【正文】 FRrB??? ? ? ? ? ? ? ?? ? ? ? ?? 19 5 離心泵徑向力、軸向力的平衡及平衡裝置的設(shè)計 離心泵徑向力的平衡及平衡裝置的設(shè)計計算 泵在運轉(zhuǎn)中，轉(zhuǎn)子上作用著軸 向力，該力將拉動轉(zhuǎn)子軸向移動。因此，必須設(shè)法消除或平衡此軸向力，才能使泵正常工作。 雙吸葉輪由兩個軸向?qū)ΨQ的葉輪構(gòu)成，軸向力相互平衡，所以不存在軸向力，但是單吸葉輪不具備像雙吸葉輪那樣的對稱性，由于作用在葉輪兩側(cè)的壓力不等，故有軸向力存在。 泵轉(zhuǎn)子上作用的軸向力主要有兩部分組成： （ 1）葉輪前后蓋板不對稱產(chǎn)生的軸向力，此力指向葉輪吸入口方向，用 F1表示； （ 2）動反力，此力指向葉輪后面，用 F2表示 徑向力的平衡 由于徑向力是和葉輪出口直徑 D2葉輪出口寬度 B2成正比，因此，徑向力的影響將隨尺寸的增 大而增大，同時，也隨著揚程的增加而增加所以徑向力的平衡對于尺寸較大、揚程較高的泵尤為重要。 目前，可在泵結(jié)構(gòu)上依水力發(fā)平衡徑向力，把壓水室流道數(shù)目增加到兩個，讓每個流道包圍葉輪出口 180 度 ，可使徑向力對稱。 單級蝸殼泵的平衡，可以采用雙蝸殼結(jié)構(gòu)或加導(dǎo)葉。 采用雙蝸殼結(jié)構(gòu)，分隔筋把液流分為兩部分，這兩部分又重新在共同的擴(kuò)散管匯合，這種結(jié)構(gòu)不能保證完全消除徑向力，此外，雙蝸殼結(jié)構(gòu)是鑄造清砂比較困難，因此對于小尺寸的泵不宜使用。 本次設(shè)計由于揚程較小、結(jié)構(gòu)簡單，所以產(chǎn)生的徑向力可以由軸承抵消。 徑向力的計算 當(dāng)葉輪和蝸室協(xié)調(diào)工作的條件 — 流量發(fā)生變化時，及泵在大流量或小流量下工作時，葉輪和蝸室協(xié)調(diào)一致就遭到破壞，在葉輪周圍流體和壓力分布變得不均勻便形成了作用在葉輪上的徑向力。所以作用在葉輪上的徑向力可以用經(jīng)驗公式計算： 22220 .3 6 1 dQp H B DQ ????????? P作用在葉輪上的徑向力（公斤）； 20 dQ 設(shè)計流量； Q 實際流量； H泵泵揚程（米）； 2B 葉輪出口寬度（包括前后蓋板）（米）； ? 液體重度（公斤 /米 3 ）（水的重度為 1000 公斤 /米 3 ）。 徑向力： ? ?223231( ) 1 80 101()20 1 80 10p?? ???? ? ? ? ? ? ???? ? ? ? ? ? ?? 即 ： 1502p? （ N） （當(dāng) dQ =Q 時，徑向力等于零；當(dāng) Q =0 時，徑向力 maxp =2022（ N）） 離心泵中軸向力的平衡及計算 軸向力的計算 離心泵在運轉(zhuǎn)時，在其轉(zhuǎn)子上產(chǎn)生一個很大的作用力，由于此作用力的方向與離心泵轉(zhuǎn)軸的軸心線相平行，故稱軸向力。軸向力的產(chǎn)生主要是液體作用在葉輪表面上的力不平衡而引起的。下圖為一般單吸葉輪兩側(cè)的壓力分布情況。 葉輪出口壓力為 p2 一般認(rèn)為在葉輪和泵體間的液體受葉 輪旋轉(zhuǎn)效應(yīng)的影響，以n/2 的速度旋轉(zhuǎn)，所以在葉輪和泵體間的壓力按拋物線形狀分布。 右側(cè)是在葉輪后蓋板上壓力分布情況，左側(cè)為在前蓋板上的壓力分布情況。由圖可知，在密封環(huán)半徑 rw 以外葉輪兩側(cè)的壓力是對稱的，沒有軸向力在密封環(huán)半徑 rw以內(nèi)作用在左側(cè)的是葉輪入口壓力 p1。