150AY1502的离心式输油泵设计.docx

毕业设计（论文）任务书题 目150AY1502输油泵设计学生姓名学号专业班级设计（论文）内容及基本要求原始数据流量Q=180m3/h 扬程H=300m 转速n=2950rpm效率=0.67 NPSHa=3.6m 介质温度：60-70介质相对密度=0.95用途：输送原油（含水75%）。内容：1、确定泵型、比转数，计算功率，选择电动机。2、叶轮设计：确定叶轮进出口直径，宽度，进出口角度，及叶片厚度等参数。3、泵体设计：吸入室、压出室结构设计。4、轴向力、径向力的计算及平衡装置设计等。5、轴承设计：轴承选型、结构设计、校核计算、润滑与密封方式确定等。6、轴封设计：轴封型式的选择、设计计算、结构设计、冷却措施的确定等。7、轴的结构设计，强度、刚度校核、临界转速计算等。8、联轴器选择与校核。9、键的校核。10、其它相关计算。要求：完成毕业设计应交出下列文件：1、开题报告（调研报告）1份。2、设计计算说明书1份。3、设计图纸：装配图1张(0#)，零件图合计2张0#图(叶轮、轴、泵体等)。4、译文1份（15000外文字符）。设计（论文）起止时间2011 年 2 月 21 日 至 2011 年 6 月 5 日设计（论文）地点指导教师签名年 月 日系（教研室）主任签名年 月 日学生签名年 月 日摘要输油泵的作用是对原油进行长距离的输送，它不仅在油田，而且在石油化工，炼油长，油库都有着广阔的应用，本文所设计的是一台150AY1502的离心式输油泵，吸入直径是80mm，流量是每小时300m3装置汽蚀余量NPSHa是4.5m，效率。是75%，工作温度范围是60到70,。本离心泵的设计主要集中在水利设计，机械密封设计和轴承设计。这些方面的设计对离心式输油泵有着至关重要的作用：水利设计的好坏影响离心泵的性能，效率；机械密封设计的合理与否直接影响到人身，设备的安全以及对环境的污染；轴承的设计与泵的正常运行息息相关。并且离心泵的水利损失，防腐也是很重要的内容。关键词： 离心泵； 效率； 油； 密封； 轴承。Abstract:The.action of the Oil transfer pump is transport crude oil from long distance.Itnot onlyused at oil field,but also in petrochemical industry,oil refinery,petroleum storage depot all have extensive application.The design is a pump which is a centrifugal and is to transporort oil.Its a kind of 150AY1502.The entrance diameter of the pump is 80mm.Its head of delivery is an hour 50 cubic metre.The systems NPSHa is 4.5 metre.The efficiency is 50%.The centigrade exeent is 6060 degree centigrade.This centrifugal pump design pay more attention to hydraulic power design,mechanical seal design and bearing design.These respect design are crucial importance to the performance of the oil pump:stand or fall of the hydraulic design affected the performance and