【正文】 當(dāng)量直徑和固體密度。 n=n(d,? ) SELLGREN (S1)07 何希杰給出了 BURGESS 公式中的 n的經(jīng)驗公式： n=(+ )? S 式中 d—— 為固體當(dāng)量直徑 (mm) 計算得 S= 由公式 S=??m 式中 ? —— 液相密度 ? m—— 固相密度 可得 ? m=? 103 葉輪的進(jìn)口直徑 D0 在葉輪的進(jìn)口處有 VfVs=Uei??????????? ( 1 )式中 Vf—— 液相速度 (m/s) Vs—— 固相速度 (m/s) Uei—— 臨界沉降速度 (m/s) 根據(jù)瓦斯普提的計算公式可求得 ： Uei=dimsi Cdg ?? ???? ? ?3 )1(4 ?????? ( 2 ) 式中 Cdi—— 固體顆粒阻力系數(shù)，一般取 Cdi=； dsi—— 固體顆粒的當(dāng)量直徑（ m） dsi=C? C ?De ??????????? ( 3 ) 式中 C—— 系數(shù)，一般取 C= De—— 水流當(dāng)量直徑 (m) De=KBe 3nQ????????????? ( 4 ) 式中 KBe—— 修整系數(shù)， KBe=— 取 KBe= 將（ 4）、（ 3）、代入（ 2）可解出臨界沉降速度 Uei. De=4? 31480360063?= dsi= ? ? = Uei= )( ?? ????= 水的畸變速度 Vf可由下式計算 Vf=24efDQ??? ???????????? （ 5 ） 式中 Qf— 水的流量 (m3/s) Qf=(1Cv)Q????????????? ( 6 ) 將（ 6）代入（ 5）可求得 Vf,將 Uei 、 Vf代入（ 1）可求得固體顆粒速度 Vs。 葉片數(shù) N 一般取取 N=3— 5，從實際經(jīng)驗來看，為改善渣漿泵的通過性能， 應(yīng)盡量取 N=5。為了減小壓水室的水力損失，應(yīng)當(dāng)在在滿足設(shè)計參數(shù)的條件下使葉輪出口的絕對速度最小，并以次來確定葉輪的出口直徑 D2。 kc=Cv+(1 Cv)fsVV? =+() ? = b2=?( ? )61 ? 3 1480360063? =36mm b1=?36=44mm 葉片進(jìn)口安放角 1? ? 1=? ′ + ?? 式中 ? ′ —— 入口液流角 ?? —— 沖角，一般取 5o— 10o,主要考慮提高泵的吸入性能和通過性能。一般取 2? =20o— 30o,取 2? =20o 。由兩相流理論推導(dǎo)出的計算式在實踐中的效果良好，可以滿足泵的要求。葉輪入口后蓋板處的形狀對減小 該處的磨損有明顯的影響。 1葉片繪圖 當(dāng)葉輪主要幾何尺寸確定后，即可進(jìn)行葉片繪型。其數(shù)學(xué)表達(dá)式： r=r1 ]1[ 112 ?????? tgk tgtg ke ??????????? 式中 k = 1ln)(11212 ???????tgrrtgtg 1? =25o 2? =20o r1 —— 葉片出口直徑 r2 —— 葉片進(jìn)口直徑 ? —— 葉片包角 計算得 k= 因此 r=57 ][ ???????? koe ?? 將包角六等分 1? =o 2? =o 3? =65o 4? =o 5? =o 分別帶入公式得： 1?r =50mm 2?r =58mm 3?r =70mm 4?r =116mm 5?r =148mm 根據(jù)以上的數(shù)據(jù)繪葉片投影如下： 1背葉片的設(shè)計： （ 1）背葉片的作用： 背葉片可減小填料處的壓力，有利于填料密封，并可以減小泵的軸向力。 （ 3）背葉片高度：通常為了保證泵的性能，將前端間隙調(diào)至最小，這樣，后背葉片與后蓋板的間隙增大，為了使后背葉片有較好的密封效果，其高度應(yīng)較前背葉片大，一般為前葉片的高度的兩 片以上。故后背葉片的高度： h1=(— )b2 b2 =36mm,取 h1 =10mm 前背葉片的高度： h2 = (— ) h1 圖 2— 1 葉片投影 取 h2 =4mm （ 4）背葉片的形狀：設(shè)計采用楔形的平面形狀。 （ 6）背葉片的磨損：由于葉片的轉(zhuǎn)動，背葉片的區(qū)域內(nèi)不會 出現(xiàn)大顆粒固體，但細(xì)小的顆粒濃度隨半徑增大而增加，所以背葉片的厚度由小半徑到大半徑遞增，背葉片的磨損比葉片磨損輕，可較薄，葉輪前端間隙磨損后，泄露量會增加，前背葉片區(qū)域也會出現(xiàn)大顆粒固體，加快背葉片的磨損，所以所設(shè)計前背葉片的厚度比厚背葉片的厚度大。 