710 离心式渣浆泵结构设计

摘 要
离心式渣浆泵广泛应用于煤炭、矿山、冶金、电力、水利、交通等 部门，主要进行静矿、尾矿、灰渣、泥沙等固体物料的水力输送，但其 过流部件的磨损相当严重，其主要破坏形式为过流部件洞穿和变形，过 流部件的严重磨损，恶化了泵内流动特性及外特性，缩短了泵的实际使 用寿命，使生产效率降低，加大耗能和设备的投资，进而影响生产的发 展。

因此所设计的渣浆泵中采用多叶片数来减少单个叶片的磨损，适当 的增加过流部件的厚度并采用高硬度的耐磨材料来来减小磨损， 将叶轮 入口的后盖板设计为凸出的、由光滑圆弧组成的轮毂头。

采用填料密封 来防止高压液体从泵中漏出和防止空气进入泵内并用背叶片来平衡轴 向力。

本设计详细介绍了渣浆泵的总体结构，工作原理和结构设计。

关键词：叶轮 背叶片 填料密封
Abstract
The slurry pump is the extensive applying in the coal, mineral mountain, metallurgy, electrical, water conservancy, transportation and so on. It is main to proceed the water power of the static mineral, tail mineral, ash grain, sediment solid material transportation. But its very serious over the abrasion that flow the parts. Its main breakage form is over flow the parts penetrate with transformation. Over serious abrasion that flow the parts，it is worsening the pump inside flows characteristic and outside characteristics, shorting the actual service life of the pump and making production efficiency lower, enlarging consumes the investment of the equipments, and then affecting the development of the production. It adopt many leaf's number to reduce the single abrasion of leaf's slice for this designing slurry pump, also increased combines over the thickness that flow the parts the high degree of hardness in adoption bears to whet the material to come to let up the wear and tear, and empressed an entrance covers plank design as to bulge and smooth hubcap head . Adopted the filler which is sealed completely to prevent the high pressure liquid to leak from the pump with keep air from entering to pump the inside counteract to carry on the back leaf's slice to equilibrium stalk face dint. This design was detailed to introduce the total construction that slurry pump, the work principle designs with the construction.
Key words : impeller auxiliary impeller the filler seals
目 录
摘要 (Ⅰ)
Abstract (Ⅱ)
一般部分
第 1 章 概论 (1)
1.1 泵的定义及其用途 (1)
1.2 泵的分类 (1)
1.2.1 叶片式泵 (1)
1.2.2 容积式泵 (1)
1.2.3 特殊类型的泵 (2)
第 2 章 泵的结构设计与计算 (3)
2.1 泵基本参数的确定 (3)
2.1.1 泵吸入口和排除口的确定 (3)
2.1.2 轴径的初步计算 (3)
2.2 叶轮的水力设计 (5)
2.2.1 叶轮的主要参数的选择和计算 (5)
2.3 压水室的设计 (14)
第 3 章 径向力与轴向力的平衡 (20)
3.1 径向力及其平衡 (20)
3.2 轴向力及其分 (21)
3.3 轴向力的平衡 (23)
3.4 用背叶片平衡轴向力 (23)
第 4 章 离心泵主要零部件的强度计算 (25)
4.1 引言 (25)
4.2 叶轮的强度的 (25)
4.2.1 叶轮强度计算 (25)
4.2.2 叶片厚度的计算 (26)
4.2.3 轮毂强度的计算 (27)
4.3 泵体强度的计算 (28)
4.4 泵轴的校核 (29)
4.4.1 按扭转强度校核 (29)
4.4.2 按弯扭合成强度条件计算 (29)
4.4.3 校核轴的强度 (31)
4.4.4 按疲劳强度条件进行精确校核 (31)
4.4.5 按静强度条件进行校核 (35)
4.4.6 轴的刚度校核计算 (35)
4.5 键的校核 (35)
4.5.1 键的剪应力校核 (35)
4.5.2 键的挤压切应力的计算 (36)
第5章 渣浆泵零部件的选择 (37)
5.1 选用渣浆泵零部件的重要性 (37)
5.2 轴封结构的选择 (38)
5.2.1 常用的填料 (38)
5.2.2 填料函结构尺寸的确定 (38)
5.2.3 填料密封安装技术要求 (40)
5.3 轴承部件的选择 (40)
5.3.1 滚动轴承的润滑及轴承结 (41)
5.3.2 滚动轴承安装时的问题 (41)
第 6 章 渣浆泵装配及运转的注意事项 (42)
6.1 装配时的注意事项 (42)
6.2 运转时的注意事项 (42)
6.3 维护和保养 (43)
6.3.1 轴封的维护 (43)
6.3.2 叶轮的调节 (43)
6.3.3 轴承组件 (44)
第 7 章 经济分析 (45)
结论 (46)
参考文献 (47)
专题部分
固液两相流离心泵磨损机理和叶轮的设计 (49)
附录 1 外文翻译
1.1 外文翻译 (55)
1.2 外文原文 (68)
致谢 (69)
一般部分
第 1 章 概论
1.1泵的定义及其用途
“泵”这个名词本身的意义说明其作用是用来提水，而且在很 长的一个时期，这是它的唯一的用途。