efficiency of the centrifugal pump;Justifiability or not of the mechanical seal design direct influence to security of person,equipment and pollute envirment;Bearing designing be closely bound up with normal running o the centrifugal pump.Andcentrifugal pumps hydraulic loss,corrosion control also are better import.Key words: centrifugal pump ; efficiency ; oile ; seal ; bearing. 目录1 绪 论11.1 设计背景11.2 总的技术发展11.3 关键技术及现状11.3.1 泵的密封11.3.2 材料技术11.4 注要研究方向21.5 研究意义22 确定泵型32.1 确定泵的总体结构设计32.2 泵吸入口和排出口的确定32.3 确定比转数ns:32.4 原动机的选择：42.5 最小轴颈的初步计算43 泵叶轮的设计63.1 叶轮主要参数的确定63.2 确定叶轮各参数63.2.1 叶轮进口直径D0的计算73.2.2 叶轮出口直径D2的初步计算73.2.3 叶轮出口宽度b2的计算和选择73.2.4 确定叶轮入口宽度b183.2.5 叶片厚度83.2.6 叶片数的计算与选择93.2.7 水利分析93.2.8 叶轮外径D2的第一次精确计算93.3 叶轮绘型114 压出室及吸入室的设计134.1 吸水室的结构设计134.2 压出室的结构设计144.2.1 压水室的作用和要求144.2.2 任意断面的螺旋压水室的设计145 离心泵径向力、轴向力的平衡及平衡装置的设计195.1 离心泵径向力的平衡及平衡装置的设计计算195.1.1 径向力的平衡195.1.2 径向力的计算195.2 离心泵中轴向力的平衡及计算205.2.1 轴向力的计算205.2.2 轴向力的的平衡226 离心泵中主要零部件的设计236.1 轴的机构设计及校核236.1.1 轴的机构设计236.2 轴的校核246.2.1 求轴上的载荷246.2.2 按弯扭合成应力来校核轴的强度246.3 转子临界转速的计算266.4 联轴器的选择与校核286.4.1 联轴器的选择286.4.2 联轴器的校核286.5 键的选择和校核296.5.1 键的选择296.5.2 键的校核296.6 轴承的选择及校核306.6.1 轴承的选择306.6.2轴承的校核317 轴及叶轮密封结构的选择337.1 叶轮密封环的选择337.1.1 确定叶轮入口宽度b1337.1.2 叶片厚度347.2 轴端密封347.2.1 泵的轴封结构347.2.2 机械密封的结构、分类、工作原理及优点347.2.3 选择机械密封形式的依据357.2.4 机械密封的冷却及润滑367.2.5 抽空破坏及防抽空的方法36小结37参考文献38致谢401 绪 论1.1 设计背景离心泵的技术发展是在用户客观需求的推动下取得的。在今后很长的时间内，人类环境意识的增强，环境法规的日益严格将成为推动世界泵行业技术发展的强大动力。1.2 总的技术发展 在现如今，由于新的先进材料的采用，CAD/CAM的发展以及高技术元件的应用使泵的设计得到极大的改善，因此泵的设计将更加多样化，泵的技术发展将比以前显著加快。1.3 关键技术及现状输油泵的关键技术体现在以下几个方面。1.3.1 泵的密封油泵一般是离心式泵，在输送液体时，会发生泄露，这不仅污染环境，浪费资源，而且会造成危险。所以必须加强泵的密封减少漏油。填料密封是泵的传统密封结构，具有结构简单，费用低廉，使用方便等优点，但由于有一定量的泄露和在高速下效果差等问题，使用领域日益缩小。