淀粉液离心泵的设计.doc

1、ANYANG INSTITUTE OF TECHNOLOGY 本 科 毕 业 设 计 说 明 书淀粉液离心泵的设计The Design of the Starch Centrifugal Pump系（院）名称： 机械工程学院 专业班级：机械设计制造及其自动化08（1）班学生姓名： 李雁冰 学生学号： 200801050027 指导教师姓名： 张运真 指导教师职称： 讲 师 2012年 5 月毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织

2、已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得安阳工学院及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作 者 签 名： 日 期： 指导教师签名： 日期： 使用授权说明本人完全了解安阳工学院关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名： 日 期： 目 录中文摘要、关键词1英文摘

3、要、关键词2第1章 泵的基础知识概述31.1泵的概述31.2泵的分类31.3泵的用途4第2章 电动机选择52.1泵的技术参数52.2泵的类型52.3确定传动方式52.4电动机功率52.5电动机型号6第3章 泵的效率和汽蚀计算73.1泵的比转数73.2泵的水力效率73.3泵的容积效率83.4泵的机械效率83.5泵的总效率93.6泵的理论扬程和理论流量93.6.1泵的理论流量93.6.2泵的理论扬程93.7泵内汽蚀的过程103.8泵汽蚀理论的关系103.9泵安装高度113.10泵汽蚀余量113.11泵汽蚀比转数113.12提高抗汽蚀的措施12第4章 泵的主要结构参数和水力设计134.1泵的进出口直

4、径和进出口速度134.1.1泵的进口直径和吸入速度134.1.2泵的排出口径和出口速度134.2轴径和轮毂直径144.2.1轴径144.2.2轮毂直径144.3叶轮的主要尺寸154.3.1速度系数法154.3.3计算叶轮进口直径154.4确定叶轮的叶片数与叶片包角164.4.1叶片数164.4.2确定叶轮叶片的出口安放角174.4.3确定叶轮外径和叶片厚度174.5叶片出口排挤系数174.5.1出口轴面速度184.5.2叶轮出口宽度184.5.3叶轮出口圆周速度184.5.4叶轮叶片绘型19第5章 压水室和吸水室的设计与计算205.1压水室作用205.2压水室的设计和计算205.3涡室隔舌安放

5、角205.4涡室断面形状和断面面积215.5涡室扩散管的设计计算235.6涡室绘型235.7扩散管中间断面的绘制245.8涡壳壁厚的计算255.9吸水室的设计计算265.10密封压盖设计计算26第6章 泵的零件的选择与校核286.1轴的强度校核286.1.1最危险断面的确定286.1.2拉应力286.1.3切应力296.1.4折算应力296.1.5安全系数306.2联接螺栓的强度校核306.2.1液体作用在螺栓上的力计算306.2.2预紧力的计算316.2.3工作时螺栓上总拉力的计算326.2.4螺栓的强度校核326.3联轴器的选择和校核326.4轴承选择和计算346.4.1轴承的组合设计34

6、6.4.2载荷与寿命34第7章 泵的总体结构377.1叶轮377.2泵体387.3泵轴387.4泵的其余结构387.5泵的三维装配图41结论42致谢43参考文献44淀粉液离心泵的设计摘 要：针对离心泵向着大容量、高转速、高效率及自动化方向发展的趋势和当前实际需求，本文通过新的思路和方法，对这一课题进行了研究。文中介绍了设计输送淀粉液离心泵的全过程，主要是水泵与电机的选型配套，叶轮叶片的设计计算，吸水室、压水室的设计计算，泵体整体设计与布置，泵零件的强度校核以及泵各部分结构的三维图。关键词：淀粉 离心泵 叶轮 设计The Design of the Starch Centrifugal Pump

7、Abstract：According to the trend of high-capacity, high speed, high efficiency and automation of the mechanism field in the world and also including the actual demand, this article makes a research to the subject by the new thinking and method. This text introduces the whole design process of the sta

8、rch liquid centrifugal pump. It mainly involves matching centrifugal pump up electrical machinery, the design and calculation of the impeller, blade, the compress chamber, and the sucking chamber, the design and assignment of the global body pump, and the strength checking of the part of the pump .K

