离心泵设计教程.doc

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1、离心泵设计教程目 录第一部分 叶轮水力设计4一、概述4二、设计题目4三、设计计算步骤41.确定泵的进出口直径42.汽蚀计算53.比转数的计算64.效率计算65.确定轴功率76.初步确定叶轮主要尺寸87.精算叶轮外径98.第二次精算叶轮外径119.绘制叶轮轴面投影图1110.流线分段1411.绘制轴面截线1812.叶片加厚1813.叶片水力性能校验1914.绘制木模图2015.完成设计22第二部分 压水室水力设计22一、压水室的类型和作用原理22二、螺旋形压水室的设计22三、径向式导叶的设计计算26第三部分 平衡盘工作原理设计28一、设计步骤28二、轴向力的产生28三、轴向力平衡29四、平衡盘结

2、构29五、平衡盘平衡原理29六、平衡盘的灵敏度30七、平衡盘设计步骤30八、平衡盘设计31第四部分 附录33第一部分 叶轮水力设计一、概述叶轮是泵的核心部分。泵的性能、效率、抗汽蚀性能、特性曲线的形状，均与叶轮的水力设计有重要关系。我们将通过一个叶轮设计实例（以方格网保角变换绘型）来学习离心泵叶轮水力设计。流程图二、设计题目设计的第一步就是分析设计题目。通常，提供的设计数据和要求包括：1.流量Q，单位： 2.扬程H，单位：m 3.转速n，单位：rpm （转/分）4.效率，要求达到的效率 5.介质：温度、重度、含杂质情况、腐蚀性等6.装置汽蚀余量：或给定几何吸入高度7.特性曲线：要求平坦、陡降，

3、允许有驼峰(中高)等本教程采用的实例如下：设计参数：Q12升秒=0.012 ； H18.5米； n2970转分； 5米。三、设计计算步骤1.确定泵的进出口直径泵的进出口如右图所示，不要与叶轮的进出口混淆了。l 泵进口直径结果取标准值75mm；泵吸入口的流速一般取为3m/s左右。从制造方便考虑，大型泵的流速取大些，以减小泵的体积，提高过流能力。而从提高泵的抗汽蚀性能考虑，应减小吸入流速；此处下标s表示的是suction（吸入）的意思l 泵出口直径，故结果取75mm；出口直径，对于低扬程泵，可取与吸入口径相同。高扬程泵，为减小泵的体积和排出管直径，可小于吸入口径，一般取：；此处下标d表示的是dis

4、charge(排出)的意思l 泵进口速度由于进出口直径都取了标准值，所以和都有所变化，需要重新计算。l 泵出口速度进出口直径相同，所以速度也相同， = = 2.7 m/s.2.汽蚀计算提高泵的转速受到汽蚀条件的限制，从汽蚀比转数公式可知，转速n和汽蚀基本参数和C有确定的关系。按汽蚀条件确定泵转速的方法，是选择C值，按给定的装置汽蚀余量或几何安装高度，计算汽蚀条件允许的转速，所采用的转速应小于汽蚀条件允许的转速。l 相关知识-汽蚀水力机械特有的一种现象。当流道中局部液流压力降低到接近某极限值(目前多以液体在该温度下的汽化压力作为极限值)时，液流中就开始发生空(汽)泡，这些充满着气体或蒸汽的空泡很

5、快膨胀、扩大并随液流至压力较高的地方后又迅速凝缩、溃灭。液流中空泡的发生、扩大、渍灭过程涉及许多物理、化学现象，会有噪音，振动甚至对流道材料产生侵蚀作用(汽蚀)。以上这些现象统称为汽蚀现象l 装置汽蚀余量假定=0.5m，常温清水=0.24ml 泵汽蚀余量l 汽蚀允许转速一般的清水泵C值大致在8001000左右，此处取C=800；取n=2970，符合汽蚀条件。3.比转数的计算l 相关知识-比转数在设计制造水泵时，为了将具有各种各样流量、杨程的水泵进行比较，我们就将某一台泵的实际尺寸，几何相似地缩小为标准泵，此标准泵应该满足流量为75升秒， 扬程为1米。 此时标准泵的转数就是实际水泵的比转数。比转

