单级输油泵设计.doc

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1、单级输油泵设计摘要： 输油泵是用来将油从一个地方输送到另一个地方的设备，它主要用于油田和炼厂。输油泵的种类很多，对于单级单吸离心泵存在四大难题：1，提高泵效；2，消除HQ曲线驼峰问题；3，大流量 、过载；4，提高汽蚀余量。本文针对离心泵的难题，具体采用了如下措施：采用加大叶轮出口宽度b2，减小叶轮外径D2，增大叶轮出口角2来提高效率；采用将叶轮进口边前移来减少汽蚀；同时采用将平衡孔位置移至叶轮叶片进水边境，且加大密封环直径的方法来平衡单级单吸离心泵轴向力；轴封采用机械密封，并且采用冷却系统，保证了降低密封腔介质温度及防止静环的强烈摩擦。采用本文所设计的四种方法后，离心泵的工作性能有了很大改善，

2、提高了它的稳定性和效率。关键词：输油泵； 泵效； 平衡孔； 机械密封； 汽蚀The Desigin Of The Single Stage Oil PumpAbstract: The oil pump is an equipment that be used to transport the oil from one place to other.It is many used in oil field and oil refiner.The oil pumps can be divided into many types,For single-stage single-suction cen

3、trifugal pump four problems exist: 1,Improve the efficiency of the pump; 2,Elimination of H-Q curve hump problems; 3,Large flow、overload; 4,Improve the NPSH.For the problem of centrifugal pump,we specific use of the following measures in this paper:Increase the impeller outlet widthb2,reduced impell

4、er diameterD2,increasing the impeller outlet angle 2 to improve efficiency;Reduce cavitation by forward edge of the impeller inlet;At the same time, balanced single-stage single-suction centrifugal axial force by impeller balance hole location to the border water and increase the diameter of seal ri

5、ngp;seal using the mechanical shaft seal,and using cooling system,Sealed chamber to ensure that the medium temperature to reduce and to prevent the stati crings strong friction.Designed in this paper is, after four methods, centrifugal pump performance has greatly improved,it also can improve its st

6、ability and efficiency.Key words: pump; pump efficiency; balance hole; mechanical seal; cavitation字典1. 形容词 1. contemporary2. 副词 1. simultaneously2. at the same time3.目录前 言11 泵结构方案的选择21.1泵吸入口和排出口的确定21.2泵结构形式的确定21.2.1确定比转数ns:21.2.2原动机的选择：31.2.3确定泵的结构形式31.3最小轴颈的初步计算32 泵叶轮的设计52.1速度系数设计法52.1.1 速度系数设计法的计算

7、步骤52.2 叶轮绘型93 压出室及吸入室的设计123.1 吸水室的结构设计123.2 压出室的结构设计133.2.1 压水室的作用和要求133.2.2 任意断面的螺旋压水室的设计134离心泵径向力、轴向力的平衡及平衡装置的设计194.1 离心泵径向力的平衡及平衡装置的设计计算194.1.1 径向力的平衡194.1.2 径向力的计算194.2 离心泵中轴向力的平衡及计算204.2.1 轴向力的计算204.2.2 轴向力的的平衡225 离心泵中主要零部件的设计245.1 轴的机构设计及校核245.1.1 轴的机构设计245.1.2 轴的校核255.2 转子临界转速的计算275.3 联轴器的选择与

8、校核295.3.1 联轴器的选择295.3.2 联轴器的校核295.4 键的选择和校核305.4.1 键的选择305.4.2 键的校核305.5 轴承的选择及校核315.5.1 轴承的选择315.5.2 轴承的校核326 轴及叶轮密封结构的选择346.1 叶轮密封环的选择346.1.1 确定叶轮入口宽度b346.1.2 叶片厚度356.2 轴端密封356.2.1 泵的轴封结构356.2.2 机械密封的结构、分类、工作原理及优点356.2.3 选择机械密封形式的依据366.2.4 机械密封的冷却及润滑376.2.5 抽空破坏及防抽空的方法38小结39参考文献40致谢41前 言泵是把原动机的机械能