9、ey words: starch；centrifugal pump；impeller；design 第1章 泵的基础知识概述1.1泵的概述泵是一种将原动机的能量传递给所输送液体，使其位能、压能和动能增加的机器。原动机通过泵轴带动叶轮旋转，对其做功，使其能量增加，从而使需要的液体，由吸水池经泵的过流部件输送到要求的高处或要求压力的地方。泵的工作过程如下：原动机通过泵轴将机械能输入泵中，使泵轴和紧固在泵轴上的叶轮一起旋转，叶轮中的液体在叶片的作用下得到能量，流入压水室，并通过出口进入出水管到达B，同时，A中的液体在大气压和泵叶轮进口真空度所形成的压力差的作用下经过吸水管流经泵进口，进入叶轮，从而形

10、成连续不断的流动过程，使泵达到输送液体的目的。如图1.1所示是简单的离心泵装置。图1.1 泵工作的装置简图1-吸水管 2-吸水室 3-叶轮 4-压水室 5-出水管 6-电机泵在开动前，应先灌满水。如不灌满水，叶轮只能带动空气旋转，因空气的单位体积的质量很小，产生的离心力甚小，无法把泵内和排出管路的空气排出，不能在泵内造成一定的真空，水就吸不上来。1.2泵的分类泵可以分为叶片式泵、容积式泵和其它类型泵三大类。叶片式泵又称动力式泵，这种泵是利用高速旋转的叶片连续地给液体施加能量，达到输送液体的目的。叶片式泵可分为：离心泵、轴流泵和混流泵，它们的叶轮流入方向皆为轴向，所不同的是叶轮的流出方向。离心泵

11、中的液流在离心力的作用下，沿与泵轴线垂直的径向平面流出叶轮。离心泵是一种量大面广的机械设备。由于应用场合、性能参数、输送介质和使用要求的不同，离心泵的品种及规格繁多，结构形式多种多样。按泵轴的工作位置可分为卧式泵和立式泵；按压水室形式可分为涡壳式泵和导叶式泵；按吸入方式可分为单吸泵和双吸式泵；按叶轮个数可分为单级泵和多级泵。1.3泵的用途泵是一种通用的机械，种类甚多，应用极广，可以说，在国民经济各部门中，凡是有液体流动的地方，就有泵在工作。其主要应用范围是：农田排灌、石油化工、动力工业、城市给排水、采矿和造船工业等。另外，泵在火箭燃料供给，船舶推进方面也得到应用。其它如蒸汽机车的用水、机床中的

12、润滑和冷却、纺织工业中输送漂液和染料、造纸工业中输送纸浆，以及食品工业中输送牛奶和糖类食品等，都需要有大量的泵。总之，无论是飞机、火箭、坦克、潜艇，还是钻井、采矿、火车、船舶，或者是日常的生活，到处都需要用泵，到处都有泵在运行。正是这样，所以把泵列为通用机械，它是机械工业中的一类生要产品。第2章 电动机选择2.1泵的技术参数根据淀粉液分离洗涤工序的技术要求，该泵技术参数为：流量Q=25m/h=0.0069m/s.扬程H=60m。所输送介质马铃薯淀粉液浓度为6%-20%,该泵要求运转平稳，密封可靠，耐腐蚀，介质淀粉在泵内无过热糊化，使用时进口管路安装形式为倒灌装置。2.2泵的类型据该泵技术参数的

13、要求，确定其结构为单级单吸悬臂式离心泵。这种泵的结构特点从其名称上即可知道，单级是指这种离心泵只有一个叶轮，单吸是指水流只能从叶轮的一面进入，即只有一个吸入口。所谓悬臂指的是泵轴的支撑轴承装在泵轴的一端，泵轴的另一端装叶轮，状似悬臂。单级单吸悬臂离心泵一般为卧式。2.3确定传动方式动力机与离心泵之间的传动方式基本上分为直接传动和间接传动两种。联轴器直接传动有结构紧凑，占地面积小，传动平稳，效率高，运转可靠，经济安全等优点。采用直接传动。2.4电动机功率泵的功率在选用时应该小于电动机的额定功率。同时保障电动机的转速能够满足设计要求达到设计所要求的扬程。泵的轴功率：P= （2-1）式中 输送细纸浆

