设计单级离心泵设计-离心泵叶轮设计

单级离心泵设计

摘要

本设计从离心泵的基本工作原理出发，进行了一系列的设计计算。考虑离心泵基本工作性能，流量范围大，扬程随流量而变化，在一定流量下只能供给一定扬程（单级扬程一般10～80m）。本设计扬程为50m，泵水力方案通过计算比转数（n=67.5）确定采用单级单吸结构；通过泵轴功率的计算确定选择三相异步电动机；由设计参数确定泵的吸入、压出口直径；通过叶轮的水力设计确定叶轮的结构以及叶轮的绘型；设计离心泵的过流部件，确定吸入室为直锥形吸入室，压出室为螺旋形压出室；设计轴的结构及进行强度校核；确定叶轮，泵体的密封形式及冲洗，润滑和冷却方式；通过查标准确定轴承，键以及联轴器，保证连接件的标准性。从经济可靠性出发，合理设计离心泵部件，选择标准连接件，保证清水离心泵设计的安全性，实用性，经济性。

关键词：离心泵工作原理；水力方案设计；叶轮和过流部件设计；强度校核；密封设计；键、轴承的选择

Centrifugal Pump Design Manua l

Abstract : This design starting from the basic working principle of the centrifugal pump, conducted a series of design calculations. consider the basic centrifugal pump performance, flow in a wide range, lift varies with the flow, the flow can only supply some lift (single-stage lift is generally 10~80m).The design head is 50m ,the design of the pump hydraulic scheme by calculating the number of revolutions(n=67.5) to determine the single-stage single-suction structure; choice of motor shaft power calculation; design parameters to determine the pump suction outlet diameter; determine the structure of the impeller and the impeller of the drawing of the hydraulic design of the impeller; flow parts of the design of centrifugal pump suction chamber for straight conical suction chamber, pressed out of the spiral-shaped pressure chamber; the structure and strength check of the axis design; determine the impeller centrifugal pump seal design, pump closed form and washing, lubrication, cooling method; determined by checking the standard bearings, and coupling to ensure that the standard connection. Departure from the economic viability of the rational design of centrifugal pump components, select the standard connector, to ensure the water using a centrifugal pump design safety, practicality, economy.

Keyword:Centrifugal pump working principle ;Hydraulic design;Component design of the impeller and the over current; Strength check; Seal design; The choice

of key and bearing

目录

1绪论 (1)

2电动机的选择 (2)

2.1原动机概述 (3)

2.2原动机选择 (3)

2.2.1 泵有效功率 (3)

2.2.2 泵轴功率 (3)

2.2.3 泵计算功率 (3)

2.3.4 选择电动机 (4)

3泵主要设计参数和结构方案确定 (5)

3.1设计参数 (5)

3.2泵进出口直径 (5)

3.2.1 泵吸入口径

D (5)

s

3.2.2 泵排出口径

D (5)

i

3.3泵转速 (5)

3.4泵水力结构及方案 (6)

3.5泵的效率 (7)

3.5.1 泵总效率 (7)

3.5.2 机械损失和机械效率 (7)

3.5.3 容积损失和容积效率 (8)

3.5.4 水力损失和水力效率 (8)

4 离心泵泵轴及叶轮水力设计计算 (9)

4.1泵轴及其结构设计 (9)

4.1.1 泵轴传递扭矩 (9)

4.1.2 泵轴材料选择 (9)

4.1.3 轴结构设计 (9)

4.2叶轮进口直径

D (10)

D (10)

4.3叶片入口边直径

1

υ (11)

4.4叶片入口处绝对速度

1

b (11)

4.5叶片入口宽度

1

u (11)

4.6叶片入口处圆周速度

1

4.7叶片数Z (11)

υ (11)

4.8叶片入口轴面速度

r1

β (12)

4.9叶片入口安装角

y1

4.10叶片厚度 (12)

?校核 (12)

4.11叶片排挤系数

1

4.12叶片包角?的确定 (13)

D (13)

4.13叶轮外径

2

β (13)

4.14叶片出口安装角

y

2

b (13)

