泵零件強(qiáng)度設(shè)計

1、第二章 泵軸的強(qiáng)度設(shè)計1概述1.1 泵軸的工作環(huán)境泵軸在運行中，除了承受扭矩外，還承受由渦室產(chǎn)生的徑向力，由皮帶傳動所引起的徑向力、轉(zhuǎn)子自重及由靜不平衡所引起的離心力等，這些力都會使軸產(chǎn)生彎曲:而軸向力會使軸產(chǎn)生拉伸或壓縮。在開始設(shè)計時，軸的長度和跨度均未定，軸所受的彎矩?zé)o法求得;另一方面，對離心泵來說，除了要考慮軸的強(qiáng)度外，還要考慮剛度，即軸的最大撓度不能超過泵內(nèi)最小密封間隙。因此，在結(jié)構(gòu)設(shè)計完成后，尚需對軸進(jìn)行強(qiáng)度校核和剛度驗算。泵軸是傳遞動力的零件，從軸不被破壞的角度出發(fā)，希望軸的尺寸大一些，材料用的好些;另一方面，從降低成本觀點出發(fā)，希望軸的尺寸小些，用的材質(zhì)差些。這要求是相互矛盾的，

2、必須根據(jù)具體情況，合理選擇材料，正確確定尺寸。軸的材料在一般清水泵的情況下使用硬鋼或中硬鋼。如抽送有腐蝕性和磨損性的液體，因特別易于損傷填料箱部分的軸表面，需要采取保護(hù)軸的方法。抽送海水等的泵，在接觸液體的軸上用耐蝕性軸套加以保護(hù)。在抽送腐蝕性特別強(qiáng)的液體的情況下，軸本身要用耐腐蝕的不銹鋼及其他材料制成。如液體中含有固體顆粒并帶有磨損性物質(zhì)，要在填料箱部分的軸表面上罩上軸套。軸套以硬材料為好，根據(jù)情況也可在其表面敷以司太立合金(Stellite)和科羅莫尼合金(Colmonoy)等硬質(zhì)材料。1.2 泵軸強(qiáng)度校核的方法校核水泵軸強(qiáng)度的方法有兩種:一是試驗研究，二是分析計算。由于試驗研究需要花費很

3、長時間和高昂費用，同時，試驗研究只能在已制成的軸上進(jìn)行，設(shè)計階段則無法進(jìn)行。因此，人們很早就致力于用分析計算的方法研究軸的強(qiáng)度。然而，軸強(qiáng)度的計算甚為困難。一方面，軸工作應(yīng)力的準(zhǔn)確計算十分困難:水泵的軸受彎曲、扭轉(zhuǎn)和振動等多種載荷，應(yīng)力集中相當(dāng)嚴(yán)重:軸承的不同心度及工作狀態(tài)下機(jī)體的變形、軸頸與軸承之間的間隙和油膜狀況均顯著影響軸的受力，并涉及到許多互相關(guān)聯(lián)、互相制約的因素。另一方面，軸的強(qiáng)度考核也比較困難，其效果的定量描述難以確定。已有水泵軸的強(qiáng)度計算都?xì)w結(jié)為疲勞強(qiáng)度計算，其計算步驟分為以下兩步:一是應(yīng)力計算，求出危險斷面的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力:二是在此基礎(chǔ)上進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計算。2. 泵軸強(qiáng)度校核計

4、算2.1泵軸直徑初步計算泵軸的直徑應(yīng)按其承受的外載荷(拉、壓、彎、扭)和剛度及臨界轉(zhuǎn)速條件確定。因為扭矩是泵軸最主要的載荷，所以在開始設(shè)計時，可按扭矩確定泵軸的最小直徑(通常是聯(lián)軸器處的直徑)。同時應(yīng)根據(jù)所設(shè)計泵的具體情況，考慮影響剛度和臨界轉(zhuǎn)速的大概因素，結(jié)合設(shè)計經(jīng)驗對粗算的直徑作適當(dāng)?shù)男薷?，并圓整到標(biāo)準(zhǔn)直徑。待泵轉(zhuǎn)子設(shè)計完成后，再對軸的強(qiáng)度、剛度和臨界轉(zhuǎn)速進(jìn)行詳細(xì)的校核。計算軸徑時所用的計算功率P較軸功率稍大些，因為軸功率是設(shè)計工況下的功率，而泵運行時的最大流量所對應(yīng)的功率大于軸功率P。計算功率(kW)一般取: =1.2P (2-1)式中 -水泵的計算功率(kW).從機(jī)械零件中可查知，應(yīng)按