然而现在，泵的应用范围非 常的广泛而且多方面，以致把泵说成是提水的机器就显得很片面。

出城市和工业供水外，泵还用于灌溉、水力蓄能、给水、运输。

现 在有热电厂用泵、船用泵、化工、石油、造纸、泥煤以及其它工业 用特殊型式的泵。

在很多的机器中，采用泵作为辅助装置，以保证 润滑。

泵是应用最广泛的的机器之一，而且各种泵的结构是是极为 多样的。

因此，泵的定义可以说成是把原动机的机械能转换为所抽 送液体的能量的机器。

1.2泵的分类
1.2.1 叶片式泵
1、叶片式泵
叶片式泵是由装在主轴上的叶轮的作用，给液体
以能量的机器。

按其作用原理可作如下分类：
（1）离心泵： 离心泵主要是由离心力的作用，给叶轮内的液 体以压力能和速度能，进而，在壳体或者导叶内，将其一部分速度 能转变成压力能，进行抽送液体的泵。

（2）轴流泵：轴流泵是由叶片的升力作用，给叶轮内液体以压 力能和速度能，进而，通常是在导叶内，将其一部分速度能转变为 压力能，进行抽送液体的泵。

（3）混流泵：混流泵是介于离心泵和轴流泵之间，它是由离心 力和叶片升力的作用，给叶轮内的液体以压力能和速度能，进而， 在导叶内，将其一部分速度能转变成压力能，进行抽送液体的泵。

1.2.2 容积式泵
1、容积式泵
是由活塞、柱塞、以及转子等的排吸作用，进行抽送液体的机 器。

容积式泵大致分为往复泵和转子泵。

（1）往复泵：往复泵是由柱塞等的往复运动，进行排送液体。

其类型有：活塞泵、柱塞泵和隔膜泵。

（2）转子泵：转子泵是由旋转运动进行排送液体液体的泵。

下 列泵属于转子泵：齿轮泵、螺杆泵、凸轮泵、滑片泵。

1.2.3 特殊类型的泵
1、特殊类型的泵
这类泵是指叶片式泵和容积式泵以外的特殊的泵。

主要由以下 几种：旋涡泵、空气扬水泵、射流泵、粘性泵、电磁泵.
第 2 章 泵的结构设计与计算
2.1泵基本参数的确定
2.1.1 泵吸入口和排除口的确定
1、设计给定的基本参数是转速 n =63m 3 /h
2、泵吸入口和排除口的确定
泵吸入口的确定主要取决于吸入管内的流速 V 0 。

如果 V 0 选取
过小， 则泵的体积增大， 并可能影响泵的效率以及造成吸入管堵塞， 而V 0 选取过大则会影响泵的的吸入性能并使磨损增加。

取V 0=3.5m/s
D = 0
4 V Q p = 3600
5 . 3 63 4 ´ ´ ´ p =79.8 mm 式中 D ——吸入口径(mm)
Q ——流量(m 3 /h)
V 0——吸入管内的流速(m/s)
根据法兰连接取标准入口 D =80mm。

一般来说，低压泵的吸入口径和出口直径是相等的，但是在压 力较高时，出于对管路系统投资经济性的考虑，泵的吸入口径大于 泵的吐出口径，一般由以下经验公式计算：
D ¢=(1—0.7)D
式中 D ¢——吐出口径(mm)
故 D ¢=80—56
取标准直径 65 mm
比转数 n s =3.65´n ´Q 0.5 /h
0.75 =50
2.1.2 轴径的初步计算
根据给定的设计参数确定泵的转速、比转数、级数和结构形式 后，必须求出轴径和轮毂直径才能进行水利元件的设计。