4.15叶轮出口宽度

2

5 叶轮的选择及绘型 (15)

5.1叶轮选择 (15)

5.2平面投影图画法 (15)

5.3轴面投影图画法 (15)

6离心泵的吸入室及压出室设计 (18)

6.1吸入室设计 (18)

6.1.1 概述 (18)

6.1.2 直锥形吸入室设计 (18)

6.2螺旋形压出室 (18)

6.2.1 基圆

D (18)

3

6.2.2 蜗室入口宽度

b (19)

3

α (19)

6.2.3 舌角

3

6.2.4 泵舌安装角θ (19)

6.2.5 蜗室断面面积 (19)

6.2.6 扩散管 (21)

7轴向力径向力平衡计算 (22)

7.1轴向力及其平衡 (22)

7.1.1 轴向力计算 (22)

7.1.2 轴向力的平衡 (23)

7.2 径向力及其平衡 (23)

8轴承、键、联轴器的选择 (24)

8.1轴承 (24)

8.1.1 轴承选择 (24)

8.1.2 轴承校核 (24)

8.1.3 轴承润滑 (25)

8.1.4 轴承密封 (25)

8.2键的选择与校核 (25)

8.2.1 键的选择 (25)

8.2.2 键的强度校核 (26)

8.3联轴器选择 (26)

8.3.1 联轴器 (26)

8.3.2 联轴器的强度校核 (27)

9泵轴的校核 (28)

9.1强度校核 (29)

9.2刚度校核 (31)

9.3临界转速校核 (31)

10泵体及其部件的密封设计 (33)

10.1叶轮密封 (33)

10.2泵体密封 (33)

10.3轴封设计 (33)

10.3.1 密封腔处的介质压力p (34)

10.3.2 密封面平均直径的圆周速度 (34)

10.3.3 密封腔内的介质温度t (34)

10.3.4 根据介质特性选型 (34)

10.3.5 机械密封具体结构 (34)

10.4机械密封辅助措施 (35)

10.4.1 机械密封冲洗 (35)

10.4.2 机械密封润滑 (35)

10.4.3机械密封冷却 (35)

11经济性分析 (33)

12结论 (37)

参考文献 (38)

致谢 (39)

1 绪论

泵是一种将原动机的机械能转变为输送流体能量的机械。在任何工矿企业中，用不到离心泵的部门是没有的.在农业生产中，泵是主要的排灌机械。我国农用泵占泵总量的一半以上。在矿业和冶金工业中，泵也是使用得最多的设备。矿井下需要用泵排水；在选矿、冶炼和轧制过程中，需要用泵来供水等。另外，在国防建设、船舶制造、城市的给排水、蒸汽机车的用水、机床的润滑和冷却、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，都需要大量的泵。

泵的设计具有不同的方法，其基于流道理论的一元分析常用于离心式机械，将流道横截面上的参数用其平均值来表示的一种简化分析方法。确定泵叶轮的线性尺寸可以采用不同的方法，一种是利用经验系数直接计算线性尺寸，另一种利用速度系数。利用相似理论推导出叶轮及蜗形压出室线性尺寸计算公式，再以当代国产泵优秀水力模型为统计源，用数值分析的方法将拟合成方程式进行计算，是离心泵水力设计行之有效而简洁的方法。

基于泵内液体流动的复杂性，至今还不能用理论计算的方法准确地获得泵的性能曲线，因此，通过试验手段开展对泵性能的研究，或对已有的产品确定其实际的工作性能就显得极为重要。根据试验条件和目的的不同，性能试验可分为试验台试验和现场式试验两种。试验台试验是指，将泵安装在制造厂或使用单位的泵性能试验装置上而进行的试验。其主要目的是：确定泵的工作性能曲线，确定它的工作范围，可以更好的向用户提供经济、合理地使用和选择的可靠数据；通过实验得到的性能曲线来校核设计参数，检验是否达到了设计所要求的技术指标，以便修改设计或改进制造质量。现场试验是指，泵安装到使用单位后，在实际的使用条件下进行的试验，其主要目的是为泵的安全、经济运行提供可靠的依据。例如，通过试验了解整个泵装置及管路系统的实际性能，据此来考察其选型是否合理，并以此为依据，制定经济运行方案，使其在负荷变动时也能随之按最经济合理的方式进行。在泵改造前进行试验，以便鉴定改进效果。通过试验测得的效率下降和出力变化的情况，来估计泵在长期运行中因汽化、磨损和内部不正常的泄露等因素所造成的内部损坏程度，以便及时检测并合理确定检修期限。