5、下式計算泵軸所傳遞的扭矩)（Nm）: (2-2)按扭矩初步計算泵軸直徑的公式為: (2-3)式中一材料的許用切應(yīng)力(Pa); d一泵軸的最小直徑(m).值的大小，決定軸的粗細(xì)。軸細(xì)可以節(jié)省材料，提高葉輪的水力和抗汽蝕性能;軸粗能增強(qiáng)泵的剛度，提高運行可靠性。確定出泵軸的最小直徑后，參考類似結(jié)構(gòu)泵的泵軸，畫出軸的結(jié)構(gòu)草圖。根據(jù)各段的結(jié)構(gòu)和工藝要求，確定裝葉輪處的軸徑和輪毅直徑。葉輪輪輪轂直徑必須保證軸孔在開鍵槽之后有一定的厚度，使輪轂具有足夠的強(qiáng)度，通常;。在滿足其輪毅結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的條件下，盡量減小，則有利于改善流動條件。圖2-1泵軸結(jié)構(gòu)圖在畫泵軸結(jié)構(gòu)草圖(圖2-1)時應(yīng)注意以下幾點:(1)各段軸徑

6、應(yīng)盡量選用標(biāo)準(zhǔn)直徑;(2)軸上螺紋一般采取標(biāo)準(zhǔn)細(xì)牙螺紋，其內(nèi)徑應(yīng)大于螺紋前軸段的直徑;(3)軸定位凸肩一般為12mm。2.2計算作用在泵軸上的載荷1.徑向力 (1)對臥式泵，軸、葉輪和其它裝在軸上零件的泵轉(zhuǎn)子重量 本文中，近視計算時主要考慮了軸和葉輪的重量，泵其它轉(zhuǎn)子產(chǎn)生的徑向力由于較小，一般情況下可以略去不計。(2)作用在葉輪上的徑向力水泵在設(shè)計流量時，渦室內(nèi)液體流動速度和液體流出葉輪的速度(方向和大小)認(rèn)為基本上是一致的。從葉輪流出的液體能平順地流入渦室，所以在葉輪周圍液體的流動速度和壓力分布應(yīng)是均勻的，此時徑向力很小。在小于設(shè)計流量時，渦室內(nèi)液體流動速度將會減慢。但是，從葉輪出口速度三角

7、形(圖2-2 )中可以看出.在小于設(shè)計流量時，液體流出葉輪的速度不是減小，反而增加，方向也發(fā)生了變化。一方面渦室里流動速度減慢，另一方面葉輪出口處流動速度增加，兩方面就發(fā)生了矛盾，從葉輪里流出的液體，再不能平順地與渦室內(nèi)液體匯合，而是撞擊在渦室內(nèi)的液體上。撞擊的結(jié)果，使流出葉輪液體的流動速度下降為渦室里的流動速度，同時把部分動能通過撞擊傳遞給渦室內(nèi)的液體，使渦室里液體壓力增高。液體從渦室前端(泵舌)流到渦室后端過程中，不斷受到撞擊，不斷增加著壓力，致使渦室里(也就是葉輪周圍)壓力分布曲線成了逐漸上升的形狀。壓力分布不均勻是形成徑向力的主要原因。圖2-2 小于設(shè)計流量時葉輪出口的速度三角形以同樣