目前，机械密封不断在泵用密封市场取得了相当大的份额，各种新设计的机械密封在市场份额的增长中占了很大的比重。机械密封具有液体泄露量小，工作安全可靠，寿命长的优点（相对填料密封）。但其结构复杂，安装难度和成本较高的缺点，有待于进一步提高。今后的发展很可能集中在采用上游式泵送和磁性流体密封或是类似的技术来提高密封系统功能的完整性。1.3.2 材料技术长期以来各种新型材料的开发和应用是推动泵技术发展的一个重要因素，目前泵的零部件采用了各种各样的材料，范围从铸铁诸如钛和镐合金等稀有金属，从天然橡胶到氟橡胶等，各种新型材料来来的好处是延长了泵在腐蚀性和耐磨性介质中的使用寿命和可靠性，并扩展了泵的使用寿命范围。 泵用材料体现在以下几个方面；（1） 铸铁作为一般场合中的首选泵用材料真在被不锈钢取代；（2） 塑料近年来在泵用材料中国显示了突出的作用；（3） 陶瓷材料在泵零件中使用正在日益增大；（4） 涂覆技术和材料的表面处理技术对于改善泵的流动特性，耐腐蚀，耐磨性方面变得日益重要。1.4 注要研究方向 泵的设计与产品开发，性能研究是泵技术中永无止境的研究方向。这两方面研究即属于应用研究范围，有能丰富泵的基础理论和技术，更容易出技术，更容易出成果。特别要注意复杂流体，特殊类型和标准泵的研究设计。泵的反问题设计是泵优化设计的核心。应该加大研究力度。1.5 研究意义泵是世界上最早的机械发明之一。现如今泵产量仅次于电机，所消耗的电量大约是世界上总发电量的四分之一。泵的种类繁多，应用极为广泛，除了农田灌溉，城市和供应给排水，热电厂，石油炼化，石油矿场，输油管线，化工厂，钢铁厂，采矿，造船等部门外，目前泵在原子能发电，舰艇的喷水推进，火箭燃料补给等方面起到重要作用，此外还可以用泵来对固体如煤等进行长距离输送。泵输送的介质除水外，还有油，酸，碱浆料等，包括液体气态和高温熔融金属。可以说，凡是要让液体流动的地方，就有泵在工作。泵在国民经济中起着十分重要的作用。 2 确定泵型2.1 确定泵的总体结构设计首先大致选择泵的结构类型和原动机类型，进而结合下面的计算，经比较分析做最后确定。2.2 泵吸入口和排出口的确定泵的吸入口直径是由合理的进口流速确定。泵蹦吸入口的流速一般为3m/s左右，从制造方面考虑，大型泵的流速取大些，以减小泵的体积，提高过流面积，而提高泵的抗汽蚀性能，应减小吸入口流速。由于泵的体积较小，所以取vs=3m/s，所以有：圆整为 Ds=212mm（其中取Q单位为m3/s）。对于低扬程泵可取排出口直径与吸入口直径相同所以此处取Ds=Dt=212mm式中：Dt-泵的排出口径； Ds-泵的吸入口径。2.3 确定比转数ns:比转速：他是某一标准泵叶轮的转速，该标准泵和同一类型的泵几何相似、水利效率和容积效率相同；它在最优工况下具有压头H=1m水柱，有效率N=0.735kw，即流量Q=0.075m3/s时的转速ns.一种类型的离心泵只有一种比转速而不同的离心泵具有不同的比转速由于本次设计的泵的流量Q=180 m3/h、扬程H=300m、转速n=2950r/min所以有：2.4 原动机的选择：由于本次设计的泵的流量Q=180 m3/h、扬程H=300m、转速n=2950r/min、效率=0.75、介质温度:60-70、介质相对密度v=0.95、用途：输送原油（含水75），所以有：轴功率计算配套功N、=KN=1.2X95=114(kw)扭矩 2.5 最小轴颈的初步计算泵轴的直径应按强度（拉、压、弯，扭）和刚度及临界转速条件下确定，因为扭矩是泵最主要的载荷。开始设计时首先按钮矩确定泵轴的最小直径，通常是联轴器的直径；同时应根据所设计的泵的具体情况考虑影响刚度和临界转速的大概因素，可对粗算的直径进行一定的修正，圆整到标准直径，待泵转子设计完以后，在对泵的强度和临界转速进行详细校核。 