【文章內(nèi)容簡介】 的作用，那么保證泵的順暢運行就顯得尤為重要了，但根據(jù)對離心泵的調(diào)查，離心泵故障停機檢修多半是由軸封失效和軸承損壞所至，而軸封和軸承壽命均與泵的軸向力的大小有密切的關(guān)系，因此，泵的軸向力的研究具有十分重要的價值，只有準(zhǔn)確的了解泵的軸向力的大小并掌握其變化規(guī)律，以致最終做到對軸向力大小的控制，才能恰當(dāng)?shù)倪x擇軸承和密封，使泵的運行可靠性得以提高，從而減少泵的故障停機檢修，延長泵的壽命，提高泵的利用率，這無疑具有巨大的社會效益和經(jīng)濟效益。長期以來，離心泵的軸向力一直是泵的行業(yè)內(nèi)人士十分關(guān)注的問題，然而人們對離心泵軸向力認識的現(xiàn)狀正象一些專著中所指的那樣，“軸向力既難準(zhǔn)確計算又難準(zhǔn)確測量”，目前，對于離心泵運轉(zhuǎn)時所產(chǎn)生的軸向力的原因，認識幾乎是一致的，但是按照不同的計算出的軸向力的值，有時還是相差很大的，在實驗臺上實測的軸向力甚至比最大計算值還要大很多，由于軸向力對離心泵的設(shè)計和運行質(zhì)量影響很大，因此，定量的了解軸向力的大小并盡可能的減小它，是一個十分重要的問題。分析泵內(nèi)的流體運動，應(yīng)在流體力學(xué)一般原理的基礎(chǔ)上進行，并考慮有關(guān)技術(shù)科學(xué)的部門，如水輪機、航空、壓縮機以及其他學(xué)科的實驗研究成果，葉片泵的理論基礎(chǔ)是直接由流體力學(xué)的基本原理推演出來的規(guī)律。從泵的技術(shù)發(fā)展觀點來看，液體運動的很多問題是很有趣的，但還沒有充分的理論分析，主要是目前的數(shù)學(xué)、流體力學(xué)發(fā)展還不是很充分。軸向力產(chǎn)生的原因是由于葉輪在液流內(nèi)旋轉(zhuǎn)時，沿每個葉片的兩邊產(chǎn)生壓力差，所以，葉輪和液流產(chǎn)生力的相互作用。葉片對液流的壓力造成了液流的強制旋轉(zhuǎn)及其移動，增加了液流的壓力和速度，既增加了機械能。同時，液流對葉輪的前后蓋板以及暴露于液流中的轉(zhuǎn)子其他部分均會產(chǎn)生力的作用，泵腔中運動流體對轉(zhuǎn)子壓力分布的積分結(jié)果表現(xiàn)為對轉(zhuǎn)子的一個很大的作用力，此力消除了徑向分量，還有軸向分量。根據(jù)目前為止的研究，一致認為產(chǎn)生的軸向力有幾個方面的原因，意識離心泵葉輪的前后蓋板受液體壓力的面積的大小不等，前后泵腔中 液體的壓強分布也不盡相同，因此，作用于兩蓋板上的流體壓力以及作用于吸入口的流體壓力在軸向上不能平衡，造成軸向的分力，這個軸向的分力是軸向力的主要組成部分。二是由于液體流入葉輪吸入口及從葉輪出口流出，其速度大小及方向均不同，液體動量的軸向分量發(fā)生了變化。根據(jù)動量定理，在軸向作用了一個沖力，或稱為動反力，這個作用在葉輪上的力也是軸向力的組成部分。對于懸臂式葉輪，由于吸入壓力與大氣壓力不同而引起軸向力，其方向視具體情況而定，對于立式離心泵，轉(zhuǎn)子的重量也是軸向力的組成部分。在大多數(shù)情況下，泵內(nèi)的軸向力值是比較大的。因此，必須設(shè)法平衡或者消除作用在葉輪上的軸向力，否則，它將使轉(zhuǎn)子竄動甚至與固定零件接觸，造成零部件損壞，如果止推軸襯能可靠地受軸向推力，這將是最有效的解決方法。但由于軸向力通常較大，用止推軸襯來平衡就會使結(jié)構(gòu)復(fù)雜。所以，最好的辦法是用水力方法來平衡部分或者是全部軸向力。但是，按目前的觀點，只有在降低離心泵效率的情況下才能做到這一點。