8、的分析，也可以說明在水泵流量大于設(shè)計流量時，泵渦室里的液體壓力(從泵舌開始)是不斷下降的。渦室里液體的壓力，對流出葉輪的流體起著阻礙作用。由于壓力不均勻，液體流出葉輪時的速度也是不一致的。因此，葉輪周圍受液體流出時的反沖力也是不均勻的。這是形成徑向力的次要原因，它是伴隨壓力分布不均勻而產(chǎn)生的。 在計算軸和軸承時，必須考慮作用在葉輪上的徑向力，因為泵不會總在設(shè)計流量下工作，對離心泵而言，在起動和停車時甚至要在零流量下工作。 離心泵的徑向力，可以用經(jīng)驗公式計算: (2-5)對螺旋形壓水室，公式中系數(shù)按下式確定: (2-6)式中：Q泵實際工作流量（m/h） Q0最優(yōu)工況下泵的流量（m/h）系數(shù)，與比

9、轉(zhuǎn)速有關(guān)比轉(zhuǎn)速按下式計算: (2-7)n轉(zhuǎn)速（r/min） (2-8) 近似計算軸向力時，可采用kP =0.36 。從公式可以看出，螺旋形壓水室中的徑向力，在泵最優(yōu)工況下等于零，在關(guān)死閘閥(零流量)時，達(dá)到最大值。軸的破壞系金屬的疲勞所致。由于現(xiàn)代泵的轉(zhuǎn)速和其它參數(shù)的提高，從而增加了軸破壞的可能性。因而，泵在很大徑向力的非設(shè)計工況下，即使短時間工作，也是很危險的。環(huán)形壓水室中，在所有的工況下，都存在著由于壓力分布不均勻而形成的徑向力，而且，在泵最優(yōu)工況下該力達(dá)到最大值。系數(shù)k可以用下面關(guān)系表示: （2-9）鑒于產(chǎn)生徑向力的實質(zhì)與壓水室中的壓力分布有關(guān)，所以可以利用某些改進(jìn)結(jié)構(gòu)方案，來減小這種徑

10、向力。例如，采用改良型壓水室和雙渦室，而采用導(dǎo)葉式結(jié)構(gòu)更為有效。(3)葉輪、聯(lián)軸器等轉(zhuǎn)動部件殘余不平衡質(zhì)量引起的離心力(力的方向是變化的)離心力是因為泵轉(zhuǎn)子軸孔(旋轉(zhuǎn)軸線)與其重心不一致，而由不平衡質(zhì)量所產(chǎn)生。為消除這種力，零件應(yīng)進(jìn)行靜平衡。旋轉(zhuǎn)零件不平衡質(zhì)量所產(chǎn)生的離心力的允許值按下式確定: （2-10）式中：e零件單位不平衡度或重心的位移(m)m零件的質(zhì)量角速度零件單位不平衡度的數(shù)值等于零件的殘余不平衡度與零件質(zhì)量的比值，即： （2-11）零件殘余不平衡度的允許值見圖2-3所示。 對于寬度和直徑之比的圓盤形零件，可以只作靜平衡;寬度大的零件和帶幾個質(zhì)量的長轉(zhuǎn)子，應(yīng)當(dāng)在專用的動平衡機(jī)上進(jìn)行動

11、平衡。動平衡不僅可以平衡所有離心力之合力，而且可以平衡這些力相對轉(zhuǎn)子重心的力矩。圖2-3零件殘余不平衡度的允許值 對于泵的轉(zhuǎn)子，規(guī)定了兩種動力不平衡精度等級。特殊泵、屏蔽泵、給水泵和抽送海水泵的轉(zhuǎn)子，在振級方面具有特別嚴(yán)格的要求，屬于第一級;所有其它泵的轉(zhuǎn)子屬于第二級。根據(jù)不平衡度的數(shù)值，可以求出轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)時由不平衡質(zhì)量產(chǎn)生的離心力： （2-12）式中：轉(zhuǎn)子的殘余不平衡度(m)，m轉(zhuǎn)子的質(zhì)量角速度2.作用在轉(zhuǎn)子上的軸向力泵在運轉(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，方能使泵正常工作。(1)葉輪前后蓋板不對稱產(chǎn)生的軸向力A1,圖2-4 軸向力的產(chǎn)生葉輪的