式中： Mn-(N/M) K-工况系数（一般为1.1-1.2）-泵煮材料的许用应力（N/）对于普通优质碳钢可取=（343441）对与合金钢=（441538）轴功率 计算配套功率 计算配套功N、=KN=1.2X95=114(kw)扭矩 圆整为d=44mm对于直径d100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%-7%，有两个键槽时应增大10%-15%，所以轴d=4348.4-49.85在此为了安全期间取d=503 泵叶轮的设计3.1 叶轮主要参数的确定叶轮主要几何参数有：叶轮进口直径D0、叶片进口直径D1、叶轮轮毂直径Dh、叶轮进口角1、叶轮出口直径D2、叶轮出口宽度b2、叶片数Z。3.2 确定叶轮各参数叶轮主要几何参数有：叶轮进口直径D0、叶片进口直径D1、叶轮轮毂直径Dh、叶轮进口角1、叶轮出口直径D2、叶轮出口宽度b2、叶片数Z。3.2.1 叶轮进口直径D0的计算叶轮进口直径又叫叶轮吸入眼直径或叫叶轮径部直径。叶轮进口速度和叶轮进口直径有关，进口速度一般不超过3-4米/秒，认为进一步提高叶轮进口流速会降低泵的抗汽蚀性能和水利效率。实践证明，泵在相应增加进口速度很广的范围内运转，才能保证水利效率不变，所以如果所设计的泵对抗汽蚀性能要求不高，可选小的V0即进口流速，以减小叶轮密封环的泄漏量，提高容积效率，所以有： 式中： Q泵的流量，对于双吸泵取 K0根据统计资料，对大多泵为3.54.（进一步增加K0会改善大流量下的工作条件，提高泵的抗汽蚀性能，考虑效率和汽蚀，K0的适用值是：主要考虑效率：K0=3.54;兼顾效率和汽蚀：K0=4.05.0）此处取 K0=4.0取装叶轮处的直径为 Db=33mmDh=1.25x33=41.25mm圆整为 Dh=42mm3.2.2 叶轮出口直径D2的初步计算叶轮出口直径D2和叶片出口角2等出口几何参数是影响泵扬程的最大因素。式中： 3.2.3 叶轮出口宽度b2的计算和选择式中： 3.2.4 确定叶轮入口宽度b1（1） 先确定叶轮入口速度v0（m/s）式中：叶轮入口速度系数，一般取=0.1H单级扬程（2） 确定叶片入口边直径D1 在叶轮流道入口边上取圆心，做流道的内切圆，内切圆圆心到轴心线距离的两倍即为叶片边直径D1。叶片入口边直径一般可按ns确定。对ns=40100的泵；则D1D0，此处D = D0=104mm取整为 =343.2.5 叶片厚度由经验公式有： 式中：K经验系数，其与材料和比转速有关，对铸铁和铸钢叶轮，系数K推荐（当比转数为83时，铸铁为4.0，铸钢为3.4）； D2叶轮外径（米）H1单级扬程（米）对于铸钢叶轮，叶片最小厚度可取为56mm，此处取为6mm。取口环的厚度为5mm，口环间缝隙为0.5口环直径 式中： 前盖板入口厚度，口环厚度， 间隙厚度。3.2.6 叶片数的计算与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，一方面考虑减少叶片的推挤和表面摩擦，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流的充分利用。要满足上述要求，叶片的长度L和叶道的宽度am应当符合比例am。叶片数也可以由比转数选择如表2-1表3-1ns3045456060120120300Z8010788746由于本次设计的离心泵的比转数为83所以选叶片数Z=73.2.7 水利分析在分析保证最高水利效率值的叶轮尺寸的基础上，可推荐叶片的进口角为2025度，又考虑到叶片对液流的推挤和正常的冲角度，所以选度，叶轮出口角取度。3.2.8 叶轮外径D2的第一次精确计算 （1） 叶片出口排挤系数其中（t叶片节距）选，假定（2） 理论扬程 m选（3） 叶片修正系数 (预先设)叶轮叶片的出口半径；Z叶轮轴向投影中间流线的长度对轴心的静力矩。