用的是锥管形状的吸水室，这种形状的吸水室常常被用于单级悬臂离心泵上，通过对下图的观察不难看出该形状吸水室的明显特点是结构简单，除此之外它的水力性能也很好。

水流进入吸水室后由进口到叶轮出口速度无明显波动是均匀变化的，进出口直径相同，入口处的直径相对于出口直径大7%~10%，水流载入口的流速大约为3m/s ，允许存在 18~7锥度，由上就能够知道该吸水室的尺寸。

锥管吸水室的进口直径
()()44.736808.018.01=⨯+=+=j s D D mm
通过综合的考虑取D s =80mm 锥度取 15
则吸入长度
()4872
/=-= tg D D L j s X mm
经过综合的考虑，，取X L =60mm 。

7.2 压水室的作用
1）首先压水室先要把从叶轮中流出的液体收集起来这样就可以将液体输送到下一级叶轮；。