水泵设计计算

第一节泵的基本参数一.流量Q质量流量Qm(t/h)=ρQ体积流量Q二.扬程H扬程H(m)=Ed-EsEd--在泵出口处单位重量液体的能量(m)Es--在泵进口处单位重量液体的能量(m)三.转速n四.汽蚀余量NPSH五.功率和效率输出功率Pe=HQmg=ρgQHρ--泵输送液体的密度(Kg/m3)Q--泵的流量(m3/S)H--泵的扬程(m)g--重力加速度(m/s)P--轴功率效率η=Pe/P第二节泵内的各种损失及泵的效率一.机械损失和机械效率ηm=(P-Pm)/P=P′/P机械损失Pm=Pm1+Pm2+Pm3Pm1--轴承损失Pm2--密封损失Pm3--圆盘摩擦损失P′--输入水力功率二.容积损失和容积效率容积效率ηv=(ρgQtHt-ρgQHt)/ρgQtHt=ρgQHt/ρgQtHt=Q/QtEd=Pd/ρg+υd2/2g+Zd=Es=Ps/ρg+υs2/2g+Zs=H=(Pd-Ps)/ρg+(υd2-υs2)/2g+(Zd-Zs)=Qt--泵的理论流量(通过叶轮的流量),Qt=Q+qHt--泵的理论扬程(通过叶轮的扬程),表示叶轮传给单位重量流体的能量.q--泄漏量.三.水力损失和水力效率水力效率ηh=ρgQH/ρgQHt=H/Ht泵效率η=ηmηvηh第三节液体在叶轮中运动的分析--速度三角形三.叶片进、出口处的速度三角形一)叶片进口速度三角形1.圆周速度u1=D1πn/60n--转速D--所求速度点的直径2.轴面速度υm1=Qt/(F01ψ1)=Q/(ηυπRc1b1ψ1)F01--叶轮进口处垂直于过研究点面流线的过水断面的面积;ψ1--叶轮进口排挤系数.ψ1=1-ZSu1/D1π3.圆周分速度υu1=二)叶片出口速度三角形1.圆周速度u2=D2πn/60D2--出口处研究点的直径2.轴面速度υm2=Qt/F02ψ2=Q/(ηυπRc2b2ψ2)ψ1=1-ZSu1/D1π相对速度w22.相对速度w3.绝对速度υF0=2πRCbF0--过水断面积b--过水断面形成线长度Rc--形成线重心半径(计算方法见叶轮设计部份)Ht--泵的理论扬程(通过叶轮的扬程),表示叶轮传给单位重量流体的能量.旋涡泵的设计计算一.经验系数设计法1.给定设计参数备注流量Q(m3/h)=0.9扬程H(m)=11汽蚀余量NPSH=介质温度(℃)0-60重度=粘度=选择转速(rpm)2770计算结果叶轮直径d50.64737496叶轮宽度b6.322975302二.电机选择计算比转数ns=26.46659819η=16.23%按XVm60的额定功率下的效率ns=26.46时,输出功率为Pe(W)=ρgQH=26.95输入功率P(W)=Pe/η=166.0505237三.叶轮设计1.最小轴径计算d≥A0(P/n)1/3=4.618158499取d=845#钢,A0=118～107取A0=1182.轮毂直径计算dh=1.4*d=11.2漩涡泵比转数的范围为ns=5～40,为了提高比转数,可设计多级漩涡泵3.结构形式选择应考虑汽蚀性能,是否自吸和气液混输4.叶轮直径D的计算D(mm)=50.64737496取D(mm)为50D对于闭式叶轮为外径,对于开式叶轮为流道重扬程系数ψ=4查图13-12假设b=6当a=0.5b时,D2≈D+b=D--流道中重心直径当a=0.76b时,D2≈D+0.6b=b--叶轮宽度即a=3取c=2.5取h=8.256.流道断面积A计算由漩涡泵的效率图η-Q和Δη-ns图查得:4/365.3HQnHn6.84流道内液体平均速度υ和圆周速度有关,按下式计算υ(m/s)=Kυ*u=Kυ*(Dπn/60)4.038106764u--叶轮外圆的圆周速度(闭式叶轮);流道重心处的圆周速度(开式叶轮)Kυ=0.55Kυ=0.5～0.6;开式叶轮,Kυ=0.55～0.65;流道面积A按下式计算A(mm2)=Q/(ηυ*υ)=82.5469342A--流道过流断面积(不包括叶轮占的面积)ηυ=0.75ηυ--容积效率,ηυ=70%～80%7.