、
首先求出轴功率，由以下公式：
N e = 1000 QH g = 1000 gQH s r = 3600
1000 35 63 8 . 9 10 6 . 4 3 ´ ´ ´ ´ ´ =2.76kw 式中 H ——扬程(m)
s r ——介质密度(kg/m 3 )
g ——重度(N/m 3 )
N e ——有益功率(kw)
由公式 h = N
N e ³62% 式中 h ——传动效率
N ——轴功率(kw)
N £ h e N = 62
. 0 76 . 2 =4.45kw 取 N=4.45kw 则电动机功率 N d = kN h
式中 N d ——电动机功率(kw)
k ——功率富裕系数，一般 k 取 1.1 —1.2（功率大使取
小值）
h ——传动效率，皮带传动为 0.95—0.98，直接传动时 为 1。

而渣浆泵选用皮带传动，因为可以更换皮带直径来较方便的改 变泵的转速，同时防止泵的渣浆体损坏泵。

所以 N d = h kN = 96
. 0 5 . 4 2 . 1 ´ =5.56kw (k 取 1.2，h 取 0.96) 从《机械零件》可以查得，可按下式计算泵轴传递的扭力矩
M = n N d ´ 97360 = 1480
56 . 5 97360´ =365.76kg•cm 由扭矩初步计算最小轴径，由材料力学可知
d = 3 ]
[ 2 . 0 p M ´ 式中 [p]——材料的许用切应力(kg•cm)
d ——最小轴径 cm.
由于泵轴的材料为 45 号钢调质处理，查得许用应力为 50—60
MPa,这里取[p]=50MPa
d = 3 ]
[ 2 . 0 p M ´ = 3 500 2 . 0 76 . 365 ´ =1.47cm 由于泵在运行中，除了承受扭矩外，还承受由涡室产生的径向 力， 叶轮自吸及其由静不平衡所引起的离心力， 均会使轴产生弯曲， 所以按扭矩公式计算的最小轴径并非实际的最小轴径。

因此初选轴 径 35mm。

2.2叶轮的水力设计
2.2.1 叶轮的主要参数的选择和计算
H R 为扬程比，如果用 H 表示泵抽送清水时的扬程，H m 表示抽送
固液两相液体时的扬程，则 H R = H
H m ，当泵抽送固液两相液体时，影 响泵的因素很多，如泵的流量、转速、叶轮直径、固体浓度、固体 颗粒直径、固体密度、固体颗粒粒度分布、混合物的粘性系数等等， 但一般认为其中最主要的影响因素有固体浓度、颗粒当量直径和固 体密度。

几个主要经验公式列于下表 2-1：
表 2-1 作 者
H R 表 达 式 CA VE
0.0385´C w (S­1) ´( S 4 +1 )L n (44d) VOCADLO C v ´( S­1 )[0.167+6.02 2 5 0 ) 1 ( D
S d - ´ ] BURGESS
1­1(1­ C v ) n ; n=n(d,r ) SELLGREN 0.32C w0.7C D0.25(S­1)07
何希杰给出了 BURGESS 公式中的 n 的经验公式：
n =(0.21+ 35
. 15 d L n )´S 式中 d ——为固体当量直径(mm)
计算得 S =4.4
由公式
S=
r
r m 式中 r ——液相密度
r m ——固相密度
可得r m =4.4´10 3
1、叶轮的进口直径 D 0
在叶轮的进口处有
V f -V s =U ei ……………………………( 1 )
式中 V f ——液相速度(m/s)
V s ——固相速度(m/s)
U ei ——临界沉降速度(m/s)
根据瓦斯普提的计算公式可求得：
U ei =
di
m si C d g ´ ´ - ´ ´ ´ r r 3 )
1 ( 4 ………………(
2 )
式中 C di ——固体颗粒阻力系数，一般取 C di =0.2；
d si ——固体颗粒的当量直径（m）
d si =C ´ C ´D
e ……………………………( 3 )
式中 C ——系数，一般取 C=0.2
D e ——水流当量直径(m)
D e =K Be 3
n
Q
…………………………………( 4 ) 式中 K Be ——修整系数，K Be =3.5—4.5 取 K Be =3.5 将（4）、（3）、代入（2）可解出临界沉降速度 U ei .
D e =4´ 3
1480
3600 63
´ =0.091
d s i =0.2 2 . 0 ´ ´0.094=0.0084 U ei =
2
. 0 1 3 )
1 4 . 4 ( 0084 . 0 8 . 9 4 ´ ´ - ´ ´ ´ =1.37m/s
水的畸变速度 V f 可由下式计算
V f = 2
4 e
f
D Q ´ ´ p ……………………………… （ 5 ） 式中 Q f —水的流量(m 3
/s)
Q f =(1-C v )Q…………………………………( 6 )
将（6）代入（5）可求得 V f ,将 U ei 、V f 代入（1）可求得固体 颗粒速度 V s 。