6、数是从相似理论中引出来的一个综合性参数，它说明着流量、扬程、转数之间的相互关系。同一台水泵，在不同的工况下具有不同的比转数。一般是取最高效率工况时的比转数做为水泵的比转数。本例中，在150250的范围，泵的效率最好，当60时，泵的效率显著下降；采用单吸叶轮过大时，可考虑改用双吸，反之采用双吸过小时，可考虑改用单吸叶轮；泵的特性曲线形状也和有关。4.效率计算l 相关知识-泵内能量损失泵在把机械能转换为所抽送液体能量的过程中，伴有各种损失，如右图所示。其中机械损失中还包括了叶轮旋转时，其盖板外侧及外缘与介质摩擦引起的圆盘损失，所以，相应有：总效率=水力效率容积效率机械效率l 水力效率：选取l 容积

7、效率l 机械效率圆盘损失效率，假定轴承填料损失为2%，则m=0.93l 总效率：=hvm=0.850.970.93=0.765.确定轴功率泵轴的直径应按照强度（拉、压、弯、扭）和刚度（挠度）及临界转速条件确定。因为扭矩是泵最主要的载荷，开始设计时首先按扭矩确定泵轴的最小直径，通常是联轴器处的轴径。l 轴功率l 配套功率N=KN=1.22.86=3.43kW （K是工况变化系数，取1.1-1.2）l 扭矩l 最小轴径是泵轴材料的许用切应力(单位：)对于普通优质碳钢可取=，对于合金钢= 6.初步确定叶轮主要尺寸 叶轮主要尺寸参数示意图(左为穿轴叶轮，右为悬臂叶轮)其中：叶轮进口直径，叶片进口直径，

8、叶轮轮毂直径，叶轮出口直径，叶轮出口宽度和叶片数Z叶轮进口几何参数对汽蚀具有重要影响，叶轮出口几何参数对性能（H, Q）具有重要影响，而两者对效率均有影响。l 叶轮进口直径因为有的叶轮有轮毂，有的没有轮毂，为从研究问题中排除轮毂的影响，即考虑一般情况，引出叶轮进口当量直径。按以为半径的圆管断面积等于叶轮进口去掉轮毂的有效面积。下面先计算进口当量直径，的选择(对大多数泵取3.5-4.0)：主要考虑效率3.5-4.0，主要考虑汽蚀5.0-5.5，兼顾效率和汽蚀4.0-5.0再计算叶轮进口直径（此处轮毂直径为0）l 叶轮出口宽度根据统计资料l 叶轮外径l 叶片出口角：取l 叶片数按照比转数选择叶片数

9、30-4545-6060-120120-300Z8-107-86-74-6所以本例中选取Z=67.精算叶轮外径l 叶片出口排挤系数,选=3mm，假定=90,已知Z=6，D=130mml 理论扬程l 有限叶片数修正系数根据经验有限叶片数修正系数p=0.30.45，此处p取0.436 方法二1. 先按照初步尺寸确定轴面投影图 2. 计算叶片修正系数其中0.65-0.85为a，a与泵的结构形式有关，根据经验：导叶式压水室0.6，涡壳式压水室0.65-0.85环形压水室0.85-1.03. 计算静矩4. 计算有限叶片修正系数l 无穷叶片数理论扬程l 出口轴面速度l 出口圆周速度l 出口直径所以需要进行

10、第二次精算（要求误差,其正冲角为。冲角的范围通常为39。采用正冲角能提高抗汽蚀性能，并且对效率影响不大。 所以，进口角。下面是计算的数据流图：前面我们已经画出了叶片进口边，它可能不在同一个过水断面上，如图所示，进口边与三条流线的交点a、b、c三点的过水断面不同。 我们依据前面介绍的方法作出过这三点的过水断面形成线，然后测量和计算出三点的过水断面面积： 计算三点的进口圆周速度： 计算A流线的叶片进口角：，试取=0.80（）验证是否符合，是计算点叶片的真实厚度（参见叶片加厚部分），是计算点轴面截线和轴面流线的夹角，一般6090，此处由轴面图假定70：可知与原先试取值一致。 计算B、C流线的叶片进口