C1 —— 系數(shù)， C1=5— 20，渣漿泵取大值。 隔舌處的渣漿流速較高，渣漿腐蝕性能越強(qiáng)，隔舌距葉輪的距離因該越大，該距離越大，偏離最佳工況時葉輪承受的徑向力越小，泵的性能曲線越平坦，高效區(qū)越寬，泵的最佳效率越低，在最佳的效率點以下的范圍內(nèi)，隔舌間隙處環(huán)流量大，泵在小流量時，隔舌的磨損相當(dāng)嚴(yán)重，尤其是重型泵，隔舌頭部應(yīng)設(shè)計成圓弧狀，圓的半徑應(yīng)適當(dāng)，過小一則不抗磨，二則在變工況時易脫流，過大則效果不好，而且易遭受大顆粒的高速大沖角碰撞，同時產(chǎn)生較大的繞流速度。 F1 =87 F Ⅷ =?103 F2 =86 F Ⅷ =?103 F3 =85 F Ⅷ = ?103 F4 = `84 F Ⅷ =?103 F5 = `83 F Ⅷ =?103 F6 =82 F Ⅷ =?103 F7= 81 F Ⅷ =?103 在求得以上的數(shù)值后，就可以按螺旋形渦室的繪圖方法繪出平面圖和軸面圖，軸面圖個斷面根部可以根據(jù)結(jié)構(gòu)和工藝要求修圖。在繪型時可能由于結(jié)構(gòu)的需要而對尺寸做必要的修改。 作渦室 8個斷面的位置，個斷面間夾角均為 45o。梯形兩邊的延長線的夾角不大于 60o，一般取 30o到 40o,比轉(zhuǎn)數(shù)大，此角可取大些，反之，取得小些。取夾角為 32o, 按結(jié)構(gòu)和工藝要求，將梯形的四個角修圓，修圓后的梨形面積等于計算的 F Ⅷ 。 將各個斷面的徑向尺寸移到平面圖的相應(yīng)斷面上。 做泵舌安放角，此角與螺旋形渦室輪廓線的交點即為泵舌的位置。擴(kuò)散管應(yīng)具有適當(dāng)?shù)臄U(kuò)散角，還有標(biāo)準(zhǔn)的吐出徑。擴(kuò)散管長度取整數(shù)。為了保證泵的性能，護(hù)套各過流斷面的面積應(yīng)適當(dāng)，另外，為了不使渣漿顆粒在護(hù)套外壁集中，該壁面應(yīng)為直線，綜上所述，護(hù)套各斷面形狀應(yīng)為矩形。使得泵的性能發(fā)生變化，渣漿濃度越高，泵的揚程越低，同時最佳的效率點向小流量移動。 （ 7） 護(hù)套與隔板的間隙 護(hù)套與護(hù)板間隙處經(jīng)常受到渣漿的嚴(yán)重磨損，該間隙傾斜的角度越小，間隙值越小，間隙 長度越大越抗磨。 （ 8） 壁面的磨損 渣漿泵輸送的介質(zhì)含有固體顆粒，因而磨損是渣漿泵面臨的主要問題之一，解決磨損問題的途徑有三條：一是選用適當(dāng)?shù)牟牧?，二?在結(jié)構(gòu)設(shè)計時使得易磨損部件便于更損部位進(jìn)行加強(qiáng)；三是合理地進(jìn)行過流部件的水力設(shè)計。 摩擦損失常見于葉輪、渦室及管道的彎曲部分。一是固體顆粒以較大的角度與壁面強(qiáng)烈沖擊而造成的沖擊損傷，這種損傷在陶瓷等脆性材料中容易發(fā)生。三是固體顆粒比 較小的角度沿壁面運動而造成的切削損傷，它容易發(fā)生在韌性較好的金屬材料上。當(dāng)液流的流速增加時，磨損也隨之增加，查有關(guān)資料介紹，沖擊損傷與流速的 2～ 6 方成正比，切削損傷于流速的 次方成正比。 防止沖擊損傷可以采用韌性材料，而增加材料的硬度可以減小切削損傷。在流道內(nèi)橡膠襯里也是經(jīng)常采用的方 法。 第 3 章 徑向力與軸向力的平衡 在設(shè)計螺旋形泵時，通常認(rèn)為流體從葉輪均勻流出，并在渦室中做等速運動。 然而，當(dāng)造成葉輪和渦室協(xié)調(diào)工作的條件 — 流離發(fā)生變化時，即泵在大流量或者是大于小流量下工作 時，葉輪和渦室協(xié)調(diào)的一致性就遭到破壞，在葉輪周圍流體流動速度和壓力分布變得不均勻，便形成了作用在葉輪上的徑向力。但是，從葉輪出口三角形中可以看出，在小于設(shè)計流離時流體流出葉輪的速度不是減小，反而增加了，方向也發(fā)生了變化。撞擊的結(jié)果，使流出葉輪流體的流動速度下降到渦室里的流動速度，同時，把一部分動能通過撞擊傳給渦室內(nèi)的流體，使渦室里流體的壓力增高。