Q f =(1-0.2)´63=50.4
V f = 3600
) 09 . 0 ( 4
. 50 4 2 ´ ´ ´ p =2.02m/s V s = V f -U ei
=2.02-1.37
=0.65m/s
叶轮进口处固体流动的当量直径：
D s =
s
V Q
´ ´ p 4 …………………………………( 7 ) 式中 Q s —固体的流量（假定）
Q s =Q-Q f ………………………………………( 8 ) D s =
3600
65 . 0 )
4 . 50 63 ( 4 ´ ´ - ´ p =0.082
叶轮进口处液体流动的当量直径：
D f =
v
f f
V Q h p ´ ´ ´ 4 ……………………………( 9 )
式中 v h —泵的容积效率，可根据比转数 n s 和流量 Q 查得，
v h =0.96，代入（9）
D f =
96
. 0 3600 02 . 2 14 . 3 4
. 50 4 ´ ´ ´ ´ =0.0959
叶轮进口直径可用下式计算：
D 0 = 2
2 f s D D + …………………………
（ 10 ） = 2 2 ) 0959 . 0 ( ) 082 . 0 ( + =0.127m
圆整取 D 0=130mm
2、叶片进口 D 1 直径可用下式计算
一般情况下，流道中心线上叶片进口直径可用下式进行计算：
D 1=kD 0…………………………………… （ 11 ）
式中 k ——系数，k=0.8—1.0，低比转数叶轮取大值，计算得 D 1=114mm。

3、叶片数 N
一般取取 N =3—5， 从实际经验来看， 为改善渣浆泵的通过性能， 应尽量取 N =5。

4、叶轮出口直径 D 2 ：
叶轮出口直径 D 2 的大小不但直接影响泵的扬程，而且对泵的效 率也有很大的影响，因为压力室的水力损失大小直接与叶轮出口的 绝对速度有关。

为了减小压水室的水力损失，应当在在满足设计参 数的条件下使叶轮出口的绝对速度最小，并以次来确定叶轮的出口 直径 D 2。

查资料的经验公式来确定 D 2： 对于 N =5, D 2=8.91( 100 s
n ) -0.585 D u
对于 N =4, D 2=9.23( 100
s
n ) -0.474 D u
对于 N =3,
D 2=9.6( 100
s
n ) -0.525 D u
D u = 3
n Q = 1480
3600 63
´ =0.023m 所设计的渣浆泵的 N=5
D 2=8.91( 100
50 ) -0.535
´0.023
=0.296m
圆整取 D 2=300mm
5、叶片的进口宽度 b 1 出口宽度 b 2
渣浆泵叶轮叶片一般作成等宽度叶片，主要考虑固体颗粒的通 过性能，为了考虑固体颗粒堵塞流道和减轻磨损，所设计的渣浆泵 叶片出口处的宽度 b 2 略大于 b 1，一般 b 2 可用下式进行计算：
b 2=k b2 c
v k C - 1 ) -
6 1 ´ 3 n Q ………………………( 12 )
式中 k b2—系数，k b2=1.35—1.85，轻型渣浆泵取小值，重型
渣浆泵取大值。

k c =C v +(1- C v ) f
s V V ´
=0.2+(1-0.2) ´ 02
. 2 65 . 0 =1.13
b 2=1.5´( 13 . 1 2 . 0 1- ) - 6 1 ´ 3
1480
3600 63 ´ =36mm
b 1=1.2´36=44mm
6、叶片进口安放角 1
b b 1=b ′+ b
D 式中 b ′——入口液流角
b D ——冲角， 一般取 5 o —10 o
,主要考虑提高泵的吸入性
能和通过性能。

b ′可由下式进行计算：
tg b ′= 1
11
m u V
u V - 式中
u 1 ——计算点液体的圆周速度(m/s)
V u1 ——计算点液体绝对速度的圆周分量(m/s) V m1——计算点液体的轴面速度(m/s)
对于直锥形吸入室 V u1=0
u 1= 1
60
D n p =
3.140.1141480 60
´´ = 8.83 m/s V m1=
0 1
1 1 h f p b D Q
式中 0 h —容积效率，一般取 0.9—0.95，这里取 0.9
1 f —排挤系数，取 1 f =1-0.04 N =0.8
所以
V m1
= 3600
9 . 0 8 . 0 44 . 0 114 . 0 14 . 3 63
´ ´ ´ ´ ´ =1.698m/s
tg b ′= 83
. 8 698 . 1 =0.19
所以b ′=10
o
1 b = b ′+ b
D =10 o +15
o
= 25
o
7、叶片出口安放角 2
b 在确定叶片出口角时应考虑泵的比转数、对特性曲线形状的要
求以及流道的扩散程度等。