14、液的密度，因为细纸浆浓度较低，故取=1000kg/m3；g重力加速度g=9.8N/mP=KW电动机功率： P= （2-2）原动机功率 (KW)； k余量系数，取； 传动效率，该泵为直联传动，取。P=KW2.5电动机型号选择电机的原则是：在保证工作机正常工作，并具有一定过载保护能力的前提下，尽量选择容量较小，通用性较强，电能消耗低的型号。按已知工作要求和条件，选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。该系列电动机具有结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便等优点，因此广泛应用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如水泵、运输机、风机、搅拌机等。选定电动机型号：电动机Y13

15、2S-2，其主要参数如表2.1所示表2.1 电动机Y132S-2参数额 定功 率/ kW满载时堵 转电 流/ A额 定转 矩电流/A转 速/rmin-1效 率/%功率因数7.515292086.20.887.02.2第3章 泵的效率和汽蚀计算3.1泵的比转数泵的比转数是衡量泵性能的一个很重要的参数，简称比速。利用以下公式求比转数= （3-1）代入数据，得=41.07取n=423.2泵的水力效率离心泵的实际扬程等于理论扬程减去全部的水力损失。通过叶轮的有效液体（除掉泄漏）从叶轮中接收的能量（），也没有完全输送出去，因为液体在泵过流部分（从泵进口到出口的通道）的流动中伴有水力摩擦损失（沿程阻力）和

16、冲击、脱流、速度方向及大小变化等引起的水力损失，用来表示。由于存在水力损失，单位重量液体经过泵增加的能量（），要小于叶轮传给单位重量液体的能量（），即 (3-2)定义水力效率为： 式中 泵的理论扬程(m) 水力损失量(m)泵的水力损失其大小用泵的水力效率来计量，可用下式计算 （3-3）代入数据，得=1+0.0835lg=0.8443.3泵的容积效率输入水力功率用来对通过叶轮的液体做功，因而叶轮出口液体的压力高于进口压力。出口和进口的压差，使得通过叶轮的一部分液体从泵腔经叶轮密封环（口环）间隙向叶轮进口逆流。这样，通过叶轮的流量（也称泵的理论流量）并没有完全输送到泵的出口，其中泄漏量这部分液体把

17、从叶轮中获得的能量消耗于泄漏的流动过程中，即从高压（出口压力）液体变成低压（进口压力）液体。由于存在容积损失，单位时间内通过泵的流量，要小于叶轮单位时间内传给泵的流量，即 (3-4)式中 泵的理论流量(m3/s) 泄漏量(m3/s)由上，容积损失的实质也是能量损失，容积损失的大小用容积效率来计算。该泵由于ns较小可设计为单级泵，其容积效率考虑叶轮前密封环装置、平衡轴向力装置和密封装置等的泄漏量，叶轮前密封环的泄漏的值，可用下式计算 （3-5）代入数据，得=0.9473.4泵的机械效率当动力机把输入功率传动到水泵后，首先就必须克服泵轴与轴承、填料之间的摩擦阻力；其次，还必须克服叶轮外表面与水之间

18、的摩擦阻力。克服这些阻力所消耗的损失称为机械损失。应用公式 （3-6）代入数据，得=0.8393.5泵的总效率泵的总效率是水力效率、机械效率和容积效率的乘积。由公式： （3-7）代入数据，得=0.844=0.673.6泵的理论扬程和理论流量3.6.1泵的理论流量泵的理论流量可用下式计算 （3-8）式中 泵的理论流量(m3/s) 泵的容积效率代入数据，得=（m/s）则泄漏量（m/s）3.6.2泵的理论扬程泵的理论扬程为 （3-9）式中 泵的理论扬程(m) 泵的水力效率代入数据，得=（m）则水力损失量（m）3.7泵内汽蚀的过程液体在一定温度下，降低压力至该温度下的汽化压力时，液体便产生气泡，把这种