9、转换为输送液体能量的机器，一般原动机通过泵轴带动叶轮旋转，对液体做功使其能量增加，从而使要求数量的液体从泵的吸入池经泵的过流部分，输送到要求的高度或有压力的地方。单机单吸离心泵是泵轴上只有一个叶轮，且叶轮只有一个吸入口。离心泵具有一些列优点：流量均匀、平稳，用排出阀门调节流量，很方便；结构简单紧凑；离心泵可用高速电机或汽轮机直接驱动，在同一流量及压头下，尺寸和重量都比往复泵小；由于没有往复运动的零件，故无往复运动惯性力，因此安装的基础小，制造安装成本低；泵中无阀，其他易损件也很小，故检修费用小；管理使用方便，易于自动化控制。但是离心泵在输送高粘度、含砂的液体时，问题较多。1 按离心泵主轴的方向

10、分类：a, 卧式离心泵 b，立式离心泵 。2 按泵体形式分类：a, 蜗壳式 b，透平式 c，分段式 d，中开式。3 按叶轮级数分类：a, 单级离心泵 b，多级离心泵4 按叶轮吸入方式分类：所谓吸入方式是指液体从叶轮的一侧吸入还是两侧吸入。离心泵作为一种通用机械，在现今世界上其产量仅次于电机。泵的种类很多，应用极为广泛，除农田灌溉、城市和工业给排水、热电厂、石油炼厂、石油矿物输送管线、化工厂、钢铁厂、采矿、造船等部门外，目前泵在原子能发电、船艇的喷水推进、火箭的燃料供给等方面亦得到重要应用。1 泵结构方案的选择1.1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。泵吸入口的流速一般为

11、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。1.2泵结构形式的确定由于泵结构上复杂程度不一样，所以，确定结构形式的步骤也不一样，一般按下列步骤进行。1.2.1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

12、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=80m、转速n=2950r/min所以有：圆整为 ns=901.2.2原动机的选择：由于本次设计的泵的流量Q=180 m3/h、扬程H=80m、转速n=2950r/min、效率=0.75、介质温度:60-70度、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=1.2X50.667=60.8(kw)扭矩 所以选择电动机为Y280S-21.2.3确定泵的结构形式根据本次设计要求选单

13、级、单吸离心输油泵。1.3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。开始设计时首先按扭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 扭矩 圆整为d=30mm对于直径d100mm的轴，有一个键槽

14、时，轴径增大5%-7%，有两个键槽时应增大10%-15%，所以轴d=29.2432.164-33.626在此为了安全期间取d=352 泵叶轮的设计2.1速度系数设计法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（如图2-1）2.1.1 速度系数设计法的计算步骤2.1.1.1 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

15、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=42mm2.1.1.2 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：

16、 2.1.1.3 叶轮出口宽度b2的计算和选择式中： 2.1.1.4 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 =342.1.1.5 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

17、（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。2.1.1.6 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2-1ns3045456060120120300Z8010788746由于本次设计的离心泵的比转数为83所以选叶片数Z=72.1.1.7

18、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。2.1.1.8 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

19、面速度 （3） 出口圆周速度（4） 出口直径2.2 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；

20、（9） 过D,F作直线，并与圆交于另一点G; 两圆弧绘型（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： 3 压出室及吸入室的设计3.1 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

21、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3-1）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

22、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，以便使液体的速度更均匀的引入叶轮。3.2 压出室的结构设计3.2.1 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

23、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

24、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。3.2.2 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

25、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，

26、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：将断面的形状设计成规则的形状如图3-2所示：由图可知，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

27、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： 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：4离心泵径向力、轴向力的平衡及平衡装置的设计4.1 离心泵径向力的平衡及平衡装置的设计计算4.1.1 径向力的平衡由于径向力是和

28、叶轮出口直径叶轮出口宽度成正比，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，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，如图41所示在a图中采用双蜗壳结构，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。4.1.2 径向力的计算当叶轮和蜗

29、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）4.2 离心泵中轴向力的平衡及计算4.2.1 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，