一般取 2 b =20 o —30 o ,取 2 b =20 o。

8、叶片包角j
为保证叶片安放角线性变化，或者变化较为平缓，包角j 对应 不同比转数的泵有不同的最佳值。

由两相流理论推导出的计算式在 实践中的效果良好，可以满足泵的要求。

j =j o +D j
式中 D j =3 o —10
o
j o = p
b b 2 360 ln
2 2 1 1
2 ´
+tg tg r r 式中 r 1 ——叶片出口直径（mm）
r 2——叶片进口直径(mm)
j o =130 o
9、叶片厚度 2
d 通常取 2 d =2—4mm.取 2 d =4mm 计算叶片出口圆周厚度d ：
d = 2
d 2
2 2 2 sin 1 l b ctg + 式中
2 l ——叶轮出口轴面截线与流线的夹角，常取 2 l =70 o
—
90 o ,取 2 l =80
o d =4
o
o
ctg 80 sin 20 1 2 2 + =11.87mm
10、前、后盖板的形状和厚度
叶轮的盖板的磨损较为严重，尤其是后盖板与叶片进口边相交 处，暂取前、后板的厚度均为 8mm，设计叶轮入口处前盖板的轴面 为一个圆弧，可有效减小脱流，并减小渣浆对后盖板的冲击。

叶轮 入口后盖板处的形状对减小该处的磨损有明显的影响。

高硬度耐磨 材料，叶轮入口后盖板应该有凸出的、由光滑圆弧形成的轮毂头。

11、叶片绘图
当叶轮主要几何尺寸确定后，即可进行叶片绘型。

叶片采用变 角螺旋线型，其特点是数学模型简单，叶片包角可自由选择，并在 任意包角下保持叶片角的均匀变化，便于优化设计，其线型符合叶 轮中固体的运动的轨迹，损失小，磨损均匀，是目前最新型的圆柱 型叶片。

其数学表达式：
r=r 1 ] 1 [
1 1
2 b j q b b q tg k tg tg k
e
+ ÷ ÷ ø
ö ç ç è æ + -
式中 k = 1
ln )
( 1
1
2 1 2 - - - b j b b tg r r tg tg 1 b =25
o
2 b =20
o
r 1 ——叶片出口直径 r 2 ——叶片进口直径 j ——叶片包角 计算得 k =0.55
因此
r=57 ]
466 . 0 130 06 . 0 [ 1 55 . 0 + ÷
ø
ö
ç è æ - k
o e
q q 将包角六等分
1 q =21.67 o
2 q =43.3
3 o 3 q =65
o
4 q =86.67 o
5 q =108.33
o
分别带入公式得： 1 q r =50mm 2 q r =58mm 3 q r =70mm 4 q r =116mm 5 q r =148mm
根据以上的数据绘叶片投影如下：
12、背叶片的设计：
（1）背叶片的作用： 背叶片可减小填料处的压力，有利于填 料密封，并可以减小泵的轴向力。

（2）背叶片的片数： 背叶片通常取 8—13 枚，或者为叶片数 的两倍，由于叶轮片的数目为 5，因此取背叶片的数目为 10。

（3）背叶片高度：通常为了保证泵的性能，将前端间隙调至 最小，这样，后背叶片与后盖板的间隙增大，为了使后背叶片有较 好的密封效果，其高度应较前背叶片大，一般为前叶片的高度的两 片以上。

背叶片出口附近的线速度及浓度较高，为了减小该处与对 应的前后护板处的磨损，背叶片出口附近有一定的倾斜度，倾斜范
围又叶轮半径的 3 2 到叶轮外圆，出口处背叶片的高度为总高度的
2
1
到 3
2。

故后背叶片的高度：h 1=(0.2—0.45)b 2
b 2 =36mm,取 h 1 =10mm 前背叶片的高度：
h 2 = (0.5—0.35) h 1
图 2—1 叶片投影
取 h 2 =4mm
（4）背叶片的形状：设计采用楔形的平面形状。

（5）背叶片的宽度：背叶片的宽度取 6mm 。

（6）背叶片的磨损：由于叶片的转动，背叶片的区域内不会
出现大颗粒固体，但细小的颗粒浓度随半径增大而增加，所以背叶 片的厚度由小半径到大半径递增，背叶片的磨损比叶片磨损轻，可 较薄，叶轮前端间隙磨损后，泄露量会增加，前背叶片区域也会出 现大颗粒固体，加快背叶片的磨损，所以所设计前背叶片的厚度比 厚背叶片的厚度大。