壓力分布不均勻是行成徑向力的主要原因。渦室里流體的壓力，對流出葉輪的流體其著阻礙作用，由于壓力的均勻，流體流出葉輪的速度 是不一致的，因此，葉輪周圍受流體流出的反沖力是不均勻的，這是形成徑向力的次要原因，這是伴隨壓力分布不均勻而產(chǎn)生的。 渦殼式離心泵的葉輪上的徑向力，可以用經(jīng)驗公式計算： P=(122d )HBD2? 式中 P —— 作用在葉輪上的徑向力（公斤） Q —— 實際工作流量 (m3/h) Qd —— 設(shè)計流量 (m3/h) H —— 泵的揚程（米） B —— 葉輪出口總寬度（包括前后蓋板） (米 ) D2 —— 葉輪外徑（米） ? —— 液體重度（公斤 /米 3） 如果在 50%的設(shè)計流量下進(jìn)行的話，則計算的結(jié)果如下： P=?() ?35?? ? ? 10 3 =1108 公斤 有時，徑向力會使軸產(chǎn)生較大的撓度，甚至使密封環(huán)、級間套和軸套產(chǎn)生研磨而損壞，同時，對于轉(zhuǎn)動著的軸，徑向力是個交變載荷，會使軸因疲勞而破壞。 將渦室分成兩個對稱的部分，既構(gòu)成平常所說的雙層渦室或雙渦室，在雙渦室里，雖然在每個渦室里的壓力分布仍是不均勻的，但由于兩個渦室相互對稱，作用 在葉輪上的徑向力是互相平衡的。 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(rèn)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(rèn)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。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。葉片對液流的壓力造成了液流的強(qiáng)制旋轉(zhuǎn)及其移動，增加了液流的壓力和速度，既增 加了機(jī)械能。根據(jù)目前為止的研究，一致認(rèn)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(qiáng)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。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。 在大多數(shù)情況下，泵內(nèi)的軸向力值是比較大的。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。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。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。為了保證完全軸向力，還必須采取一定的措施。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。 采用背葉片平衡軸向力需要消耗一些功率，但是通常認(rèn)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。因此，為了達(dá)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?，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(dá)軸向力，只能對軸向力的大小做出大小的估計。因此只能用實驗研究測量其準(zhǔn)確性。因此要進(jìn)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(qiáng)度和剛度問題。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(qiáng)度。 葉輪的強(qiáng)度可以分為葉輪蓋板的強(qiáng)度、葉片強(qiáng)度和輪轂強(qiáng)度的計算 葉輪強(qiáng)度計算 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。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： ?