11、角：由图假定80，85，叶片进口轴面速度：叶片进口液流角：叶片进口冲角：l 确定包角一般包角，与成反比，必要时可以超出此范围。l 在方格网上绘流线一般入口边a、b、c都取在同一轴面上，即在方格网的同一条纵线上(纵线0)。出口边a、b、c亦取在同一轴面上，即使a、b、c汇交于一点。按叶片包角确定出口边在横座标上的位置，通过a、b、c和a、b、c(此三点重合)作叶片入口安放角和出口安放角。首先作出中间流线的叶片入口角度线和出口角度线，两线相交于一点b，使AB,见下面的演示，若满足不了此要求，可修改出口边在横线上的位置(即修改叶片包角)，直至满足AB为止。当出口边定好位置后，我们就可以进行叶片型线的

12、绘制工作。这三条型线的绘制，最好用弹性较好的薄钢尺或钢锯条，弯摺其两端使与型线的入、出口安放角相等，按钢尺自然形成的曲线绘出。在上述AB的条件下，可以保证中间流线是一条角度均匀变化的曲线，若绘出的前、后流线角度变化很不平缓时，应修改叶片入口边在轴面投影图上的位置(包括径向位置和入口边相对轴线的角度位置)，再绘制叶片型线，直到符合要求为止。11.绘制轴面截线在方格网中画出的三条流线，就是叶片表面的三条型线。用轴面(相当于方格网的竖线)去截这三条流线，相当于用轴面去戴叶片，所截三点的连线是一条轴面截线。把方格网中每隔一定角度的竖线和三条流线的交点，对应编号1、 2、 3的位置，用插入法分别点到轴面

13、投影图相应的三条流线上，把所得点连成光滑的曲线，就得到叶片的轴面截线。轴面截线应光滑，按一定规律变化。轴面截线和流线的夹角最好接近90,一般不要小于60。角太小，盖板和叶片的真实夹角过小，会带来铸造困难、排挤严重和过水断面形状不良等缺点。12.叶片加厚方格网保角变换绘型，一般在轴面投影图上按轴面截线进行加厚。加厚时，可以认为前面所得的轴面截线为骨线向两边加厚，或认为是工作面向背面加厚。沿轴面流线方向的轴面厚度，按下式计算：为了作图方便，通常给定真实厚度或流面厚度S沿轴面的变化规律（如图例） ，一般取等厚的部分为全长的2/32/5，头部削尖（三条流线可用一个厚度变化规律）。叶片厚度变化规律角从方

14、格网流线中量得。叶片厚度进出口一般按工艺要求给定，最大厚度距进出口在全长的40%左右。厚度可按流线型变化，或选择翼型厚度的变化规律。叶片厚度可列表进行计算：轴面0IIVVIIIXXIS2.52.83333a流线21222122302452250.9340.9270.9340.9230.9070.9062.6833.213.253.313.315b流线24252434244024462452250.910.9090.9030.90750.9070.9062.753.083.303.3053.313.315c流线27402829282452250.8850.8830.87460.8830.9070

15、9062.823.173.433.43.313.315*实际计算中应当包括全部轴面，这里只计算了部分轴面。把算得的厚度，按流线和轴面截线的，点到轴面图中，光滑连接。因为叶片的凸面是工作面，用轴面截叶片，工作面的轴面截线在上面，背面在下面。 依据上面所列数据表作出的图形如右，红色的虚线就是加厚的线，与对应的轴面截线一起就表示出了具有厚度的叶片。 13.叶片水力性能校验我们通过作图法得到的叶片绘型有很大的任意性，有必要检查相对速度w和速度矩沿流线的变化情况，计算表如下，以a流线为例，b、c流线速度变化计算从略。0IIIVVIVIIIXXIIcm00.40.450.60.71.050.552121