（4） 无穷叶片数的理论扬程（5） 出口轴面速度（）（容积率）（6） 入口圆周速度（7） 出口直径第二次精确计算：（1） 叶片出口排挤系数（取268mm）（2） 出口轴面（3） 出口圆周速度（4） 出口直径第三次精确计算：（1） （2） 出口轴面速度 （3） 出口圆周速度（4） 出口直径3.3 叶轮绘型圆柱形叶片可以用一个或几个圆弧画成。用一个圆弧画的较短，流到扩散也不如用几个圆弧画成的叶片好。现以两个圆弧画叶片的方法绘本次设计的叶片，作图步骤如下：（1） 作叶轮和（如图）；（2） 作中间圆（一般），按下列计算时应取的；（3） 作半径线OA，由A作直线AB，使BAO=；（4） 作半径线OC，使AOC=+并与圆交与C点；（5） 过A、C作直线 ，并与交于另一点D;（6） 连接半径线OD，作直线OE，使ODE=，并与AB线交于E点；（7） 以E为圆心，以EA为半径作弧，此弧必通过D点；（8） 作半径线OF，使DOF=+，并与圆交于点F；（9） 过D,F作直线，并与1D圆交于另一点G;（10） 作半径线OG，作直线GH，使OGH=，并与DE线交于H;（11） 以点H为圆心，以HD为半径做圆弧，此圆弧必通过G点；（12） 以E和H点为圆心，分别以AE+S和DE+S为半径做圆弧，并适当修尖修圆叶片变，即得叶片形状；（13） 以叶片数等分叶轮外径，并用上述方法依次做出其他叶片。相关数据： 4 压出室及吸入室的设计4.1 吸水室的结构设计吸水室是指泵进口法兰到叶轮入口前泵的过流部分吸水室设计的好坏，直接影响到泵的汽蚀（空穴）性能，因此，设计吸水室时，要在水里损失最小的条件下保证：一，为了创造在设计工况，叶轮内稳定的相对运动，沿吸水室所有断面的流速必须尽可能分布均匀；二，将吸水管路内的速度变为叶轮入口所需的速度。按机构分，吸水室可分为：直锥形吸水室、变管形吸水室、环形吸水室、半螺旋吸水室。根据本次设计需要选用直锥形吸水室。（如图4-1）这种形式的吸水泵水利性能好，结构简单，制造方便。液体在直锥形吸水室中流动，速度是逐渐增加的，因因此速度分布更趋向于均匀，故直锥形吸水室能很好的满足要求。直锥式吸水室出口直径与叶轮出口直径相同，进口流速则按经济流速决定 （3m/s左右），并圆整取标准直径，通常入口直径比出口直径大7%10%，有了进口直径，根据允许锥度（约710度范围内）可确定直锥形吸水室的轴向长度。吸水室的进口直径应按标准管路直径选择，并应其实比此叶轮进口面积大（15%20%），这样，可使液体进入吸水室后还有一个加速过程，以便是液体的速度更均匀的引入叶轮。 图 4-14.2 压出室的结构设计4.2.1 压水室的作用和要求压水室是指叶轮出口到泵出口法兰（对节段式多级泵是到次级叶轮进口前，对水平中开泵则是到过流道之前）的过流部分。压出室是泵的重要组成部分并且和叶轮一样是任何一个叶片式泵都不可缺少的构件。液体从叶轮中流出的速度是很大的，但液体进入下一级叶轮（或进入压水管道中）不要求其速度降到叶轮入口要求的速度，因此，在离心泵中压水室要在水里损失最小的前提下完成以下任务：为在叶轮内形成稳定的相对运动的条件，必须保证液体在压水室中的流动是轴对称的；把从叶轮流出的高速度的液体收集起来，并将液体的大部分动能转化成压能，然后，输送到压水管路或输送到下一级叶轮入口，而且能量转换过程中不能破坏液体在压水室的轴对称流动；消除速度环流 。实践证明，压水室中的水力损失是离心泵内水力损失的重要组成部分，非设计工况更为突出。因此，压水室设计的优劣将在很大程度上决定泵的完善程度。压水室按其结构可分为：螺旋式压水室、环形压水室和叶片式压水室。根据本次设计要求，选择螺旋式压水室，其有比较完善的过流行状，其适应性较广，泵的高效区较宽。为了使能量充分转换，通常都在螺旋级末端加一扩散管，使之充分转换，为了减少压水管路中的水力损失，必须进一步降低压水室中的流动速度，这一任务通常由螺旋管最后所设置的扩散管来实现，在扩散管内使80%85%的动能转化为压能。