12、外表面是旋轉(zhuǎn)表面。如果不計摩擦力則水動壓力和表面垂直。在設(shè)計工況下，沿外表面的壓力分布對稱于旋轉(zhuǎn)軸線，在半徑由R到（R+dR）的微元圓周表面上，液體壓力徑向分力成對地大小相等，方向相反，所以互相平衡。徑向力只有在液流軸對稱流動破壞的情況下，即當(dāng)泵偏離設(shè)計工況時才產(chǎn)生。雙吸葉輪由于葉輪對稱布置，軸向力相互平衡，所以一般不存在軸向力。但是單吸葉輪不具備象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。由圖2-4可知，葉輪前后蓋板不對稱，前蓋板在吸入口部分沒有蓋板。另一方面，葉輪前后蓋板象輪盤一樣帶動前后腔內(nèi)的液體旋轉(zhuǎn)，蓋板側(cè)腔內(nèi)的液體壓力按拋物線規(guī)律分布。如果設(shè)葉輪外表面為f，

13、液體壓力為p，那么作用于葉輪外表面上的軸向力A1為: (2-13)為微元表面df在垂直于軸線z的平面上的投影，由于壓力p是半徑R的函數(shù)，而微元表面可用環(huán)形來表示。左部外表面的外法線和z軸的夾角大于90，微元面積的投影為負(fù)號，右部的外表面投影為正。葉輪出口處表面的圓柱部分及軸配合的軸孔的法線和旋轉(zhuǎn)軸垂直，這些表面的投影為零，由此， (2-14)式中：和分別為作用于葉輪外表面左、右部分的壓力。壓力和的大小和葉輪外表面與泵體之間腔體內(nèi)液體的流動有關(guān)，這里液體流動取決于它和泵體、葉輪和摩擦和液流慣性。對于一般離心泵，作用在一個葉輪上的軸向力A1?？砂聪铝薪?jīng)驗公式計算: （2-15）式中A1一葉輪軸向力

14、(N); H1一泵單級揚程(m) ;Rm，一葉輪密封環(huán)半徑(m) ; Rh ,一葉輪輪毅半徑(m); i一泵級數(shù); k系數(shù)，當(dāng)ns=30100時，k =0.6，當(dāng)ns=100220時，k=0.7;當(dāng)ns=240280時，k=0.80。(2)動反力A2對離心泵、混流泵而言液體通常沿軸向進(jìn)入葉輪，沿徑向或斜向流出。流通過葉輪其方向之所以變化，是因為液體受到葉輪作用力的結(jié)果。反之，體給葉輪一個大小相等方向相反的反作用力，該力即為動反力，指向葉輪后面，由動量定理可得： （2-16）式中：動反力（N） 液體密度(kg/m) 泵理論流量（m/s）和葉輪進(jìn)口稍前、出口稍后的軸面速度(m/s) ;葉輪出口軸面

15、速度與軸線方向的夾角。圖2-5 作用在葉輪上的動反力 （3）半開式葉輪軸向力A1 （2-17）式中：作用在前側(cè)的軸向力為： （2-18）總的軸向力為： (2-19)(4)懸臂式葉輪，由于吸入壓力與大氣壓不同而引起的軸向力A3。 （2-20）式中：葉輪輪轂直徑； 葉輪吸入口的壓力 大氣壓力（5）立式離心泵，水泵轉(zhuǎn)子的重量也是軸向力。當(dāng)泵內(nèi)充滿液體時，葉輪的重量由于葉輪表面的水靜壓力而減輕，水靜壓力之合力等于葉輪所排除的液體重量。（6）影響軸向力的其他因素1)葉輪前后蓋板泵腔內(nèi)的徑向流(圖2-6)圖2-6 徑向流對軸向力的影響前述計算軸向力的公式，是假設(shè)泵腔內(nèi)液體無徑向流動的條件下推得的。當(dāng)有徑向