叶轮宽度b的计算b按下式计算b(mm)=6.322975取b=6k--叶轮宽度系数,与流道断面形式有关,按表13-1选取k=0.330747546闭式叶轮矩形流道K=0.475/(a/b+2*c/b*(a/b+h/b))1/2=0.3307475468.流道水力尺寸的确定通常要根据流道断面积和流道最佳尺寸比值来确定流道各水力尺寸.(1)闭式叶轮开式流道水力尺寸1)梯形流道(13-13a)c≈0.5b=h≈b=R=0.5b=2)矩形流道(图13-13b)2.8453398.8521653.635711(2)开式叶轮闭式流道水力尺寸1)半圆形(图13-13C)C≈b=h≈2b=a=(0.5～0.7)b=e=(0.3～0.5)b2)矩形流道(图13-13d)b/c=1.07h=2c=D2≈D+he/h按下表选择根据上述各尺寸画流道断面,流道断面积应等于或略大于计算的面积Aa=(0.35～0.8)b=k(Q/(ηυ*Kυ))1/2*(ψ/H)1/4=a=(0.25～0.35)b=C=(0.4～0.5)b=h=(1.1～1.7)b=9.叶片数的选择取z=3610.叶片截面形状的选择对于铣加工的闭式叶轮,通常为等厚度的径向叶片;对于铸造的开式叶轮,可采用梯形截面的叶片.11.隔舌包角θ的确定(13-13e)θ≥(2*360)/z=20取θ=16.512.叶轮端面空刀处密封尺寸y的确定(图13-13A～图13-13C)取y=5.2513.间隙δ1和δ2的确定(13-13e)通常δ1=0.1～0.25mm取δ1=0.1大泵取大值δ2=0.1～0.3mm取δ1=0.1大泵取大值14.进出口管径d的确定取υ(m/s)=1.25进出口管径d(mm)=15.96173769并且d≥b+2c取d=2015.最大扬程、最大功率和径向力计算(1)最大扬程(功率)在使用范围内最大扬程,最大功率和设计扬程(功率)的关系为Hmax=(1.4～1.6)H=16.5Pmax=(1.2～1.6)P=(2)叶轮径向力R(MPa)=kbrp=20.37618858取k=1.2b--叶轮宽度隔舌的宽度最小要大于两个叶片的间距,以保证有效地隔开出口高压区和进口低压区.隔舌包角按下式计算漩涡泵管路的流速,通常为υ=1～1.5m/s,由此可确定管径,但对闭式叶轮梯形流道:d≥b+2c,对于式叶单侧流道d≥b+c在流道内液体的压力自吸入口到压出口逐步增加.泵体隔舌将吸入口与压出口隔开,这段长度的压力也可认为按直径变化,由图13-14可知,修用的流道周围的压力是不对称的,因而在叶轮上造成径向力.径向力使轴产生挠度,有可能产生端面磨损等问题.径向力按下式计算轴向间隙δ1是泵体和泵盖与叶轮之间的间隙,也叫端面间隙.径向间隙δ2是泵隔舌与叶轮外缘之间的间隙,δ1和δ2对泵性能曲线的形状有很大影响.漩涡泵的容积损失主要是由这两个间隙引起.叶片数对泵的性能有很大影响,随叶片数增加,扬程增加较显著,功率也稍有提高.当增加到一定数量时,H、η、P则不变化。一般z=24-60。选择叶片数还要考虑叶轮直径及制造方法等。对于闭式叶轮，叶片在最大半径上的间距与叶片高度之比通常为0.6～1。y值太小,密封性能差,端面泄漏量大;y太大则加工量大,另外在小流量时,端面容易研磨,有时结构上也不允许很大.一般y=10～20MM,叶轮直径大者取大值.Q4r--叶轮半径P--泵压力k--系数,k=1.12～1.24,ns小者取大值第四章泵汽蚀的理论和计算汽蚀系数设不受物体影响的远方来流的压力为P0,速度为υ0,物体表面最低压力(最大流速)Pmin,速度为υ.汽蚀系数kd=(P0-Pυ)/(Pυ02/2)Kd常用于研究翼型汽蚀场合设不受物体影响的远方来流的压力为P0,速度为υ0,物体表面最低压力(最大流速)Pmin,速度为υ.流量比M=Q2/Q1=射流泵流量/驱动流量扬程比N=(Hd-Hs)/H1-Hd)=射流泵净扬程/驱动扬程射流泵效率设计资料叶轮径向间隙0.15-0.3mm叶轮轴向间隙0.07-0.15mm旋涡泵基本方程式液体经过一次叶轮所产生的理论扬程理论扬程Ht1=(1/g)*(u2Vu2-u1Vu1)液体i次经过叶轮的理论扬程Ht=iHt1=i*(1/g)*(u2Vu2-u1Vu1)