16、402140214523245525sin0.35840.36920.36920.37050.39070.42130.4226tg0.38390.39720.39720.39890.42450.46460.4663cm01.081.221.621.792.491.32cm01.082.303.925.718.209.52Scm0.250.2750.30.30.30.30.3cm0.6980.7450.8130.8100.7680.7120.710rcm3.53.74.054.55.26.26.70.810.810.810.830.860.8810.9F4142434546.849.850.5m

17、/s372364355332307.5282272m/s1088115012601400161719302083m/s1182353675688931324150010.369.879.618.967.876.686.430.04130.08700.14850.25600.46400.82151.0000根据计算数据可以作出以下图形：14.绘制木模图高比转数叶轮的叶片形状常是扭曲的，要把空间扭曲叶片画在平面图上，就要借助于叶片剪裁图（即叶片木模图）。木模图的基本原理与地图上等高线的道理是相同的。1. 画出具有轴面截线并已加了厚度的轴面投影图； 2. 在叶轮的轴面截线图上，作垂直于叶轮轴心线的直

18、线，这些直线实质上就是一些垂直于叶轮轴心线的平面，通常称为割面或等高面，它们与叶片的交线就是叶片的模型截线。 直线是等距离的，但亦可不等，视设计需要而定，叶片扭曲较大处，距离可取小一些； 3. 根据D、d画叶轮平面图，并作出与轴面投影图上轴面截线相对应轴向截面； 4. 在平面图上先画出叶片与后盖板交线的投影，然后再作模型截面与叶片相交的投影（注意旋转方向，这里从叶轮吸入口方向看，为顺时针旋转）。 下面请看简单演示：应列出截线座标表，便于我们作图，也便于别人看图叶片工作面轴面截线至叶轮轴心线距离轴面0IIVVIIIXXI中间流线2832.539485767前盖板流线353842.54957.56

19、7后盖板流线232937.547.557671-12-2323-3293642494-427334048.557.5675-52531394857676-624303847.556.5677-72329.537.5叶片背面轴面截线至叶轮轴心线距离轴面0IIVVIIIXXI中间流线26.5303644.553.563.5前盖板流线3536.54045.55464后盖板流线20.526.5344453.5641-1332-229.5363-326.5323945.54-42430374554645-522.528.53644.553.563.56-62127354453.5647-726.634.

20、64415.完成设计叶轮设计至此已经接近尾声，这时候，我们应该：反复检查错漏，整理图纸，注意保持卷面整洁；写设计说明书（可参照范本格式书写）；整理设计日记，可以积累经验，改进自己不足之处完成以上工作后，恭喜你，叶轮设计完成了第二部分 压水室水力设计一、压水室的类型和作用原理1. 压水室的定义压水室是指叶轮出口到泵出口法兰的过流部分。对节段式多级泵是叶轮出口到次级叶轮进口前。对水平中开泵则是到过渡流道之前。2. 压水室的类型 3. 压水室的作用：以最小的损失将叶轮中流出的高速液体收集起来，引向次级叶轮或泵的出口；消除液流的旋转运动，把液流的这部分旋转动能尽可能转化为压力能；降低液流的流速，以减小

21、压力管路中的损失或适合下一级叶轮吸入口的要求。4. 特别注意：压水室的设计，其水力损失较大，约占整台泵水力损失的一半左右。二、螺旋形压水室的设计1. 螺旋形压水室特点：螺旋形压水室又称涡壳，是离心泵用得最广泛的压水室之一，它可以用于单级轴向吸入式泵、单级双吸式以及多级水平中开式泵。 优点：制造比较方便，泵性能曲线高效区域比较宽，车削叶轮后泵的效率变化比较小。缺点：但涡壳泵在非设计工况运转时产生不平衡的径向力。2. 螺旋形压水室的设计假定涡壳的各断面的高度b是相等的，即b=const，此时可将蜗壳中的流动视为位于中心处的涡和汇共同诱导的平面流动。如涡的强度为，汇的强度为Q。于是涡汇诱导的水流复势