16、流時會改變壓力分布，因而影響軸向力的數(shù)值。圖中實線表示無徑向流時的壓力分布，虛線表示有徑向流時的壓力分布。在前蓋板泵腔，存在著內(nèi)向徑向流動，壓力分布如左側(cè)的虛線所示。這是因為葉輪出口的壓力P2固定不變，液體在流動中要產(chǎn)生附加的壓力下降所致。后泵腔中存在外向的徑向流時，液體要流動，在輪轂處的壓力必須大于無徑向流時的壓力，到葉輪出口處變?yōu)閴毫2，壓力分布如右側(cè)虛線所示。前泵腔總是存在著內(nèi)向徑向流，后泵腔的情況有所不同，一般無平衡孔的單級泵則無徑向流，有平衡孔時存在內(nèi)向徑向流，多級泵因級間泄漏而存在外向的徑向流。對不同的泵，按內(nèi)向流壓力減小、外向流壓力增加來分析對軸向力的影響。2)葉輪兩側(cè)密封環(huán)不

17、同引起軸向力。雙吸泵從理論上講無軸向力作用，但當(dāng)兩側(cè)密封環(huán)間隙長度不同、磨損不同時，會產(chǎn)生指向泄漏大的一側(cè)的附加軸向力。(7)有平衡裝置時的軸向力1)有平衡孔或平衡管情況下的軸向力計算在葉輪后蓋板上附設(shè)密封環(huán)，密封環(huán)所在直徑一般與前密封環(huán)相等，同時在后蓋板下部開孔，或設(shè)專用連通管與吸入側(cè)連通，如圖2-7所示。由于液體流經(jīng)密封環(huán)間隙的阻力損失，使密封下部的液體的壓力下降，從而減小作用在后蓋板上的軸向力。減小軸向力的程度取決于孔的數(shù)量和孔徑的大小。在這種情況下，仍有10%15%的不平衡軸向力。要完全平衡軸向力必須進(jìn)一步增大密封環(huán)所在直徑，值得說明的是密封環(huán)和平衡孔是相輔相成的，只設(shè)密封環(huán)無平衡孔不

18、能平衡軸向力，只設(shè)平衡孔不設(shè)密封環(huán)，其結(jié)果是泄漏量很大，平衡軸向力的程度甚微。采用這種平衡方式可以減小軸封的壓力，其缺點是容積損失增加(平衡孔的泄漏量一般為設(shè)計流量的2%5% )。另外，經(jīng)平衡孔的泄漏流與進(jìn)入葉輪的主液流相沖擊，破壞了正常的流動狀態(tài)，會使泵的抗汽蝕性能下降。為此，有的泵在泵體上開孔，通過管線與吸入管連通，但結(jié)構(gòu)變得復(fù)雜。在非額定流量下，葉輪入口的流動狀態(tài)發(fā)生變化。小流量狀態(tài)下，由于預(yù)旋的影響，葉輪進(jìn)口中心部分的壓力低于外周的壓力，經(jīng)平衡孔的泄漏增加，盡管泵揚程增加，泵密封環(huán)下腔的壓力還是很低的，因而軸向力進(jìn)一步減小。大流量時，由于泵揚程下降，軸向力也變小。平衡孔泄漏量和平衡程度

19、的計算，由圖2-7可知圖2-7 平衡孔平衡程度的計算 （2-21）則：式中：葉輪勢揚程密封間隙阻力系數(shù)，平衡孔阻力系數(shù)，通常。密封間隙過流面積平衡孔總面積。平衡軸向力的數(shù)值大致等于ABCD部分壓力體的體積重量，可近似按下式計算： （2-22）2) 有背葉片情況下的軸向力計算未加背葉片時葉輪右側(cè)壓力水頭分布如圖2-8中的曲線AGF，左側(cè)壓力水頭分布如曲線ADF所示。由于葉輪兩側(cè)蓋板不對稱，產(chǎn)生的軸向力，在前節(jié)已給出公式圖2-8 背葉片平衡軸向力原理 （2-22）當(dāng)腔中液體以旋轉(zhuǎn)時,密封環(huán)前后壓頭為：（2-23） （2-24）由此：（2-24）式中：，以為半徑的圓。以為半徑的圓。斯捷潘諾夫建議Hm