2.3压水室的设计
（1）基圆直径 D 3
D 3=（1.05—1.20）D 2 故取 D 3=330mm （2）进口宽度 b 3：
b 3 =（b 2+ 1 d + 2 d ）+C 1
= (36+8+8+14)+20
= 86mm
式中 1 d ， 2 d ——叶轮前后板的厚度，包括前后背叶片的厚 度。

C 1 ——系数，C 1=5—20，渣浆泵取大值。

（3）隔舌安放角的设计：
隔舌不仅对泵的性能，而且对护套的抗磨性有显著的影响。

隔 舌处的渣浆流速较高，渣浆腐蚀性能越强，隔舌距叶轮的距离因该 越大，该距离越大，偏离最佳工况时叶轮承受的径向力越小，泵的 性能曲线越平坦，高效区越宽，泵的最佳效率越低，在最佳的效率 点以下的范围内，隔舌间隙处环流量大，泵在小流量时，隔舌的磨 损相当严重，尤其是重型泵，隔舌头部应设计成圆弧状，圆的半径 应适当，过小一则不抗磨，二则在变工况时易脱流，过大则效果不 好，而且易遭受大颗粒的高速大冲角碰撞，同时产生较大的绕流速 度。

（4）涡室断面面积
先求出涡室畸变速度 V 3f ，固体颗粒速度 V 3s ,然后求出水流过 流面积 F 3f 和固体过流面积 F 3s , 则涡室第Ⅷ断面面积为：
F Ⅷ=F 3f + F 3s …………………………………( 1 )
采用等速度法，即涡室各个断面的速度相等，可求出涡室中的 介质速度：
V 3=K v3 gH 2 ………………………………( 2 )
=0.5´ 35
8 . 9 2 ´ ´ =13.1m/s
由两相流原理得：
2 3 23 23 V V V s f = + ………………………………
( 3 ) V 3f -V 3s =u ei …………………………………( 4 )
联立两式
V 3f =9.92m/s V 3s =8.55m/s
F 3f = 92 . 9 3600 8 . 0 63 3 ´ ´ =
s
f V Q =1.4 ´10 -3 m 2
F 3s =
s
s
V Q 3 = 55 . 8 3600 2 . 0 63 ´ ´ =0.4´10 -3 m 2 F Ⅷ=F 3f +F 3s
=1.8 ´10 -3 m
2
由于介质从叶轮均匀流出，故断面面积均匀变化。

F 1 = 8
7 F Ⅷ=1.575´10
-3
F 2 = 8 6 F Ⅷ=1.35´10
-3
F 3 = 8
5 F Ⅷ=1.125 ´10
-3
F 4 = `
8 4 F Ⅷ=0.9´10
-3
F 5 = ` 8 3 F Ⅷ=0.675´10
-3
F 6 = 8
2 F Ⅷ=0.45´10
-3
F 7=
8
1 F Ⅷ=0.225´10 -3
在求得以上的数值后，就可以按螺旋形涡室的绘图方法绘出平 面图和轴面图，轴面图个断面根部可以根据结构和工艺要求修图。

（5）螺旋形涡室的绘图
计算完以上的尺寸后，就可以绘制图纸了，在绘型时，既要考 虑计算时所选定的尺寸，又要考虑结构安排的可能性。

在绘型时可 能由于结构的需要而对尺寸做必要的修改。

绘型具体步骤如下：
1、在平面图上画出坐标轴，并作基圆。

2、作涡室 8 个断面的位置，个断面间夹角均为 45 o 。

3、做出轴面图的宽度，并以此宽度作梯形，使等腰梯形面积
断面面积。

梯形两边的延长线的夹角不大于 60 o ，一般取 30 o 大于 V
Ⅷ
到 40 o ,比转数大，此角可取大些，反之，取得小些。

低比转数的泵 可取为正方形。

取夹角为 32 o ,
4、按结构和工艺要求，将梯形的四个角修圆，修圆后的梨形 面积等于计算的F。

Ⅷ
5、在轴面上依次作出第Ⅶ、Ⅵ、Ⅴ、Ⅳ、Ⅲ、Ⅱ、Ⅰ断面， 方法同上，在作图时应使涡室各断面的径向高度和修圆的半径有规 律的变化。

6、将各个断面的径向尺寸移到平面图的相应断面上。

7、将各断面的顶点用圆弧光滑连接，然后逐点用圆弧光滑连 接各断面顶点，成为螺旋行涡室轮廓线。

8、做泵舌安放角，此角与螺旋形涡室轮廓线的交点即为泵舌 的位置。

9、作扩散管部分。

扩散管应具有适当的扩散角，还有标准的 吐出径。

扩散管出口的中心线与涡室轴线的距离应根据结构选定， 并使扩散管与涡室螺旋线和泵舌光滑连接。

扩散管长度取整数。

图 2—2 泵体断面图
螺旋形涡室断面尺寸标注法：
图 2—3 螺旋形涡室断面
（6）护套的设计
1、护套的断面形状：由于叶轮出口处较宽、前后盖板厚度较 大，加之有背叶片，也就决定了护套的进口宽度较大。