在單級離心泵內(nèi)，通常采用下述兩種方法之一來減小或者是消除軸向推力，第一種方法是在單吸葉輪后蓋板上也設(shè)密封環(huán)，這樣在葉輪背面形成一個平衡室，室內(nèi)壓力通過后蓋板上的平衡孔或者專用的回水管與葉輪入口壓力平衡，平衡孔總面積或卸荷管斷面應(yīng)比密封環(huán)間隙面積大四倍。采用卸荷管的方法在結(jié)構(gòu)上比采用平衡孔的方法要好，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，采用平衡孔后流經(jīng)后蓋板上的平衡孔的液體流動方向與葉輪入口處液流的方向相反，破壞了葉輪入口處的液流分布。著兩種方法都會增加容積損失。為了保證完全軸向力，還必須采取一定的措施。第二種法是在后蓋板上加背葉片，當(dāng)旋轉(zhuǎn)時，用背葉片減小葉輪和泵體間腔室內(nèi)的壓力。很明顯，第一種方法會使泵的容積損失增加一倍，而在密封環(huán)磨損時，容積損失還要加大。第二種方法需要一定的附加功率，此附加功率并不隨時間變化，對輸送含有固體雜質(zhì)的流體的流體來說，這種方法比第一種方法更為經(jīng)濟而有效。采用背葉片平衡軸向力需要消耗一些功率，但是通常認為這個功率值不會超過采用平衡孔所產(chǎn)生的泄露量而消耗的功率。該功率值與背葉片外徑的平方成正比，與背葉片的平均寬度成正比。因此，為了達到同樣的平衡，希望適當(dāng)?shù)販p小背葉片的外徑而增加其寬度，為了減小背葉片消耗的功率，計算中的背葉片的寬度可以事先給定。通過分析軸向力產(chǎn)生的原因及理論計算方法，闡明了要從理論上準(zhǔn)確計算離心泵的軸向力在目前還是可能的?，F(xiàn)行的一些計算公式是在經(jīng)過適當(dāng)簡化后得出的，雖然它們各自在不同側(cè)面突出了問題的主要方面，但均不能準(zhǔn)確的表達軸向力，只能對軸向力的大小做出大小的估計。用背葉片平衡軸向力的公式同樣是如此，也是建立在 許多假設(shè)和經(jīng)驗的公式上的，同樣不能精確的描述背葉片平衡軸向力的真實情況。因此只能用實驗研究測量其準(zhǔn)確性。第4章 離心泵主要零部件的強度計算 對于離心泵的零件，特別是對過流部件來說，耐汽蝕、沖刷化學(xué)腐蝕和電腐蝕也是十分重要的。因此要進行校核，但由于泵的一些零部件形狀不規(guī)則用一般的材料力學(xué)的公式難以解決這些零部件的強度和剛度問題。在工作過程中，離心泵零件受外力的作用，使零件產(chǎn)生變形和破壞，而零件依靠自身的尺寸和材料性能來反抗變形和破壞。一般，把零件抵抗變形的能力叫剛度，把零件抵抗破壞的能力叫做強度。為了提高泵的使用性能和壽命，應(yīng)該盡量使這些尺寸大些，但另一方面，在實際中，又希望泵的零件盡可能的小，而且成本低，所以在設(shè)計的過程中， 要滿足這兩方面的矛盾，合理的確定離心泵的零件的尺寸和材料，這樣既滿足要求，又可以合理的使用材料的。葉輪的強度可以分為葉輪蓋板的強度、葉片強度和輪轂強度的計算離心泵不斷的向高速化方向發(fā)展，當(dāng)泵的轉(zhuǎn)速提高后，葉輪因離心力而產(chǎn)生的應(yīng)力也隨之提高，當(dāng)轉(zhuǎn)速超過一定的數(shù)值后，就會導(dǎo)致葉輪的損壞。在計算的過程中可以把葉輪簡化為一個圓盤（即將葉片對葉輪概板的影響忽略不計）。