，作用在右側(cè)的仍是按拋物線分布的壓力，因此兩側(cè)壓差 abcd 乘相應(yīng)的面積就是作用在葉輪上的軸向力，軸向力大小可按下式計算： 221 ()i w hF K H r r???? 式中： 1F 作用在葉輪 上的軸向力（公斤）； 21 iH 單級揚程泵（米 .）； ? 液體重度（公斤 /米 3 ）； wr 葉輪密封環(huán)半徑（米）； hr 葉輪輪轂半徑（米）； K實驗系數(shù)，與比轉(zhuǎn)數(shù)有關(guān)，當(dāng) 40 ~ 200sn ? 時 ~ ? 。 221 () 80 950 28i w hF K H r r????? ? ? ? ?? 1F =4009（公斤） 此外，當(dāng)液體進(jìn)入葉輪時，是沿軸線方向的，而液體再出葉輪時，則是沿半徑方向，這種速度方向變化產(chǎn)生的動量變化，按動量定律可知，由動量變化而產(chǎn)生的軸向力 F2 向上與 F1 相反，是從言論后蓋板指向前蓋板的，其大小可根據(jù)動量定律由下式計算： 21F QV?? 式中： ? 液體的密度 1Q 離心泵理論體積流量 V 葉輪入口處流體的軸向速度 總的軸向力是兩種軸向力的合力即 12heF F F?? 一般情況下 1F 很小， 2F ，所以葉輪上軸向力方向總是指向吸入口，只有在啟動時，由于泵內(nèi)正常壓力還沒建立，所以 2F 的作用較明顯。離心泵啟動時轉(zhuǎn)子向后串，就是這個原因。 221 2 2 2 224 ( )4( ) ( )1()204 0 .9 5 1 0 0 0 8 6 43 .1 4 0 .0 0 4kkk w h w hnnQF Q Vn D D D D? ? ???? ? ? ???? ? ? ? ?? （ wD 為密封環(huán)的直徑 ） 所以總的軸向力 12 400 9 864 314 5heF F F? ? ? ? ?(N) 22 軸向力的的平衡 離心泵轉(zhuǎn)子上的軸向力很大，特別是在多級泵中更大。為了減小軸的軸向負(fù)載和摩擦，除了小型單級泵和滾珠軸承承受軸向力之外，一般都設(shè)法采用液壓或機(jī)械的平衡措施。 2 級泵的平衡措施： （ 1） 采用雙吸式葉輪。由于雙吸式葉輪兩 側(cè)對稱所受壓力相等，故軸向力可以達(dá)到平衡，但由于鑄造上偏差和兩側(cè)口環(huán)磨損不同，仍有殘留不平衡軸向力存在，須由軸承來承受。在使用中采用雙吸式葉輪，不僅是為了平衡軸向力，而且也是為了綜合考慮增大流量。 （ 2） 開平衡孔或裝平衡管：在葉輪后蓋板和吸入口對應(yīng)的地方沿圓周開幾個平衡孔，使該外流體能流進(jìn)葉輪入口，是葉輪兩側(cè)液體達(dá)到平衡，同時在葉輪后蓋板和泵殼之間，添設(shè)口環(huán)，其直徑與前蓋板口環(huán)直徑相同，而且液體流經(jīng)平衡孔時存在壓力降，前后蓋板的壓力降不能完全消除，仍有 10%~15%的軸向力未能平衡，為了平衡軸向力靠軸承 來平衡。此外，采用這種方法由于漏回吸入口的液體方向與吸入液體方向相反，是吸入液體的均勻性受到破壞，從而使泵的效率有所降低。此法的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單，但增加了內(nèi)部泄露。在開平衡孔時，應(yīng)盡量使之靠進(jìn)口環(huán)，這樣效果較好，平衡孔的總面積應(yīng)大于或等于口環(huán)間隙過流面積的 4~5 倍。 （ 3） 利用平衡葉片：在葉輪后蓋板的背面安裝幾條徑向筋片，當(dāng)葉輪旋轉(zhuǎn)時，筋片強迫葉輪背面的液體加快旋轉(zhuǎn)，偏心力增大，使葉輪背面的液體的壓力顯著下降，從而葉輪兩側(cè)的壓力達(dá)到平衡。 （ 4） 利用止推軸承或利用原有軸承承受軸向力。這是機(jī)械平衡法，對 于小型泵，可用滾動球軸承來承受軸向力。 23 6 離心泵中主要零部件的設(shè)計 軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計及校核 軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計 （ 1） 初步?jīng)Q定最小直徑及軸材料選擇選軸材料為 40riGN ，調(diào)質(zhì)處理。 由前知 min 35d mm d??（軸的結(jié)構(gòu)如圖 61） 圖 61 （ 2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸向各段的長度和直徑 mmd 501 ? mml 1701 ? mmd 522 ? mml 232 ? mmd 553 ? mml 403 ? mmd 644 ? mml 2504 ? mmd 555 ? mml 205 ? mmd 536 ? mml 3806 ? mmd 487 ? mml 405 ? 其中 1d 處裝聯(lián)軸器， 2d 處裝軸承蓋和密封環(huán)， 3d 處裝軸承和圓螺母， 4d 處裝甩油環(huán)， 5d 裝軸承和機(jī)械密封等零件， 6d 裝葉輪， 7d 裝葉輪端蓋 螺母。 （ 3） 軸向零件的周向定位 葉輪、聯(lián)軸器的軸向定位均采用鍵連接。 1l 處用銑刀銑 87? 的裝聯(lián)軸器的鍵槽，6l 處用銑刀銑 108? 的裝葉輪的鍵槽。 24 （ 4） 確定軸上圓角和倒角的尺寸 取軸端倒角尺寸為 1 45o? ，各軸肩倒角詳見零件圖。 軸的校核 求軸上的 載荷 先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查出首 ? 值，由于是向心軸承所以 ? =0. 由前有：轉(zhuǎn)矩 19 6. 82 ( )T N M? 760( )aFN? 2 296 3 2 0 4 .8 ( )185FrRN??? 1 ( 2 9 6 1 8 5 ) 5 2 0 7 .8 ( )185FrRN???? 徑向力 max 2022( )rFN? 按彎扭合成應(yīng)力來校核軸的強度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩的界面（即危險截面處的強度）上圖可知取 ?? 。 軸的計算應(yīng)力： 2 2 2 22( ) 2 8 9 . 2 ( 0 . 6 1 9 6 . 8 2 ) 4 8 . 80 . 1 5 2c a aMT MPW ?? ? ? ?? ? ?? 由于 40riGN ，調(diào)質(zhì)處理后 ? ?1 75 aMP?? ? 所以安全。 按疲勞強度精確校核 由于危險截面的材料為 40riGN 調(diào)質(zhì)處理，所以有 900BaMP? ? ? ?1 430 aMP?? ? 1 260 aMP?? ? 1 截面 ? 左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 3 3 30. 1 0. 1 52 14 06 0. 8W d m m? ? ? ? 抗扭截面系數(shù) 3 3 30 .2 0 .2 5 2 2 8 1 2 1 .6TW d m m? ? ? ? 截面 ? 