为了保证泵 的性能，护套各过流断面的面积应适当，另外，为了不使渣浆颗粒 在护套外壁集中，该壁面应为直线，综上所述，护套各断面形状应 为矩形。

2、护套的性能：护套的性能与叶轮的性能基本上确定了泵的 性能，通常，叶轮所产生的扬程随渣浆浓度的增加而下降，护套的 阻力随浓度的增加而增加， 尤其是重型泵。

使得泵的性能发生变化， 渣浆浓度越高，泵的扬程越低，同时最佳的效率点向小流量移动。

为了保证泵的性能，随着要求输送浓度的增加，护套断面的尺寸应
加大，以减小护套的流速和阻力，如果护套的宽度不变，需要加大 径向尺寸，加大量又所输送的渣浆性质定，渣浆的腐蚀性越强，径 向尺寸越大，反之越小。

（7）护套与隔板的间隙
护套与护板间隙处经常受到渣浆的严重磨损，该间隙倾斜的角 度越小，间隙值越小，间隙 长度越大越抗磨。

另外，护板装入护 套后应该有一定的伸出量，这样自叶轮流出的渣浆不会直接冲刷间 隙，就可以有效的降低间隙的磨损。

（8）壁面的磨损
渣浆泵输送的介质含有固体颗粒，因而磨损是渣浆泵面临的主 要问题之一，解决磨损问题的途径有三条：一是选用适当的材料， 二是在结构设计时使得易磨损部件便于更损部位进行加强；三是合 理地进行过流部件的水力设计。

水泵中由于流体的机械作用而造成 的磨损可以分为三类：一是流体中所含固体颗粒的冲击造成的摩擦 损伤，二是汽蚀损伤，三是损伤和腐蚀共同作用而造成的损伤。

摩擦损失常见于叶轮、涡室及管道的弯曲部分。

Roco 对输送两 相流体的固体颗粒的磨损机理进行了研究，提出了三种模型。

一是 固体颗粒以较大的角度与壁面强烈冲击而造成的冲击损伤，这种损 伤在陶瓷等脆性材料中容易发生。

二是由于流道壁面附近的许多固 体颗粒的长期反复冲击而造成的疲劳损伤。

三是固体颗粒比较小的 角度沿壁面运动而造成的切削损伤，它容易发生在韧性较好的金属 材料上。

磨损与固体颗粒的硬度有很大的关系，当固体颗粒的硬度接近 或超过壁面材料的硬度时，磨损急剧增加。

当液流的流速增加时， 磨损也随之增加，查有关资料介绍，冲击损伤与流速的 2～6 方成 正比，切削损伤于流速的 2.3 次方成正比。

另外，液流中固体颗粒 的含量增加时磨损也会增加。

防止冲击损伤可以采用韧性材料，而增加材料的硬度可以减小 切削损伤。

目前常用的耐磨材料有高 Cr 铸铁，在介质具有腐蚀时 可以采用不锈钢，镍合金，钛合金等。

在流道内橡胶衬里也是经常 采用的方法。

值得注意的是，陶瓷材料作为耐磨材料近年来获得了 广泛的应用。

第 3 章 径向力与轴向力的平衡
3.1径向力及其平衡
在设计螺旋形泵时，通常认为流体从叶轮均匀流出，并在涡室 中做等速运动。

因此，螺旋形涡室是在一定的设计流量下，为了配 合一定的叶轮而设计的，在设计流量下，涡室可以基本上保证流体 在叶轮的周围做等速运动，因此叶轮周围压力大体上是均匀分布 的，在叶轮上也不产生径向力，叶轮和涡室是一致工作的。

然而，当造成叶轮和涡室协调工作的条件—流离发生变化时， 即泵在大流量或者是大于小流量下工作时，叶轮和涡室协调的一致 性就遭到破坏，在叶轮周围流体流动速度和压力分布变得不均匀， 便形成了作用在叶轮上的径向力。