19、产生气泡的现象称为汽蚀。3.8泵汽蚀理论的关系经推导汽蚀基本方程得： （3-10）式中 进口处压力进口处速度头泵发生汽蚀的界限叶片进口速度水头叶片进口绕流引起的压降公式左边三项为NPSH，并称为汽蚀余量。右边两项为，并称为泵汽蚀余量。用装置参数表示汽蚀余量NPSH称为装置汽蚀余量，用表示，即NPSH= （3-11） = （3-12） = （3-13）= （3-14）装置汽蚀余量又称为有效的汽蚀余量。装置汽蚀余量由吸入装置引起的，在离心泵进口单位重量液体具有的超过汽化压力水头的富余能量，国外称此为有效的净正吸头，即进口处（位置水头为零）液体具有的全水头减去汽化压力水头的净剩值用表示。3.9泵安装

20、高度 （3-15）式中 吸入液面压力水头，参考同类离心泵估计10.33m液面气化压力水头，常温下m吸入装置水力损失，估计m装置气蚀余量(m)代入数据，得（mm）3.10泵汽蚀余量根据装置气蚀余量和气蚀余量的关系： （3-16）代入数据，得（m）3.11泵汽蚀比转数转速n和汽蚀基本参数及C有确定的关系，如得不到满足，将发生汽蚀。对既定的泵汽蚀比转数C为定值，转速增加，则流量增加。当该值大于装置汽蚀余量时，泵发生汽蚀。可见，对于既定的泵，转速越低越不易发生汽蚀。按下式计算汽蚀条件允许的转速，泵转速小于该转速。 （3-17）C取600(r/min)选定的泵轴转速满足此条件。3.12提高抗汽蚀的措施增

21、大叶轮进口直径，增加叶轮进口宽度。减小叶片厚度，叶片厚度越薄，越接近流线型，叶片最大厚度离离心泵进口越远，叶片进口的压降越小，泵的抗汽蚀性能越好。叶片进口的形状对压降影响是十分敏感的。叶轮上的平衡孔的泄漏对进入叶轮的主流起破坏作用，平衡孔的面积应不小于密封环间隙面积的五倍，以减小泄漏流速，从而减小对主流的影响，提高泵的抗汽蚀性能。叶轮进口部分越光滑，水力损失越小。在泵发生汽蚀时，应把流量调小或降速运行。为避免汽蚀破坏，可使用耐汽蚀的材料。第4章 泵的主要结构参数和水力设计4.1泵的进出口直径和进出口速度4.1.1泵的进口直径和吸入速度进口直径也叫吸入口径,是指泵吸入法兰处管的内径。吸入口径根据

22、合理的进口流速决定。从制造方面考虑，小型泵的流速取小些，以减小泵的体积。而提高泵的抗汽蚀性能，应减小吸入流速。综上，取泵吸入口流速3.0m/s。泵进口直径 （4-1）式中 泵进口直径 (m) Q 泵的流量 (m3/s) 泵吸入口流速 (m/s)代入数据，得(m)取离心泵系列中的标准口径m=54mm4.1.2泵的排出口径和出口速度1.确定排出口径它是指泵排出法兰管的内径。对于高扬程泵，为减小泵的体积和排出管路直径，可取排出口径小于吸入口经，一般取 D, （4-2）泵的排出口直径为D=0.854=43.2(mm)所以排出口直径为44mm2.泵出口速度(m/s)4.2轴径和轮毂直径4.2.1轴径从泵

23、的经济性方面来说，要求轴细，可以节省材料；从泵的水力性能方面来说，也要求轴细，这样可以减小叶轮轮毂直径，有利于提高泵的效率；从泵的工作性能方面来说，要求轴粗，刚性好，泵工作稳定可靠，并且不易损坏. 因此要适当增加最小轴径。轴的直径既要满足强度和刚性的要求，也希望泵不致因轴太粗而降低了效率，使产品具有较高的技术经济指标。因此泵轴许用切应力的选择和最小轴径的确定是重要的一步。联轴器部分的轴径可以根据轴功率初步计算出来，用下式计算 (4-3)式中 泵的最小轴轴径 (m)T 扭矩 (Nm) 材料的许用切应力，其值大小，决定轴的直径取 Pa，代入数据，得(m)选取泵的最小轴径为15mm，其强度不够，根据