泵之所以能输送液体，主要是依靠高速旋转的叶轮，介质在惯性离心力的作用下获得能量以提高压强。介质离开叶轮进入泵壳后，因蜗壳内流道逐渐扩大而使介质减速，部分动能转换成静压能。只要叶轮不断地旋转，介质便连续地被吸入和排出。从上述工作原理可知，离心泵工作时，最怕泵内有气体，因为气体的密度小，旋转时产生的离心力就很小，叶轮内不能造成必要的真空度，也就无法将密度较大的液体吸入泵中，因此在开泵前必须使泵的吸入系统充满液体，工作中吸入系统也不能漏气，这是离心泵正常工作必须具备的条件。液体在离心泵中获得能量的过程表现为液体在叶

轮作用下流速大小和流动方向的变化。离心泵工作时，液体一方面和叶轮一起旋转作旋转运动，同时又从叶轮的流道中向外流动，液体在叶轮中所作的是一种复合运动。

本泵的结构采取后开门的结构形式，即泵体与泵盖的分界在叶轮的背面，泵体和泵盖构成泵的工作室；叶轮、轴、和滚动轴承等为泵的转子；悬架和轴承部件支撑泵的转子。为了平衡泵的轴向力，大多数叶轮前、后均设有密封环，并在叶轮后盖板上设有平衡孔。但是有些泵的轴向力不大，叶轮背面不必设密封环和平衡孔。设计内容分为四部分计算，即材料选择、水力计算、结构设计和强度校核。在相关标准的允许范围内，充分考虑到该泵的使用环境和输送的介质，在结构设计、材质选择、过流部件的水力设计、泵零件强度设计等主要环节上作出了十分科学的改进。在选材上泵体、叶轮等零部件选用灰铸铁。在轴和轴套采用45号钢，在结构上将底座加厚加筋，以增强刚性，采用机械密封。保证泵在所处的环境中能正常使用。

总之，本设计就是针对泵在化工装置中的重要性的不断提高的现状下，进行泵的改良，对提高泵的使用效率，降低能耗，具有重要的意义。

2 原动机的选择

2.1 原动机概述

选择水泵原动机要根据水泵的性能参数，管道输送工艺，自控的要求及能源供应条件等因素而定。不论在国内或国外，电动机都是输水管道应用最为广泛的原动机，在当地具有充足电源条件下，使用电动机具有以下优点：

1）泵设备价格较低，经济性良好；

2）设备体积小，轻便，安装维修简便，检查周期和连续运行时间长，工作可靠； 3）所需支撑基础，起重设备和辅助系统较简单； 4）可与离心泵直接相连，不需要变速器； 5）易于自动控制，操作人员较少。 电动机分为异步和同步两种：