在设计流量时，涡室内的流体流动速度和流体流出叶轮的速度 基本是一致的，因此从叶轮流出的流体能平顺地流入涡室，所以在 叶轮周围流体的流动速度和压力是分布均匀的，此时没有径向力， 在小于设计流离时，涡室内的流体流动速度一定减慢。

但是，从叶 轮出口三角形中可以看出，在小于设计流离时流体流出叶轮的速度 不是减小，反而增加了，方向也发生了变化。

一方面涡室里流动的 速度减慢，另一方面叶轮出口处流动的速度增加，两方面就发生了 矛盾，从叶轮里流出的液体，再不能平顺地与涡室内流体汇合，而 是撞击在涡室内的流体上。

撞击的结果，使流出叶轮流体的流动速 度下降到涡室里的流动速度，同时，把一部分动能通过撞击传给涡 室内的流体，使涡室里流体的压力增高。

流体从涡室前端流到涡室 后断的过程中，不断受到撞击，不断增加压力，致使涡室里压力的 分布曲线成为逐渐上升的形状。

压力分布不均匀是行成径向力的主 要原因。

同样的分析，也可以说明在大于设计流量时，涡室里流体压力 是不断下降的。

涡室里流体的压力，对流出叶轮的流体其着阻碍作 用，由于压力的均匀，流体流出叶轮的速度是不一致的，因此，叶 轮周围受流体流出的反冲力是不均匀的，这是形成径向力的次要原 因，这是伴随压力分布不均匀而产生的。

在计算轴和轴承时，必须考虑作用在叶轮上径向力，因为泵不 会总是在设计流量下工作在起动和停车时甚至要在流量下工作。

涡壳式离心泵的叶轮上的径向力，可以用经验公式计算：
P =0.36(1- 2 2
d
Q Q )HBD 2g 式中 P ——作用在叶轮上的径向力（公斤）
Q ——实际工作流量(m 3 /h)
Q d ——设计流量(m 3 /h)
H ——泵的扬程（米）
B ——叶轮出口总宽度（包括前后盖板）(米)
D 2 ——叶轮外径（米）
g ——液体重度（公斤/米 3 ）
如果在 50%的设计流量下进行的话，则计算的结果如下：
P=0.36´(1-0.25)´35´0.085´0.3´4.6´10 3
=1108 公斤
有时，径向力会使轴产生较大的挠度，甚至使密封环、级间套 和轴套产生研磨而损坏，同时，对于转动着的轴，径向力是个交变 载荷，会使轴因疲劳而破坏。

因此，消除径向力和减轻径向力对轴 的作用的十分必要的。

将涡室分成两个对称的部分，既构成平常所说的双层涡室或双 涡室，在双涡室里，虽然在每个涡室里的压力分布仍是不均匀的， 但由于两个涡室相互对称，作用在叶轮上的径向力是互相平衡的。

3.2轴向力及其分析
离心泵是泵产品中及其重要的一种，约占各种泵的 70%，其作 用范围是相当的大，而且应用面较广，既然泵在国民经济中发挥着 如此巨大的作用，那么保证泵的顺畅运行就显得尤为重要了，但根 据对离心泵的调查，离心泵故障停机检修多半是由轴封失效和轴承 损坏所至，而轴封和轴承寿命均与泵的轴向力的大小有密切的关 系，因此，泵的轴向力的研究具有十分重要的价值，只有准确的了 解泵的轴向力的大小并掌握其变化规律，以致最终做到对轴向力大 小的控制，才能恰当的选择轴承和密封，使泵的运行可靠性得以提 高，从而减少泵的故障停机检修，延长泵的寿命，提高泵的利用率， 这无疑具有巨大的社会效益和经济效益。

长期以来，离心泵的轴向力一直是泵的行业内人士十分关注的 问题，然而人们对离心泵轴向力认识的现状正象一些专著中所指的 那样， “轴向力既难准确计算又难准确测量” ，目前，对于离心泵运 转时所产生的轴向力的原因，认识几乎是一致的，但是按照不同的 计算出的轴向力的值，有时还是相差很大的，在实验台上实测的轴 向力甚至比最大计算值还要大很多，由于轴向力对离心泵的设计和 运行质量影响很大，因此，定量的了解轴向力的大小并尽可能的减 小它，是一个十分重要的问题。

分析泵内的流体运动，应在流体力学一般原理的基础上进行， 并考虑有关技术科学的部门，如水轮机、航空、压缩机以及其他学 科的实验研究成果，叶片泵的理论基础是直接由流体力学的基本原 理推演出来的规律。

从泵的技术发展观点来看，液体运动的很多问。