24、其他泵选取标准最小直径为30mm。4.2.2轮毂直径单级泵叶轮处的轴径等于联轴器内的轴径。叶轮轮毂直径必须保证轴孔在开了键槽之后还应由一定的厚度，使轮毂具有足够的强度。采用一般平键叶轮轴孔的键槽深度约为0.1，轮毂厚度取二倍键槽深度，即0.2，轮毂直径等于轴径与二倍轮毂厚度之和，即式中轮毂直径 (m)。单级泵叶轮一般取 （4-4）代入数据，得 (mm)取 =42mm4.3叶轮的主要尺寸4.3.1速度系数法速度系数法的理论基础是相似理论。这些设计方法是建立在对先有一系列性能好的泵的统计资料基础上的。这种方法既方便简单，又切实可靠。从离心泵的相似定律知：几何相似的离心泵，运转工况也相似，他们的扬程

25、和任何线性尺寸的乘积的平方之比相等且等于常数。4.3.2叶轮进口流速V叶轮进口流速V，按下式计算 V= Km/s （4-5）式中 K叶轮进口速度系数，根据比转数及不同类型的泵，取K=0.09代入数据，得V= K=0.09=3.09(m/s)4.3.3计算叶轮进口直径先求叶轮直径的有效直径D,如下计算D= （4-6）式中 Q通过叶轮的流量， V叶轮进口流速 代入数据，得 D=(mm)再计算叶轮进口直径D若轮毂的直径为d,则叶轮的进口直径D=(mm)取70mm。4.4确定叶轮的叶片数z与叶片包角叶轮叶片数的多少会影响泵扬程的高低。用速度系数设计叶轮时，因为速度系数是从现有泵的参数上统计而来的，而现

26、有的叶片数z与比转数之间存在一定的关系。因此，泵叶轮叶片数z也可根据比转数按照这一关系确定之。离心泵叶轮的叶片数与比转数之间关系如表4.1表4.1 离心泵叶轮的叶片数与比转数之间关系表30-60Z5片长叶片加5片短叶片叶片由进口边到出口边的包角，当叶片数按照上表选择时，一般取85-110。包角太大，使两叶片的流道过长，增加水力摩擦损失;包角过小，会减小两叶片的重叠度，减短了叶片间流道的有效部分，也是不利的。如果不按照表中所选，叶片数少，角度可以大些，叶片数多，角度取小一些。4.4.1叶片数叶轮叶片数的多少对泵的扬程、效率、汽蚀性能都有一定的影响。选择叶片数，一方面考虑尽量减少叶片的排挤和表面的

27、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体的充分作用。可用下式计算 （4-7）式中 叶轮叶片数 叶轮内径，取 mm 叶片进口角 ，取 代入数据，得取标准叶片数5。4.4.2确定叶轮叶片的出口安放角离心泵的出口安放角可以在15到40的范围内选取，比较常用的是20-30在这里选取254.4.3确定叶轮外径和叶片厚度叶轮外径通过叶轮出口圆周速度求得 = （4-8）式中 出口圆周速度系数，取1.66 （4-9）代入数据，得=1.66(m/s)=(m)叶轮工作时，叶片上承受着液体的反作用力和叶片质量的离心力，受力情况比较复杂，很难精确计算，通常可用如下经验公式计算叶片厚度 （4

28、-10）式中 叶片厚度 (mm) 系数，与比转数和材料有关，取代入数据，得(mm)4.5叶片出口排挤系数叶片出口排挤系数一般等于，小泵取小值，大泵取大值。在叶片数。叶片厚度、出口安放角及叶轮外径确定以后，又该泵出口处轴面液流流线与轴面截线相垂直，则出口叶片排挤系数可以直接求得 （4-11）式中 叶片出口排挤系数 叶片厚度代入数据，得 4.5.1出口轴面速度出口轴面速度，可用下式计算 （4-12）式中 出口轴面速度 (m/s)；出口轴面速度系数，取。代入数据，得(m/s)4.5.2叶轮出口宽度叶轮出口宽度可以表示为 （4-13）式中 叶轮出口宽度 (m)代入数据，得(m)取标准宽度4mm。4.5