22、函数为：，以 代入上式，得，分出虚部，得到流函数的表达，令const，即 或，流线方程为上式为一等角螺线方程，即流线为等角螺线。因此将蜗壳设计为等角螺线的形状，可使蜗壳内的水力损失最小。由等角螺线的性质可知，等角螺线与任意半径向量的夹角为常数，即：实际上泵的涡壳的断面大都不是等高度的，因而严格的说其中的流线不是等角螺线。但上述轴对称有势流动的假设和以速度矩作为理论基础的涡壳计算方法，实际证明效果良好，故得到广泛应用3. 螺旋形压水室的设计要求 压出室要收集叶轮流出的液体并送往压力管路或下一级叶轮吸入口。螺旋形压出室在螺旋线部分后面加一扩散管，扩散管后接压力管路或流道。 压出室把液流送往压力管路

23、时，应消除液流的速度环量，液流在进入压力管路后不应旋转。这一要求对螺旋形压水室自然满足。 在螺旋形压出室后加装扩散管可以进一步的降低液体的流速，将速度能转换为压力能。 良好的设计可以保证在设计工况时，液体从叶轮中流入压水室不产生撞击损失4. 螺旋形压水室断面的设计计算 l 基圆D3 ，一般大泵取小值，小泵取大值。 如果基圆取得太小，在大流量时泵舌处容易产生汽蚀，引起振动。l 涡室入口宽度b3 用叶轮出口宽度b2加叶轮前后盖板厚度，再按结构需要加必要的间隙即可。涡室入口宽度对泵性能没有明显的影响，但取得略宽些可以改善叶轮和涡室的对中性。l 舌角3 舌角是在涡室第面的0点（及涡室螺旋线的起始点）处

24、螺旋线的切线与基圆切线间的夹角。为了使液体无冲击的从叶轮进入涡室，一般取3等于叶轮出口绝对速度的液流角。l 泵舌安放角在理论上泵舌应该在第断面的基圆上D3上，但这样做会使泵舌与叶轮间的间隙过小，易产生振动，并且泵舌也太薄。所以将泵舌沿涡室螺旋线移动，此角即为泵舌安放角。ns 40 60 80 130 180 220 280 360 10 15 20 25 30 38 45 45在取泵舌安放角时，还应考虑结构安排的可能性，一般应使泵舌处的圆角半径r为22.5 毫米左右。l 涡室断面面积的确定 涡室断面面积对泵性能影响很大，对同一个叶轮，如果涡室断面面积过小，流量扬程曲线变陡，最高效率点向小流量

25、方向移动，效率降低；如果涡室断面过大，则流量扬程比较平坦，最高效率点向大流量方向移动，效率也较低，但在数值上要比涡室面积过小时降低值要少。 （1） 涡室中的流速： （2） 涡室最大断面（即第断面）处的面积: （3） 涡壳各断面面积： l 扩散管 液体离开涡室后进入扩散管，在扩散管中，一部分动能变为压能。扩散管末段为泵的吐出口，与吐出管路相接。所以吐出口直径应该按国家标准规定的管径选取。为了尽量减少在扩散时的水力损失，扩散管的扩散角一般取610。5. 螺旋形涡室的绘制 l 有了以上尺寸，就可以绘制图纸。在绘型时，既要考虑计算时所选定的尺寸，又要考虑到结构安排的可能性。l 其他断面的绘制过程与上述

26、见断面的绘制过程完全一样，见下图。绘图时要注意下述事项：为便于绘制断面、比较各断面的形状和识图方便起见，八个断面可绘制在一起；而为了图面清晰，各个断面可只绘出一半。蜗形体外壁如系弧线，则其圆弧半径R8、R7应随断面包角的减小而有规律的增大，且应使O断面处为直线。否则会增大隔舌与叶轮之间的间隙，影响泵的性能。断面高度H8、H7，圆角半径r8、r7，侧劈斜度等，均应如前所述，随着包角的减小而有规律的减小。 一般H8、H7、H6H1的数值是等差的，h1不小于b32，如图中断面面积与计算值不符，则以调整断面高度月H8、H7较为方便。l 蜗形体平面图的绘制：l 综合图三、径向式导叶的设计计算1.主要步骤