計算分析表明，對于旋轉(zhuǎn)圓盤來說，圓周方向的應(yīng)力應(yīng)該是主要的，葉輪圓周方向的速度于圓周方向的應(yīng)力近似的滿足以下的關(guān)系：=104式中 ——葉輪材料的重度（MPa），對于鑄鐵葉輪來說=.0073（MPa），對于鑄鋼來說=（MPa），對于銅葉輪來說=（MPa）； ——葉輪圓周速度（米/秒）g ——重力加速度，一般取980（厘米/秒2）===所以 =104（）2 = 66 而許用應(yīng)力[]=250～350，因此滿足條件，經(jīng)驗表明鑄鐵葉輪的圓周速度可以最高可以達到60米/秒左右，因此，單級揚程可以達到200米左右，鑄鋼葉輪的圓周速度可以達到110米/秒左右，因此，單級揚程可以達到650米/秒左右。如果葉輪的圓周速度沒有超過上述的范圍，則葉輪蓋板的厚度可有由結(jié)構(gòu)與工藝上的要求決定，懸臂式泵和多級泵的葉輪蓋板的厚度一般可以由下表選取，對于雙級泵的葉輪蓋板的厚度可以比表中推薦的值大到一倍。葉輪的直徑為300mm ，考慮到化工流程泵的耐磨性，可取蓋板的厚度為10mm .表4—1 葉輪蓋板厚度表葉輪直徑（mm）100～180181～250251～520520蓋板厚度(mm)4567為了擴大葉輪流道的有效過流面積，希望葉片越薄越好；但如果葉片選擇的過于薄，在鑄造上有一定的困難，而且從強度方面考慮，葉片也需要有一定的厚度。目前，鑄鐵的葉輪的最小葉片的厚度為3到4毫米，鑄鋼葉片的最小厚度為5到6毫米，葉片也不可以選擇的太厚，葉片太厚降低效率，惡化泵的汽蝕性能。大泵的葉片厚度要適當(dāng)?shù)募雍褚稽c，這樣對延長泵的壽命有好處 表4—2 葉片厚度的經(jīng)驗公式材料比 轉(zhuǎn) 數(shù)4060708090130190280系 數(shù) k鑄鐵6710鑄鋼3568葉片厚度，可按下列經(jīng)驗公式計算：S =kD2 +1 =+1= 所以選葉片的厚度符合強度要求對于一般離心泵，葉輪和軸是動配合，大型鍋爐給水泵和熱油泵等產(chǎn)品，葉輪和軸是靜配合，為了使輪轂和軸的配合不松動，在運轉(zhuǎn)時由離心力產(chǎn)生的變形應(yīng)小于軸和葉輪配合的最小公盈，在葉輪輪轂處有離心力所引起的應(yīng)力變形可近似地按照下面公式計算：D=Dc 式中 E ——彈性模數(shù)（MPa），對于鑄鐵E= Dc ——葉輪輪轂平均直徑（厘米）,Dc=6cm D ——由離心力引起的葉輪輪轂直徑的變形（厘米）， D應(yīng)小于葉輪和軸配合的最小公盈min ,即D〈min D=Dc =106 =葉輪與軸配合的最小公盈min= ,符合條件。常用的離心泵的泵體有渦室和中段兩種，耐磨離心式化工流程泵采用螺旋行渦室。下面介紹渦室的計算方法。渦室壁厚的計算方法：渦室是離心泵中較大的零件，并承受高壓液體作用。所以，渦室除了應(yīng)有足夠的強度和良好的工藝性以外，為了保證運轉(zhuǎn)的可靠性，還必須有足夠的剛度。在生產(chǎn)實驗中，在實際的生產(chǎn)實驗中，雖然由于渦室的的強度夠了，但由于剛度不夠，在加工、實驗、存放的過程中發(fā)生了變形，影響離心泵的運行和裝配。目前，一般低壓和中壓泵的渦室均以鑄鐵制造，實踐表明，如果泵體的壁厚超過了40毫米，在鑄造時容易產(chǎn)生疏松現(xiàn)象。所以，對吐出壓力大于50（公斤/厘米2）的泵，很少采用鑄鐵泵體，一般采用高強度鑄鐵、鑄鐵或者是合金剛鑄造。由于渦室的形狀不規(guī)則，很難的計算渦室的內(nèi)應(yīng)力，現(xiàn)推薦下列公式：S=Scq式中 S ——渦室壁厚（厘米） [] ——許用應(yīng)力 （MPa），在上式中，鑄鐵的使用應(yīng)力100～150 MPa，鑄鋼的許用應(yīng)力200～250 MPa,比轉(zhuǎn)數(shù)小時取大值。 Scq ——渦室的當(dāng)量壁厚，可由下式計算：Scq=++ =++ =S= Scq ==由于考慮渣槳泵的耐磨性，可以將渦室壁厚取為10mm . 