30、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。（如图4-2）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

31、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

32、是这个原因。（为密封环的直径）所以总的轴向力(N)4.2.2 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。单级泵的平衡措施：（1） 采用双吸式叶轮，如图A所示。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：如图B、D所示，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

33、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如图C所示，当叶轮旋转时，筋片强迫叶轮背面的液体加快旋转，偏心

34、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。5 离心泵中主要零部件的设计5.1 轴的机构设计及校核5.1.1 轴的机构设计5.1.1.1 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5-1）5.1.1.2 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。5.1.1.3 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

35、联轴器的键槽，处用铣刀铣的装叶轮的键槽。 5.1.1.4 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。5.1.2 轴的校核 5.1.2.2 求轴上的载荷首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，应从手册中查出值，由于是向心轴承所以=0.由前有：转矩 径向力 5.1.2.2 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。 5.1.2.3 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（N

36、M）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。5.2 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

37、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

38、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。

39、 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：5.3 联轴器的选择与校核5.3.1 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

40、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5.3.2 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矩。计算转矩应按下式：式中： T公称转矩（Nm）；-工作情况系数；所以有 由于 且n5600r/min,所以所选联轴器适合的。5.4 键的选择和校核5.4.1 键的选择键的选择包括类型选择和尺寸选择两方面。键的类型应根据键的结构特点、使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格的强度

41、要求取定。由本设计的特点可选用普通平键，其相关参数为：1、 轴 毂或502、 轴 毂或635.4.2 键的校核普通平键传递扭矩时，对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的平键连接，其主要的失效形式是工作表面被压溃，除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。因此，通常是按工作面的挤压应力进行强度校核计算。假定载荷在键的工作面上是均匀分布的。普通平键的强度条件为：式中： T传递的转矩，单位(Nm)；K键与轮毂键槽接触的高度，K=0.5h，此处h为键的高度，单位(mm)；l键的工作长度，单位(mm)，圆头平键l=L-b；平头评鉴l=L，这里L为键的公称长度，单位(mm)，b为键的宽度，单位同上；d轴的直

42、径，单位(mm)；键轴轮毂三者中最弱材料的需用挤压应力，单位（MP）。当轴径 d=35mm 高 h=8mm 键的长度l=L-b=45-10=35mm K=0.5h=4mm T=196.82Nm所以有 （MP）又上表可知挤压强度足够，故合适。当轴径 d=42mm 高 h=8mm 键的长度l=L-b=52-10=42mm K=0.5h=4mm T=196.82Nm所以有 （MP）又上表可知挤压强度足够，故合适。5.5 轴承的选择及校核5.5.1 轴承的选择滚动轴承是现代机器中应用的最广泛的部件之一，它是依靠主要原件之间的滚动接来支撑转动零件的，与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小、功率消耗小、启

43、动容易等许多优点。当轴承主要承受径向力和不大的轴向力时，可选用深沟球轴承和角接触轴承。球轴承与滚子轴承相比较有较高的极限转速，故在高速时优选球轴承。根据本次的设计实际选用6210型轴承，其一些参数如下：轴承代号6410：d=50mm，D=130mm，B=31mm， ， ， ， 脂润滑n=5300r/min,油润滑n=6700r/min。1 轴承润滑润滑对滚动轴承具有重要意义。轴承中的润滑剂不仅可以降低摩擦阻力，还可以散热、减少接触应力、吸收震动、防止锈蚀等作用。轴承常用的润滑方式有油润滑和脂润滑两类。选用哪类润滑方式，这和轴承的速度有关。一般用轴承的dn值（d为滚动轴承的内径mm，n为轴承的转速r/min）表示轴承的速度大小。由于 mm.r/min 所以选用油润滑。油润滑中的飞溅润滑是一种闭式齿轮传动中常用的润滑方式，它是利用齿轮的传动把润滑油甩到四壁上，然后通过适当的沟槽把油引到轴承中。2 轴承的密封密封装置分为接触式和非接触式两种。非接触式可以避免在接触产生滑动摩擦。但环境比较脏或比较潮湿时，采