29、.3叶轮出口圆周速度 （4-14）式中 叶轮外径 (m)代入数据，得(m/s)4.5.4叶轮叶片绘型根据上文，所求出的、等叶轮参数参考相近的叶轮水力模型，即可绘出叶轮叶片，如图4.1所示。图4.1 叶轮叶片第5章 压水室和吸水室的设计与计算5.1压水室作用压水室作用为1.收集从叶轮中流出的液体，并输送到排出口或下一级叶轮入口；2.保证流出叶轮的流动是轴对称的，从而使叶轮内具有稳定的相对运动，以减小叶轮内的水力损失；3.降低液流速度，使速度能转化为压力能；4.消除液体从叶轮流出的旋转运动，以避免由此造成的水力损失。5.2压水室的设计和计算切与隔舌头部的圆称为基圆，以表示。应稍大于叶轮外径,使隔舌

30、和叶轮间有一适当的间隙，该间隙过小容易因液流堵塞而引起噪声和振动；但间隙过大，除了增加径向尺寸外，因间隙处存在旋转的液流环，消耗一定的能量，间隙越大泵的效率下降的越多，通常取 =（1.03-1.05） （5-1）代入数据，得=（1.03-1.05）=1.03373=384.19mm取标准直径385mm确定涡室进口宽度时，主要考虑使叶轮前、后盖板与涡室侧壁之间有足够的间隙以利于回收部分圆盘损失功率。目前，有些涡室取的相当宽，这样可以使叶轮前后盖板带动旋转的液体流畅的流入压水室，回收一部分圆盘摩擦功率，提高泵的效率，另外可适应不同宽度的叶轮，提高产品的通用性。通常 mm （5-2）(mm)取标准宽

31、度24mm。5.3涡室隔舌安放角隔舌位于涡室螺旋部分的始端，将螺旋线部分与扩散管隔开。习惯称过隔舌头部的断面为0断面，隔舌和第断面的夹角为隔舌安放角，用表示。的大小应保证螺旋线部分与扩散管光滑连接，并尽量减小径向尺寸。该泵取隔舌螺旋角式在涡室第（即涡室螺旋线的起点）处，螺旋线的切线与基圆切线间的夹角。或近似认为隔舌螺旋角是隔舌处内壁圆周方向的夹角。为了符合流动规律，减小液流的撞击，隔舌螺旋角应等于叶轮出口稍后的绝对液流角，即 （5-3）式中 隔舌螺旋角 叶轮出口稍后的绝对液流角 叶轮出口轴面速度，取 m/s 中间流线出口处液流的圆周分速度，可用下式计算(m/s)代入数据，得5.4涡室断面形状和

32、断面面积为便于计算和绘图，涡室通常取八个彼此成的断面，即用八个轴面切割涡室，设计时先计算第断面，其他断面以第断面为基础进行确定。利用速度系数法计算各断面面积。计算涡室各断面面积时，是把涡室的圆周方向平均速度看作常数来设计的，可用下式计算涡室各断面中的平均速度 （5-4）式中 涡室各断面中的平均速度 (m/s) H-泵的扬程 g-重力加速度 -速度系数，取=0.56代入数据，得 (m/s)通过第断面的流量为 (m3/s) 式中 -隔舌起始角 Q-泵的流量代入数据，得 (m3/s)断面的面积可由下式计算 （5-5）代入数据，得(m2)其他断面的面积，按涡室各断面速度相等确定 (m2) （5-6）式

33、中 某断面的包角 包角为的某断面面积 (m2)各断面面积计算如表5.1 表5.1 涡室各断面高度和面积断面一二三四五六七八包角3075120165210255300345面积31.3178.26125.22172.18219.13266.09313.05360高度1.313.265.227.179.1311.0913.0415宽度24242424242424245.5涡室扩散管的设计计算涡室扩散管部分的作用在于降低泵排出口的液流速度，是液体一部分动能转变为压力能，减少排出管路的水力损失。扩散管的进口可看作是涡室的第断面，其出口是泵的排出口。设计计算扩散管的长度和排出口直径时，原则上在保证扩散角