左側(cè)彎矩為 M=（ NM） 截面 ? 上的扭矩 為 T=（ NM） 截面 ? 上的彎曲應(yīng)力為 289200 211 4 0 6 0 .8baM MPW? ? ? ? 截面 ? 上的扭矩切應(yīng)力為1 196820 72 8 1 2 1 .6 aTT MPW? ? ? ? ? 25 查表得 40riGN 調(diào)質(zhì)處理 900BaMP? ? ? ?1 430 aMP?? ? 1 260 aMP?? ? 截面上 由于有一個過渡軸肩因而形成應(yīng)力集中。因為 ?? 6 42 ?? ? ? ??? 軸材料的敏感系數(shù)： ? ?? 應(yīng)力集中系數(shù)按式： 1 ( 1 ) 1 ( 1 ) 8bkq?? ?? ? ? ? ? ? ? 1 ( 1 ) 1 2( 1 ) 6kq? ? ??? ? ? ? ? ? ? 所以查表的尺寸系數(shù) ??? 扭轉(zhuǎn)系數(shù) ??? 表面質(zhì)量系數(shù) ? ????? 則有綜合系數(shù)值： 1 1 . 4 8 11 3 . 9 1 2 . 90 . 8 3 0 . 4 8kK ??? ???? ? ? ? ? ? ? ? 1 1 . 1 6 11 3 . 9 1 2 . 40 . 9 0 . 4 8kK??????? ? ? ? ? ? ? ? 26 由于碳鋼的特性系數(shù)為： ?? ?? ??? ?? ?? 取 ?? ? 于是計算安全系數(shù) caS 值有： 11430 0260 amamS KS K???????? ? ??? ? ???? ? ?? ? ? ?? ? ??? ? ? 2 2 2 2. 6 2 . 4 3 . 3 2 0 5 . 9 2 0 5 . 9 3 . 36 2 . 53 8 9 3 . 7 6 1 0 . 8 96 2 . 4 3 . 3ca SSSsSS?????? ? ? ? ? ???? 所以安全。 轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速的計算 離心泵的轉(zhuǎn)子跟其他軸系一樣，都有自己的振動頻率。當(dāng)泵軸的轉(zhuǎn)速逐漸增加并接近泵轉(zhuǎn)子的固有振動頻率時，泵就會猛烈的震動起來，轉(zhuǎn)速高于或低于這一 轉(zhuǎn)速時，泵就能平穩(wěn)的工作，但轉(zhuǎn)速達(dá)到另一個較高的數(shù)值時，泵又會重新出現(xiàn)震動現(xiàn)象。通常把泵發(fā)生振動時的轉(zhuǎn)速稱為臨界轉(zhuǎn)速 nc。泵發(fā)生震動的臨界轉(zhuǎn)速有好幾個，這些臨界轉(zhuǎn)速由低到高依次稱為第一臨界轉(zhuǎn)速 nc1,第二臨界轉(zhuǎn)速 nc2 等等。泵的轉(zhuǎn)速不能與臨界轉(zhuǎn)速相重合、相接近或成倍數(shù)，否則，將發(fā)生共振現(xiàn)象而使泵遭到破壞。計算泵臨界轉(zhuǎn)速的目的就是為了使泵的工作轉(zhuǎn)速避開臨界轉(zhuǎn)速，以免泵在工作時發(fā)生震動。 泵的工作轉(zhuǎn)速低于第一臨界轉(zhuǎn)速的軸稱為剛性軸，高于第一臨界轉(zhuǎn)速的軸稱為柔性軸。通常將單吸泵的軸設(shè)計成剛性軸，即泵的工作轉(zhuǎn)速低于 泵的臨界轉(zhuǎn)度。因此，如果把單吸泵的軸設(shè)計成柔性軸時，每次開車和停車，軸都通過第一臨界轉(zhuǎn)速而發(fā)生震動，這種震動會是葉輪密封環(huán)和機(jī)械密封加速磨損。一般來說，剛性軸的工作