异步电动机：构造简单，工作可靠，价格较低，在水利管道上应用最为广泛。 同步电动机：能提高电网的功率因数，构造复杂，减少无用功耗，节约电能，价格昂贵[1]。

2.2 原动机选择

2.2.1 泵有效功率

1000

q g V e H

N ρ=

（2—1） 式中，g ——重力加速度，81.9g =m/s 2；

ρ——流体密度，kg/m 3；

V q ——设计流量，m 3/s ；

H ——泵的扬程，m ；

e N ——有效功率，kw ；

6.8kw 3600

1000505010008.9e =????=N

2.2.2 泵轴功率

η

e

N N =

（2—2）

式中：N ——设计工况下的轴功率，kw ；

η——泵效率。

9.45kw %

726.8

==

N 2.2.3 泵计算功率

N N C 15.1= （2—3）

式中 ，C N ——计算功率，kw ；

10.87k w 9.4515.1=?=C N 2.3.4 选择电动机

综合以上论述计算，本设计选择异步电动机，其具体参数见表2—1。

3 泵主要设计参数和结构方案确定

3.1 设计参数

输送介质：清水； 工作温度：80℃； 介质密度ρ：1000kg/m 3； 体积流量V q ：50m 3/h ； 泵扬程H ：50m ； 泵效率μ：72%；

泵必需汽蚀余量r h ?：3.0m 。

3.2 泵进出口直径

3.2.1 泵吸入口径s D

泵吸入口径由合理的进口流速确定。泵吸入口的流速一般设为m 3/s 左右。从制造方便考虑，大型泵流速取大些，以减小泵的体积，提高过流能力。而要提高泵的抗汽蚀性能，应减少吸入流速[3]。综合考虑，取泵吸入口的平均流速v s =3m/s 。

m v D s V s 076.014

.3350

4q 4=??==π （3—1）

式中，D s ——泵吸入口径mm;

s υ——泵吸入口流速，m/s 3s =υ。 按照标准管径08=s D mm 。 3.2.2 泵排出口径i D

低扬程泵，取与吸入口径相同[3]。因67.5n s =，取80mm 。

3.3 泵转速

确定泵转速时应考虑下面因素[3]：

① 泵的转速越高，泵的体积越小，重量越轻，据此，应选择尽量高的转速； ② 转速和比转数有关，而比转数和效率有关，所以转速应和比转数结合起来确定；

③ 确定转速应考虑原动机的种类（电动机、内燃机、汽轮机）和传动装置（变速传动等）；

④ 提高泵的转速受到汽蚀条件的限制，从汽蚀比转数公式4

362.5r

h Q

n C ?=

可知，

转速n 和汽蚀基本参数r NPSH 和有确定的关系，如得不到满足，将产生汽蚀。

对于一定的C 值，假设提高转速，则r NPSH 增加，当该值大于装置提供的装置汽蚀余量r NPSH 时，泵便发生汽蚀。

采用汽蚀条件确定泵转速的方法，是选择C 值，按给定的装置的汽蚀余量r NPSH ，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，即N<

Q

62.5h c 75

.0r

??。

设计体积流量h /50m q 3=V 。

c=856.95 =860

根据对r NPSH ，η等参数的要求以及考虑结构，制造，动力等因素确定合适

转速。按汽蚀要求确定比转速时： V

q 62.5h c n 75

.0r

??=

（3—2）

式中，C ——汽蚀比转数，860=C ;

r h ?——泵必需的汽蚀余量，0.3h r =?m 。

m p r 34153600

5062.53860n 75

.0??=?

?=

m /r 2950n =<3415r/m 。 故所选用原动机合理。

3.4 泵水力机构及方案

水利管道上的主要用泵从用途上可分为给水泵和主输泵两种。主输泵是各泵站的输水用泵。在构造上，水利管道所用离心泵一般为单级双吸，两级双吸，多级单吸几种。单级泵用作给水泵或串联操作的主输泵。多级泵则用于主输泵的并联操作，根据需要的扬程选择多级泵的级数。因为要求较高的工作效率，主泵的比转数都比较高，因而水泵必需的最小汽蚀余量也大，这意味着，主泵的抗汽蚀性能较差，往往需要正压进泵。

离心泵基本工作性能特点[5]：

① 转速高，通常为1500r/m ～3000r/m 或更高，流量均匀；

② 流量随扬程而变化，流量范围大，通常10～350 m 3/h ，最大流量可达10000 m 3/h 以上；

③ 扬程随流量而变化，在一定流量下只能供给一定扬程。单级扬程一般10m ～80m 。多级泵扬程可达300m 以上，工作压力一般10×105Pa ；

④ 功率范围很大，一般在500kw 以内，最大可达1000kw 以上；

⑤ 效率较高，一般0.50～0.90，在额定流量下效率最高，随着流量变化效率降 ⑥ 单级扬程一般为5～7m ，最大可达8m 以上。

比转数（比速）是影响离心泵叶轮结构和性能的一个参数。

① 在150n s =～250的范围，泵的效率最好，当s n <60 时，泵的效率显著下降； ② 采用单吸叶轮s n 过大时，可考虑改用双吸，反之采用双吸s n 过小时，可考虑改用单吸叶轮；