扩散管的进口即为第八断面，扩散管出口即为圆形，出口圆的选择，应使其中流速符合经济流速，并符合管道标准直径。扩散角推荐值8度12度。扩散角过大，会导致边界层内液体脱离，增加水力损失。扩散管长度与进口截面直径之比不得大于2.53，否则，由于边界层厚度增加，液体会脱流，恶化扩散管的工作性能。当出口断面面积必须增大时，可利用具有突然扩大的台阶的扩散管，其工作性能优于加长扩散管。4.2.2 任意断面的螺旋压水室的设计参考已有的高性能泵的螺旋压水室的断面状况，画出所设计螺旋压水室的形状。为此，需要确定螺旋压水室入口宽度，与叶轮出口及叶轮出口直径有关，加大入口宽度对 叶轮装配有力，因为加大，可避免叶轮安装时对压水室轴线的过高精度要求。从水利性能看，加大b3可以部分回收圆盘摩擦损失的功率，提高水泵效率。基于上述考虑b3=b2+0.05D2对于低比转数的离心泵，螺旋式压水室其它各断面的形状和第八断面相似，中间断面有时采用近似计算 即： 这说明沿压水室各断面的平均速度相同，并且都等于第八断面的平均速度。实验证明，由于紊流摩擦的作用，在径向上液流流速的分布图形与自由流动的分布有出入。紊流摩擦速度的分布趋向于平坦，因而近似计算对于低比转速泵无显著影响 。简化设计：采用速度系数设计法设计压水室。速度系数法是建立在相似理论的基础之上的，并已对现有的性能良好的离心泵压水室进行统计的 基础上进行设计的方法，螺旋式压水室断面的面积大小，由所选取的压水室内液体的流动速度决定。压水室内液体的速度按下式计算：式中：-螺旋式压水室中的速度系数。根据设计取=0.42；H-泵的 一级扬程。压水室中的液流速度决定后，可按下式计算第八断面：在某安装角对应处的断面面积为：上式中： -断面过度圆弧半径； -断面中矩形部分面积； -断面中三角形部分面积； -断面中扇形部分面积； -断面外壁圆弧半径； -压水室的基圆半径； -断面侧壁倾斜角；有三角关系可知：将以上关系带入式并整理且令则有：解一元二次方程，舍去所得根前的负号（因为是距离，所以必为正）得到欲求断面外壁的所在半径，当已知18断面的时，由可求、根据方程（2）计算各断面对应的。对于各断面侧壁倾角相同时，则、仅计算一次，只要在方程中带入，就可方便的计算对应的，有了则可根据公式：由 所以有： 圆整为： 2976mm2基圆半径：压水室入口宽度：圆整后：27取各断面侧壁倾角 则有： 圆整为： 225mm 所以取： 5mm 因为八个断面夹角分别相差，所以有：第七断面： 第六断面： 第五断面：第四断面：第三断面：第二断面：第一断面：5 离心泵径向力、轴向力的平衡及平衡装置的设计5.1 离心泵径向力的平衡及平衡装置的设计计算5.1.1 径向力的平衡由于径向力是和叶轮出口直径D2叶轮出口宽度B2成正比，因此，径向力的影响将随尺寸的增大而增大，同时，也随着扬程的增加而增加所以径向力的平衡对于尺寸较大、扬程较高的泵尤为重要。目前，可在泵结构上依水力发平衡径向力，把压水室流道数目增加到两个，让每个流道包围叶轮出口180度，可使径向力对称。单级蜗壳泵的平衡，可以采用双蜗壳结构或加导叶。采用双蜗壳结构，分隔筋把液流分为两部分，这两部分又重新在共同的扩散管汇合，这种结构不能保证完全消除径向力，此外，双蜗壳结构是铸造清砂比较困难，因此对于小尺寸的泵不宜使用。 本次设计由于扬程较小、结构简单，所以产生的径向力可以由轴承抵消。5.1.2 径向力的计算当叶轮和蜗室协调工作的条件流量发生变化时，及泵在大流量或小流量下工作时，叶轮和蜗室协调一致就遭到破坏，在叶轮周围流体和压力分布变得不均匀便形成了作用在叶轮上的径向力。所以作用在叶轮上的径向力可以用经验公式计算：P-作用在叶轮上的径向力（公斤）；-设计流量；-实际流量；H-泵泵扬程（米）；-叶轮出口宽度（包括前后盖板）（米）；-液体重度（公斤/米）（水的重度为1000公斤/米）。