27、 2.径向式导叶的设计计算 段式多级泵中，从叶轮出来的液体靠导叶收集并输送到下一级叶轮的进口。因此对导叶总的要求是：在其收集和输送液体的过程中损失最小，并使液体均匀地进入下一级叶轮。目前在分段式多级泵中，多采用径向式导叶和流道式导叶。径向式导叶由正导叶、弯道和反导叶三部分组成。正导叶包括螺旋线部分(下图AB段)和扩被段部分(下图BC段)。螺旋线部分主要是收集液体，其设计原理与蜗形体设计原理相同。扩散段部分用来减小液流速度，即将液体一部分速度能转变为压力能，以便减少液体至下级叶轮进口过程中的水力损失。弯道(下图CD段)的作用在于改变液流的方向，使之产生纳向远动和向心运动。反导叶部分(下图DE段)

28、在于使从弯道出来的液体均匀地流入下一级叶轮进口，控制下一级叶轮进口的液流预旋(即可用来消除预旋，亦可用来保证一定的预旋)。导叶的水力损失在多级泵中占的比例较大，合理设计导叶十分重要。l 基圆直径D3 ，基圆取得太大会降低泵的效率。l 导叶入口角3 导叶入口角就是导叶在入口处的切线与基圆D3切线间的夹角。一般3在816范围内。 l 导叶入口宽度b3 ，确定b3时不但要考虑到应有的间隙和制造误差，而且要考虑到转子可能的轴向串动。l 导叶喉部面积和形状导叶喉部就是导叶扩散段的入口，为了确定导叶喉部面积先应确定导叶喉部速度。 ，导叶喉部尺寸为导叶叶片数，一般取47片。设计时选取适当的导叶叶片数，以保证

29、a 3b 3。选取导叶叶片数时还应注意尽量使导叶叶片数与叶轮叶片数互为质数，以免发生共振。l 导叶入口厚度S导叶入口厚度主要由铸造工艺性和材料的强度确定，对铸铁的导叶一般取S35毫米。铸钢的导叶一般取S47毫米l 导叶扩散角一般取扩散段的扩散角714。扩散角取得太大容易产生旋涡，增加水力损失。扩散角取得太小则增大泵的径向尺寸。l 导叶扩散段长度，导叶外径 l 反导叶入口角5液体离开导叶扩散段后，经一环形空间进入反导叶，反导叶的入口角一般等于液体离开扩散段时的出口角或有增大5左右的冲角。l 反导叶叶片数 一般取反导叶叶片数与导叶叶片数相等。但也可以根据具体情况有所增减。l 反导叶出口角反导叶出口

30、角一般取90，有时为了得到完全下降的性能曲线而将反导叶出口角取为6090，以使液体进入下级叶轮时有一个不大的预旋。第三部分 平衡盘工作原理设计 一、设计步骤二、轴向力的产生水泵在运转时，在其转子上产生一个很大的轴向力，力的方向与轴心线重合。对于稍大的泵 ，特别是高压多级泵，此力是非常大的，泵的轴承很难承受这样大的走向力。因此在泵的结构设计时必须想办法平衡此力。1. 泵叶轮前后盖板受液体压力的面积大小不等。前后泵腔中压力的大小分布也不尽相同。因此，作用于两盖板上的液体压力以及作用于吸入口的液体压力在轴向不能平衡，造成一个轴向力。2. 液体流从叶轮吸入口流入，从叶轮出口流出，速度的大小和方向均不相