③ 泵的特性曲线形状也和s n 有关。 比转数：

43

V

s q n 65.3n H

= （3—3） 式中：s n ——比转数；

n ——泵轴转速，r/m ；

5.67503600

50

295065.3n 4

3

s =??= 综合以上论述计算，本设计采用单级单吸离心泵结构。

3.5 泵的效率

3.5.1 泵总效率

泵的总效率就等于其机械效率、容积效率和水力效率三者之乘积。因此，要想提高泵的效率就必须在设计、制造及运行等各个方面注意减少各种损失。目前，离心泵的总效率视其大小、型式和结构不同一般为0.55～0.90.在设计之前只能按统计资料（经验公式或曲线）或类似的实际产品大致确定欲设计泵的效率，待设计完之后，可以近似估算所设计泵的效率，只有在泵制造完成之后，通过试验才能精确地确定其效率[5]。

3.5.2 机械损失和机械效率

原动机传到泵轴上的功率，首先要花费一部分去克服轴承和轴封的摩擦损失，然后还要花费一部分去克服叶轮前后盖板外侧与流体间的圆盘摩擦损失。在上述三种损失中，圆盘摩擦损失占的比重最大，而轴承和轴封的损失一般认为与泵的尺寸无关，只与零件表面加工质量、轴封结构等因素有关，约占轴功率的1％～4％。上述三种损失功率之和称为机械损失m P ，其大小用机械效率m η来衡量。 3.5.3 容积损失和容积效率

输入水力功率用来对通过叶轮的流体做功，因而叶轮出口处流体的压力高于进口压力。由于泵中转动部件与静止部件之间存在间隙，因而当叶轮旋转时，必然有一部分流体从高压侧通过间隙流向低压侧。这样，通过叶轮的流量VT q (理论流量)并没有完全输送到出口，其中泄露量e q 这部分液体把从叶轮中获得的能量消耗与泄露的流动过程中，把由泄露造成的损失称为容积损失，其大小用容积效率v η来衡量。容积损失主要发生在密封环处、平衡轴向力装置处、密封装置处。对于多级泵来说还有级

间泄露。需要说明的是，在泵的流量变小时，其泄露量的相对值要增大。所以对于小流量高压头的泵，应尽量减少泄露量，提高容积效率。容积损失和比转速有关，随着比转速的增大，容积损失逐渐减少。一般情况下，在所有比转速范围内，容积损失等于所有圆盘摩擦损失的一半。

3.5.4 水力损失和水力效率

H，也没有完全输送出通过叶轮的有效流体（除掉泄露）从叶轮中接收的能量

T

去，因为流体在泵的过流部分的流动中伴有沿程摩擦损失和叶片进出口冲撞、脱流、漩涡等引起的局部损失，从而要消耗掉一部分能量。单位重量流体在泵过流部分流动

η来衡量。

中损失的能量称为流动损失，用h来表示，其大小用流动效率

h

本设计中，确定预设计的泵的μ为72%。

4 离心泵泵轴及叶轮水力设计计算

4.1 泵轴及其结构设计

4.1.1 泵轴传递扭矩

n

9549

c

e N M = （4—1） 式中：M e ——泵轴传递扭矩；

m 35.19N 2950

0.87

19549e ?=?

=M 4.1.2 泵轴材料选择

根据泵轴工作特点和承受的应力，在材料选择上应考虑使用耐疲劳强度比较好的碳素钢，合金钢，这些材料的综合性能都比较好。

1）泵轴转速不高，输送介质的温度压力不高时，用碳素钢；

2）泵轴转速高，输送介质的温度压力高时，选用机械强度比较高的合金钢。 本设计泵轴选用45钢材料，调质处理241=HB ～286，需用切应力[]τ为49MPa ～58.8 MPa 。 4.1.3 轴结构设计