径向力：即 ： （N）（当=时，径向力等于零；当=0时，径向力=2003（N）5.2 离心泵中轴向力的平衡及计算5.2.1 轴向力的计算离心泵在运转时，在其转子上产生一个很大的作用力，由于此作用力的方向与离心泵转轴的轴心线相平行，故称轴向力。轴向力的产生主要是液体作用在叶轮表面上的力不平衡而引起的。下图为一般单吸叶轮两侧的压力分布情况。叶轮出口压力为p2一般认为在叶轮和泵体间的液体受叶轮旋转效应的影响，以n/2的速度旋转，所以在叶轮和泵体间的压力按抛物线形状分布。右侧是在叶轮后盖板上压力分布情况，左侧为在前盖板上的压力分布情况。由图可知，在密封环半径rw以外叶轮两侧的压力是对称的，没有轴向力在密封环半径rw以内作用在左侧的是叶轮入口压力p1。，作用在右侧的仍是按抛物线分布的压力，因此两侧压差abcd乘相应的面积就是作用在叶轮上的轴向力，轴向力大小可按下式计算：式中：-作用在叶轮上的轴向力（公斤）；-单级扬程泵（米.）；-液体重度（公斤/米）； -叶轮密封环半径（米）； -叶轮轮毂半径（米）；K-实验系数，与比转数有关，当时。=4009（公斤）此外，当液体进入叶轮时，是沿轴线方向的，而液体再出叶轮时，则是沿半径方向，这种速度方向变化产生的动量变化，按动量定律可知，由动量变化而产生的轴向力F2向上与F1相反，是从言论后盖板指向前盖板的，其大小可根据动量定律由下式计算：式中： - 液体的密度-离心泵理论体积流量-叶轮入口处流体的轴向速度总的轴向力是两种轴向力的合力即一般情况下很小，所以叶轮上轴向力方向总是指向吸入口，只有在启动时，由于泵内正常压力还没建立，所以的作用较明显。离心泵启动时转子向后串，就是这个原因。（为密封环的直径）所以总的轴向力(N)5.2.2 轴向力的的平衡 离心泵转子上的轴向力很大，特别是在多级泵中更大。为了减小轴的轴向负载和摩擦，除了小型单级泵和滚珠轴承承受轴向力之外，一般都设法采用液压或机械的平衡措施。2级泵的平衡措施：（1） 采用双吸式叶轮。由于双吸式叶轮两侧对称所受压力相等，故轴向力可以达到平衡，但由于铸造上偏差和两侧口环磨损不同，仍有残留不平衡轴向力存在，须由轴承来承受。在使用中采用双吸式叶轮，不仅是为了平衡轴向力，而且也是为了综合考虑增大流量。（2） 开平衡孔或装平衡管：在叶轮后盖板和吸入口对应的地方沿圆周开几个平衡孔，使该外流体能流进叶轮入口，是叶轮两侧液体达到平衡，同时在叶轮后盖板和泵壳之间，添设口环，其直径与前盖板口环直径相同，而且液体流经平衡孔时存在压力降，前后盖板的压力降不能完全消除，仍有10%15%的轴向力未能平衡，为了平衡轴向力靠轴承来平衡。此外，采用这种方法由于漏回吸入口的液体方向与吸入液体方向相反，是吸入液体的均匀性受到破坏，从而使泵的效率有所降低。此法的优点是结构简单，但增加了内部泄露。在开平衡孔时，应尽量使之靠进口环，这样效果较好，平衡孔的总面积应大于或等于口环间隙过流面积的45倍。（3） 利用平衡叶片：在叶轮后盖板的背面安装几条径向筋片，当叶轮旋转时，筋片强迫叶轮背面的液体加快旋转，偏心力增大，使叶轮背面的液体的压力显著下降，从而叶轮两侧的压力达到平衡。（4） 利用止推轴承或利用原有轴承承受轴向力。这是机械平衡法，对于小型泵，可用滚动球轴承来承受轴向力。6 离心泵中主要零部件的设计6.1 轴的机构设计及校核6.1.1 轴的机构设计（1）初步决定最小直径及轴材料选择选轴材料为，调质处理。 由前知（轴的结构如图6-1）图 6-1（2）根据轴向定位的要求确定轴向各段的长度和直径 其中处装联轴器，处装轴承盖和密封环，处装轴承和圆螺母，处装甩油环，装轴承和机械密封等零件，装叶轮，装叶轮端盖螺母。（3） 轴向零件的周向定位叶轮、联轴器的轴向定位均采用键连接。处用铣刀铣的装联轴器的键槽，处用铣刀铣的装叶轮的键槽。 （4）确定轴上圆角和倒角的尺寸取轴端倒角尺寸为，各轴肩倒角详见零件图。