按扭轉(zhuǎn)強度校核軸的扭轉(zhuǎn)條件為：==[]R Mpa式中 ——扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力（Mpa） T ——軸所受的扭矩（Nm） WT ——軸的抗扭截面系數(shù)（mm3） N ——軸的轉(zhuǎn)速 （r/min） P ——軸傳遞的功率（Kw） d —— 計算截面處軸的直徑（mm） 查45號鋼的許用應(yīng)力[]R=30Mpa則 === Mpa30Mpa,所以泵軸滿足扭轉(zhuǎn)強度的要求。在支點處對軸的水平力和豎直作用力的分析,=FH1199FH1=15公斤由平面力平衡 FH2= FH1+Fr=+15=在豎直平面內(nèi)有力矩平衡，可得方程：=Fv2199, Fv2=由平面力的平衡 Fv1=Q+Fv2=15+= 公斤圖4—1 軸受力分析圖作出彎矩圖：水平平面彎矩： MH1=豎直平面彎矩： Mv1=做出總彎矩圖： M==做出扭矩圖：為了使扭矩圖符合強度計算公式，取=，是考慮扭矩和彎矩的加載情況及產(chǎn)生應(yīng)力的循環(huán)特性差異參數(shù)。T=?mT==?m根據(jù)作出的總彎矩圖4—2和扭矩圖4—3，求出計算彎矩。Mc1== N?mM2== N?m假設(shè)兩個軸襯的軸向力相同+= =確定危險截面為兩個軸襯所在的位置有第三強度理論，計算應(yīng)力為：=[]MPa式中 F ——軸向力（N）A ——的橫截面積（m2） W ——軸的抗彎截面系數(shù)，W=（mm）查表得45鋼[]=60Mpa== MPa== MPa計算安全系數(shù)： =S式中 =對于材料不夠均勻，計算精度較低時 S=～。 ——彎曲疲勞極限，=275Mpa ——彎曲疲勞極限綜合影響系數(shù) ——零件的有效應(yīng)力集中系數(shù)，查得= ——零件的尺寸系數(shù)——零件的表面質(zhì)量系數(shù)，查得=——零件的強度系數(shù)，查得=則=——零件受循環(huán)彎曲應(yīng)力特性，對與碳鋼=～，——應(yīng)力副，=——平均應(yīng)力，對稱循環(huán)=0計算得=對于 =式中 ——扭轉(zhuǎn)疲勞極限，為155Mpa=1)在剪切情況下，查得=，=，=帶入上式計算得：=式中 ——試件循環(huán)切應(yīng)力時的材料的特性，= ——剪切應(yīng)力副,= 平均應(yīng)力，=計算得：=計算安全系數(shù)： ==15S=所以滿足疲勞強度要求。軸的靜強度是根據(jù)軸上作用的最大的瞬間時載荷來校核，靜強度校核時強度的條件是：=Ss式中 ——危險截面靜強度安全系數(shù) Ss ——按屈服強度設(shè)計安全系數(shù)，對于中等塑性材料，Ss=～ ——只考慮彎曲時的安全系數(shù) ——只考慮扭轉(zhuǎn)時的安全系數(shù)=，=式中 ，——材料的抗彎和抗扭屈服極限，其中=（～）Mmax , Tmax ——軸的危險截面上所承受的最大彎矩和最大扭矩（N?m）Fmax ——軸的危險截面所受的最大的軸向力（N）A ——軸的危險截面的面積 （mm2）W , WT ——分別為危險截面的抗彎和抗扭截面系數(shù)在危險截面處，計算得=，==S=,故滿足要求。軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示，階梯軸的轉(zhuǎn)角為：=式中 Ti ——軸所受的扭矩(N?mm)G ——軸的材料剪切彈性模量(Mpa) 對于剛才G=Ip ——軸截面的極慣性矩，mm4,對于圓軸Ip=階梯軸L ——階梯軸受扭