20、按下面的經(jīng)驗公式算 （2-25） 加背葉片之后，背葉片強(qiáng)迫液體旋轉(zhuǎn)，液體的旋轉(zhuǎn)角速度增加。后側(cè)的壓力水頭如曲線AGK所示，它和原曲線相差的影線部分，表示背葉片平衡的軸向力。該平衡力可通過積分或壓力體體積求得。由圖，任意半徑R處的壓頭為:bc=ac一ab將上式從輪轂積分到。得到平衡力F1 （2-25）或：（2-26） 上式是在假定背葉片端部和殼體的間隙很小，液體以旋轉(zhuǎn)時推得的計算公式。當(dāng)間隙很大時，斯捷潘諾夫推薦背葉片中液體以下式表示的角速度旋轉(zhuǎn)(背葉片數(shù)4-6枚) （2-27）式中：t一背葉片寬度;s一后蓋板和殼體壁的間隙。2.3.軸所傳遞的扭矩對于所選取的工況，其軸功率按曲線p=f（Q,H）

21、查取或按下式計算: (2-28)式中：式中Q泵的流量(m3/h) ; H泵的揚程(m); 泵的總效率（%）。上述參數(shù)值可按泵的特性曲線求得。軸所傳遞的扭矩，按下式計算:式中：P一泵的軸功率(kW);n一轉(zhuǎn)速(r/min)因為泵的軸功率、徑向力等都和泵的工況有關(guān)，所以泵軸在必要時應(yīng)按設(shè)計工況和非設(shè)計工況(如零流量)分別進(jìn)行計算。通常可按設(shè)計工況進(jìn)行。3. 計算泵軸的不同斷面上的扭矩、軸向力和彎矩31扭矩從聯(lián)軸器端起，扭矩遇到葉輪逐級遞減，是階梯式的。3.2軸向力從第一級起軸向力逐級增加，末級葉輪和平衡盤(推力軸承)間的軸向力最大。對稱布置的葉輪間的軸上也作用有軸向力，具體情況按結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析。3.

22、3彎矩和軸承支反力在選擇泵軸的計算簡圖時，可以把軸視為放于支承中的變斷面梁，其上作用著外載荷系。如果在支承中安裝一個或兩個滾動軸承，而且這些軸承能夠自動調(diào)整，在計算時，可以把這種軸承認(rèn)為是鉸接剛性支承，并認(rèn)為內(nèi)軸承的中心是鉸接的幾何點。如果安裝成對的非自動調(diào)心軸承，則計算簡圖的選擇取決于一個支承中軸承的距離。在泵軸的實際計算中，對并排安放的軸承，認(rèn)為是鉸接支承，并采用內(nèi)軸承中心間的距離作為軸的計算長度。增加支承中軸承間的距離，將增大支承力矩并要提高軸的剛性。作用在軸上的橫向載荷，有方向固定的載荷，如重力和徑向力;有隨轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)其方向不斷變化的載荷，如裝在泵軸上零件的不平衡質(zhì)量所引起的離心力。確定支反力和畫彎矩圖時，應(yīng)對每種載荷單獨地進(jìn)行。 方向固定的載荷，通常位于不同的平面上，所以這些載荷應(yīng)按兩個相互垂直的方向x和Y(水平的和垂直的)進(jìn)行分解。如果作用載荷的平面間的最大角度不超過300，認(rèn)為所有的力位于同一個平面上，不會有多大的誤差。支反力的分量，應(yīng)對每個分解載荷的平面單獨確定。用幾何加法確定合成的支反力: （2-29）彎矩圖