6.2 轴的校核 6.2.1 求轴上的载荷先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查出首值，由于是向心轴承所以=0.由前有：转矩 径向力 6.2.2 按弯扭合成应力来校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩的界面（即危险截面处的强度）上图可知取。轴的计算应力：由于，调质处理后所以安全。 按疲劳强度精确校核由于危险截面的材料为调质处理，所以有 1 截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧弯矩为M=289.2（NM）截面上的扭矩为T=196.82（NM）截面上的弯曲应力为截面上的扭矩切应力为查表得调质处理 截面上由于有一个过渡轴肩因而形成应力集中。因为 轴材料的敏感系数： 应力集中系数按式： 所以查表的尺寸系数 扭转系数 表面质量系数 则有综合系数值： 由于碳钢的特性系数为： 取于是计算安全系数值有：所以安全。6.3 转子临界转速的计算离心泵的转子跟其他轴系一样，都有自己的振动频率。当泵轴的转速逐渐增加并接近泵转子的固有振动频率时，泵就会猛烈的震动起来，转速高于或低于这一转速时，泵就能平稳的工作，但转速达到另一个较高的数值时，泵又会重新出现震动现象。通常把泵发生振动时的转速称为临界转速nc。泵发生震动的临界转速有好几个，这些临界转速由低到高依次称为第一临界转速nc1,第二临界转速nc2等等。泵的转速不能与临界转速相重合、相接近或成倍数，否则，将发生共振现象而使泵遭到破坏。计算泵临界转速的目的就是为了使泵的工作转速避开临界转速，以免泵在工作时发生震动。泵的工作转速低于第一临界转速的轴称为刚性轴，高于第一临界转速的轴称为柔性轴。通常将单吸泵的轴设计成刚性轴，即泵的工作转速低于泵的临界转度。因此，如果把单吸泵的轴设计成柔性轴时，每次开车和停车，轴都通过第一临界转速而发生震动，这种震动会是叶轮密封环和机械密封加速磨损。一般来说，刚性轴的工作转速必须满足下列关系：如果用角频率表示则为：旋转轴的工作频率r/s)在这取余量可以避免发生明显的振幅，同时也考虑到计算简图的不精确性。如果周不能满足上述上述引用的不等式，则必需改变轴的几何参数（长度或直径）或装在轴上的质量值。在实际设计中，改变轴的长度和叶轮、联轴器的集中质量是不合适的。因此只能改变轴的直径，为使固有振动频率从变为，在第一次近似计算中，可以利用下面关系：式中：，-相应于初始和改变后的直径。当通过临界旋转频率时，转子的零件可能与壳体接触，为了避免零件碰撞的危险，必须很快的通过危险区，并且预先限制变形或进行阻止。在泵的结构中，这部分是指叶轮密封和轴封，由于单级单吸泵一般设计成刚性轴，因此工作的重点应放在利用泵轴的工作简图确定这两个频率上。 式中： c刚度系数，即引起单位饶度的力（N/M）；m零件质量（kg）；f振动频率（Hz）；-固有振动频率；-轴旋转角速度（临界旋转频率）；因为 所以 惯性矩因为 即式中： E弹性模量（碳钢一般为210GP）；D=d=30mm；C叶轮到第一个轴承距离，（C=198mm）;L叶轮到第二个轴承距离，（l=375mm）;m叶轮的质量，（估算m=10kg）;所以 对于刚性轴 取中间值所以有 即 所以有轴的临界转速为：6.4 联轴器的选择与校核6.4.1 联轴器的选择联轴器是使泵与原动机连接并传递功率的零件。泵通常使用联轴器直接与电机连接的。泵用联轴器一般有两种：叶爪型弹性联轴器和柱销型弹性联轴器。本次设计采用柱销式弹性联轴器，这种联轴器可以使泵轴有伸缩的余地、可以不长两轴间的相对位移、可以减震等。故选HL2型：公称扭矩 许用转速 适用周径 轴孔长 径向 轴向6.4.2 联轴器的校核由于泵的转速 ，装联轴器处直径 传递转矩。由于机器在启动时的动载荷和运转时可能出现的过载现象，所以应按轴上的最大转矩作为计算转