根据圆轴扭转时的强度条件：

[]ττ≤=

t

e

max W M

（4—2） 式中：max τ——最大切应力，MPa ；

W t ——抗扭截面系数， []τ——许用应力，MPa ； 对于实心轴：

3

t 16d π=W （4—3） 式中：d ——轴径，㎜。

由式（4—2）和式（4—3）式得：

[]16mm 49

3.1435.191616d 33e =??=≥τπM

16d ≥mm

考虑键削弱作用，联轴器轴孔直径为标准化，d 取24mm 。

最小轴径d 确定，考虑托架结构，推算安装滚动轴承处轴径d 1，d 1比d 大一级，并选用标准尺寸，本设计1d 取35mm 。安装叶轮处的轴直径d 2的尺寸希望尽量粗一点，粗刚性好，d 2太粗浪费材料，同时轴肩不能高于滚动轴承内圈，否则影响轴承拆卸和润滑油的流动，本设计2d 取24mm 。叶轮配合的直径d 3，比d 1小一级，本设计3d 取30mm 。轮毂直径d h 对泵的吸入性能没有什么影响，本设计中h d 取32mm 。

4.2 叶轮进口直径0D

叶轮入口速度0υ：

H =g 200K υ （4—4） 式中，0υ——叶轮入口速度，m/s ；

K 0——叶轮入口速度系数；

2

s s 0n 000001.0n 001247.0026542.0-+=K

1062.067.5000001.05.67001247.0026542.020=?-?+=K

m/s 32.35081.92080355.00=???=υ

对悬臂式离心泵叶轮，入口直径0D 可由流体力学公式求得：

02

0VT 4

q υπD = （4—5）

由（4—5）式得：

0q 4πυVT

D =

（4—6） 式中，q VT ——理论流量，q VT 大于设计流量q V ，因为通过叶轮的流量中有一部分经密封间隙返回叶轮入口，造成容积损失。

VT q 可由下式计算：

V

V

VT ηq q =

（4—7）

式中，V η——泵容积效率，由文献[8, 8—1]可知815.0=V η； s /m 017.0360082.050

q 3=?=VT ；

m 0806.032

.314.3017

.040=??=D 。

4.3 叶片入口边直径1D

在叶轮流道入口边上取圆心，作流道的内切圆，内切圆圆心到轴心线距离的两倍即为叶片入口边直径1D ，叶片入口边直径1D 一般可按比转速n s 确定。

=s n 40～100，则01D D ≥(一般入口边平行于轴心线；对流量较小的泵，可取01D D >；对流量较大的泵，也可将入口边伸向吸入口，但是应注意铸造造型的工艺性)：

=s n 100～200，则=1D (1～0.8)0D ； =s n 200～300，则=1D (0.8～0.6)0D ； =s n 300～500，则=1D (0.7～0.5)0D ； =s n 500，则=1D 2D (轴流泵)。 本设计中叶片入口边直径1D 取0.095m 。

4.4 叶片入口处绝对速度1υ

一般取01υυ=或略大于0υ，对抗汽蚀性能要求较高的泵，可取=1υ（0.4～0.83）

0υ。

本设计中取m/s 32.301==υυ。

4.5 叶片入口宽度1b

1

11q b υπD VT

=

（4—8） 离心泵叶轮入口尺寸0D ，1D 和1b 除影响泵的性能和效率外，对泵的抗汽蚀性能影响很大。

m 019.032

.3085.014.30.017

b 1=??=。

4.6 叶片入口处圆周速度1u

60

n

u 11D π=

（4—9）

m/s 123.136********.03.14u 1=??=

4.7 叶片数Z

目前尚无准确的方法确定叶片数，对60n s =～250的泵，一般取6片；对低比转速的泵可取9片，但应注意勿使入口流道堵塞；对高比转速的泵可取4片～5片。一般情况可按下表选取。

本设计叶片数Z 取为8。

4.8 叶片入口轴面速度r 1υ

11r 1υ?υ= （4—10）

式中，1?——叶片入口排挤系数;