34、和加工及螺栓连接的条件下，长度应尽可能小，以减少泵的尺寸。另外，为了减小扩散损失，扩散角应在的范围内。由于第断面是矩形的，而泵的排出口是圆形，所以只能求出涡室扩散管的当量扩散角，其计算如下 （5-7）式中 扩散管当量扩散角 扩散管长度，取 m 第断面当量直径代入数据，得 则=13.4，取125.6涡室绘型根据确定的基圆直径和进口宽度，参考相同或相近的性能良好的涡室形状，以进口宽度为底边，作矩形，矩形断面的圆弧半径由第断面均用相同的数值，以便于制造和清理铸件的流道。涡室平面图的绘制1.在平面图上画出坐标轴，并作基圆；2.每隔作一轴面射线，并从与横轴成的一轴面开始顺次编号、；3.在与轴面间作一轴面

35、与轴面成角，并与基圆交于一点0，即为0断面。4.以、轴面与基圆的交点为起点，在相应的射线上分别向基圆外一长度使其等于各断面的高度、，得到的点即为断面的顶点、。5.过0点在有轴面的（0轴面的上方）一侧作一直线与0轴面射线成角，在此直线上找一圆心，并以它到0点的距离为半径画弧，使之通过点0、及，得到涡室的第一个圆弧，以后每三个点画一个圆弧，圆弧与圆弧之间应是相切的，如此直画到断面。6.绘制扩散管部分，根据结构确定尺寸，又用前述计算中求得的管长和定出扩散管中心并绘出，从的外端作直线与断面处的圆弧相切，从的里端作直线与隔舌起点0相连，并根据泵的大小用mm的圆弧将此直线与断面0和间的圆弧切联，就得到涡室

36、的平面图，如图5.1 图5.1 涡室平面图5.7扩散管中间断面的绘制首先根据扩散管的长度，在涡室的第断面和排出口（即Dy）之间确定若干个等距离的断面，如图中的OO、断面。然后画扩散管中间的断面，将扩散管的进口断面（即断面）画在扩散管出口断面（即泵的排出口）内，如图5.2所示，作若干条射线，将各射线对应扩散管进出口断面之间的长度按扩散管长度的等分数作同样的若干等分，并将相应的等分点光滑地连接起来，就得到相应的中间断面，这样保证了整个断面是光滑的。(a) 扩散管 (b) 扩散管中间断面图5.2 扩散管中间断面 5.8涡壳壁厚的计算涡壳的几何形状是很复杂的，且受力不均，因此很难精确计算其厚度，可用如

37、下的经验公式估算壁厚 (cm)式中 涡壳壁厚 (cm) 泵流量 (m3/s) 泵扬程 (m) 许用应力 (Pa)，kPa 当量壁厚，按下式计算代入数据，得(cm)取涡壳壁厚(mm) 5.9吸水室的设计计算吸入室泛指泵进口到叶轮前进前的一段流道。因此，吸入室应保证叶轮进口前液流分布均匀，液流运动的速度方向符合要求，并尽可能减小吸入室中的水力损失。吸入室进口直径即泵的进口直径由前章确定。如图5.3所示 按照吸入室的形状可以分为椎管吸入室、环形吸入室、半螺旋形吸入室三种。由于本设计为单极泵，椎管吸入室是最简单的吸入室，容易设计。图5.3 锥形吸水室直锥形吸水室进口直径为泵的进口直径，吸水室出口直径与叶轮进口直径相同，通常取该泵取吸水室进口直径 (mm)，出口直径 mm。直锥形吸水室的锥度约在范围内，其长度不宜太长，也不宜太短，太长增大泵的轴向尺寸，太短则会使液流速度来不及均匀就进入叶轮，可视泵的总体结构而定。该泵取吸水室的长度为 mm。5.10密封压盖设计计算盖板中的应力主要是由离心力引起的，由于叶轮的前后盖板是等厚的，半径越小的地方，圆周应力越大，和处的应力近似由下式计算 （5-8）式中 盖板中和处的圆周应力 (Pa) 材料密度 (kg/m3) 盖板外径的圆周速度 (m/s)