31、同，液体动量的轴向分量发生变化。因此，根据动量定理，在轴向作用了一个冲力。3. 对于立式泵，转子的重量也使轴向力的一部分。三、轴向力平衡l 开平衡孔或设平衡管l 使用双吸式叶轮l 叶轮的副叶片l 多级泵叶轮对称布置平衡轴向力l 节段式多级泵采用平衡鼓平衡轴向力l 平衡盘装置l 平衡鼓与平衡盘联合作用l 浮动叶轮四、平衡盘结构 平衡盘装置中有两个间隙，一个是轮毂（或轴套）与泵体之间有一个径向间隙b1，另一个是平衡盘端面与泵体之间的轴向间隙b2，平衡盘的后面平衡室用连通管和吸入口连通.五、平衡盘平衡原理 径向间隙前的压力就是末级叶轮后盖板下部的压力p3，通过径向间隙b1后下降为p4，有经过轴向间隙

32、b2下降为p5，而平衡盘后面下部的压力为p6，接近泵吸入口的压力。平衡盘前后的压差p4p6在平衡盘上产生一个向后的推力，这个力就叫平衡力，方向与叶轮上的轴向力方向相反。如果AF,转子左移,结果使平很盘径向间隙b2减小,因此平衡盘水力阻力加大,泄漏量减小,于是平衡力F很快变大,重新达到A=F.如果AF,转子右移,结果使平很盘径向间隙b2增大,因此平衡盘水力阻力减小,泄漏量减小,于是平衡力F很快变小,重新达到A=F.六、平衡盘的灵敏度泵在运转中，过大的轴向移动是不允许的。否则会使平衡盘研磨，转子发生振动。为了限制过大的轴向串动，必须使平衡盘在轴向间隙变化不大的情况下，平衡力发生显著的变化，这就是平

33、衡盘的灵敏度问题。平衡盘灵敏度： K值越小，平衡盘的灵敏度越高。K值越小即p1大，表明径向间隙的节流作用强，当平衡盘移动时，由于泄漏量的变化而引起p1的变化很大，p不变，故p2变化大，即平衡盘的灵敏度高。反之，若p1很小，表明径向间隙的节流作用小，当平衡盘移动时，其前后的压力变化很小，即灵敏度低。k0.30.5.七、平衡盘设计步骤八、平衡盘设计1计算平衡盘前后的压力差多级泵最后一级叶轮出口处液体的压力为p2:多级泵最后一级叶轮后，轮毂处的液体压力p3: 2压差系数k的选择：k0.450.553确定平衡机构中径向间隙与轴向间隙的压差；4计算泵的轴向力A：单级叶轮的轴向力A1 动反力A2为： 总轴

34、向力A为： 5平衡盘的尺寸平衡盘入口处的压力降为h一般0.180.25，代平衡盘的尺寸确定后再进行校核。取任意半径R处的压力为p，因间隙内压力按直线规律变化，故有： 移项 则间隙内产生的平衡力为平衡盘径R1至轮毂处Rh所产生的平衡力为所以总的平衡力P为积分并整理得平衡力等于轴向力，所以由上式可知，式中只有R2和R1是未知数，如给定平衡盘内圆半径R1，则平衡盘外缘半径R2即可算出。 通常，平衡盘内圆半径R1是根据次级叶轮密封环的半径Rc来选取，建议取：6. 确定轴向间隙b2轴向间隙b2的大小直接影响到平衡机构泄漏量的大小，也就是影响到泵的效率。从这一方面来看，希望轴向间隙b2越小越好；但是从制造

35、精度及装配等几个方面考虑，轴向间隙不能太小，否则泵在运转中平衡盘与平衡板将发生研磨。轴向间隙一般取：,b2一般取0.080.15毫米7. 确定平衡机构的泄漏量q轴向间隙处的流量系数2可通过间隙进口、沿程及出口三个阻尼系数求得进口损失h1(2) 沿程损失h2(3) 液体流过间隙出口损失h3流量系数,0.040.068确定径向间隙b1及其长度L1, 一般选取b0.20.5毫米。也可以根据结构上的要求选取L1，然后再校核b1值的大小。第四部分 附录参考书目离心泵与轴流泵甘肃工业大学 丁成伟 主编流体机械原理华中科技大学 张克危 主编叶片泵原理及水力设计江苏工学院 查森 编叶片泵设计手册沈阳水泵研究所中国农业机械化科学研究院主编离心泵设计基础机械工业出版社出版 离心泵设计基础编写组 主编33-33