设计离心泵时，先选取排挤系数进行计算，待叶片厚度和叶片入口安装角确定后，再来校核值。计算时，一般取77.01=?～0.91，低比转速的小泵取大值。

本设计中，1?取0.80。

m/s 656.232.380.0r 1=?=υ

4.9 叶片入口安装角y 1β

叶片入口安装角就是在叶片入口处，叶片工作面的切线（严格地说，应该是在流面上叶片骨线的切线）与圆周切线间的夹角。假定液体是无旋流入叶轮内，则由速度三角形可知：

tan 1

r

11u υβ=

（4—11）

式中，1β——液体进入叶轮相对速度的液流角。

叶轮入口处的叶片安装角比相对速度液流角增大了的角度，这个角度叫做冲角，以β?表示。叶片入口安装角y 1β：

βββ?+=1y 1 （4—12）

一般冲角取3=?β°～13°，叶片入口安装角10y 1=β°～40°。 本设计中，取13=?β°，

tan 202.013.123

656

.21==

β

442.111=β°

442.11y 1=β°

+13°=24.442° 4.10 叶片厚度

较小泵，考虑铸造工艺性，对铸铁叶轮，叶片最小厚度为3mm ～4mm ；对铸钢叶轮，叶片最小厚度为5mm ～6mm 。大泵应适当增加叶片厚度，以便使叶片有足够的刚度。本设计中，叶片厚度S 取4mm 。

4.11 叶片排挤系数1?校核

叶片排挤系数1?是叶片厚度对流道入口过流断面面积影响的系数，等于流道入口考虑叶片厚度的过流面积与不考虑叶片厚度过流面积之比值。

()1

u1

1111u111t t b t b t S S -=

-=? （4—13） 式中，1t ——叶片节距；

u1S ——叶片在圆周方向上的厚度；

44.06085

.014.3t 1

1=?=

=

Z D π （4—14）

00854.041.0105.3sin 3

y 11u1=?==-βS S ；

（4—15） 式中，1S ——入口处的叶片实际厚度（严格说是流面上的厚度）；

由式（4—13），式（4—14）和式（4—15）得：

1

y

11

11111y 11

1sin b Z

D b sin Z D D ZS D S πβππβπ?-

=-

=）（

（4—16）

835.01=?，

与假设值0.80相接近，1?校核合适。

4.12 叶片包角?的确定

包角?就是叶片入口边与圆心的连线和出口边与圆心连线间的夹角。对比转速

=s n 60～220

的泵，一般取=?

75°～150°，低比转速叶轮取大值，高比转速叶轮

取小值。包角确定后，在绘型时还有根据具体情况作适当的修改。在本设计中，?取

90°。

4.13 叶轮外径2D

叶轮外径2D 是决定泵性能的最主要水力参数之一。

H

H

=

K D g n

602π （4—17） 式中，H K ——扬程系数，目前从理论上还无法直接推导出计算公式，在总结国

内目前优秀离心泵水力模型的基础上，运用数值分析方法，拟合得到扬程系数计算公式：

2

s s n 0000003.0n 0007563.05683971.0-==H K （4—18）

51598

.067.50000003.067.50007563.05683971.02=?-?-=H K 0.2m m 1997.051598

.0.050

81.9295014.3602==??=

D

4.14 叶片出口安装角y 2β

叶片出口安装角y 2β一般在16°～40°范围内，通常选用20°～30°范围内。对高比转速的泵，y 2β可以取得小些，对低比转速的泵，y 2β可取得大些。叶片出口安装角对叶轮流道形状和泵的效率影响很大。本设计中y 2β取28°。

4.15 叶轮出口宽度2

b

将泵相似理论推出的表达式3

n

q L V

L K ?=中的线性尺寸L 和系数L K 分别以叶轮出口宽度2b 和流量系数q K 代替，则出口宽度2b 的计算式为：

3

q 2n

q b V

K ?= （4—19） 式中，q K ——流量系数，采用统计分析离心泵水力模型，数值拟合出计算公式：

2

s s q n 0000007.0n 0001323.00259268.0++=K （4—20）

03805

.067.50000007.067.50001323.00259268.02q =?+?+=K m 00977.02950

50

03805.0b 32=?=

叶轮外径2D 确定后，叶轮出口宽度2b 是影响泵流量的最主要因素之一[5]。