【毕业论文】水泵平衡装置毕业设计说明书.doc文档【46页完整版】

清水潜水泵污水潜水泵都是用普通铸铁制造，无法抵御硬沙粒的高速冲击，无法抵御硬沙粒尖角压入微观中呈疏松状的铸铁表面后，产生高速刮削式的磨损般固体颗粒不会把泵体外壳磨穿，不会把叶轮外径磨小，也不会把叶片磨短。

平衡盘磨损后变薄，使转子向电机方向向前的窜量超限，从而产生连锁损坏。

由于体静压支承的方法多用在大型的机床工业上，在国内仅几乎没有在多级离心泵上应用。

可以延长水泵使用寿命，提高效率，降低矿井排水装置的维修费用。

使离心泵的轴向位移控制在允许范围内，有效平衡轴向推力。

提高矿井排水装置的可靠性扩大适应性并且减少耗能。

因此保证它的经济运行有着十分重要的意义。

因为在矿井建设和生产过程中，大气降水含水层水断层水老空水等水源通过各种渠道涌入矿井，形成矿水。

装置的可靠性扩大适应性并且减少耗能。

使离心泵的轴向位移控制在允许范围内，有效平衡轴向推力。

提高矿井排水部分内容简介静压支承来平衡多级泵轴向力。

目前流体静压支承的方法多用在大型的机床工业上，在国内仅几乎没有在多级离心泵上应用。

可以延长水泵使用寿命，提高效率，降低矿井排水装置的维修费用。

使离心泵的轴向位移控制在允许范围内，有效平衡轴向推力。

提高矿井排水装置的可靠性扩大适应性并且减少耗能。

因此保证它的经济运行有着十分重要的意义。

因为在矿井建设和生产过程中，大气降水含水层水断层水老空水等水源通过各种渠道涌入矿井，形成矿水。

由于各矿的地质水文地质地形特征气候条件的差异，地面和地下积水不同，以及开采方法的不，其涌水量的大小也不样，少的每小时几十立方米，多的几百立方米特大的超过千立方米。

几乎没有矿水的干燥矿井只是极少数。

所以矿井排水装置是非常重要的。

排水装置始终伴随产生而工作，直到矿井报废为止，才能完成自身的任务。

除此之外，能耗在矿山排水装置方面的电量占全矿耗电量的相当大的部分。

矿山排水装置不仅要及时排除正常时期的矿水，而且还要排除高峰时期的矿水。

水泵平衡装置是矿井排水装置中非常重要机的组成部分。

它是种通用机械其工作原理是电动机通过泵轴带动叶轮高速旋转，对液体做功，把机械能转换成液体能量，从而把液体输送到目的地。

通常以不同工作方式为基础的各种泵的结构形式，根据其使用的频繁程度可以分为两大类容积泵，叶片泵和离心泵。

近些年，已经有许多单位采用中大型潜水泵排水。

这样可以省去浮船之类的辅助设施，可使排水系统大大简化，可以远方遥控，可以自动化排水，是矿山排水的次重大飞跃。

但是可供选择的只有清水潜水泵或污水潜水泵，对水质要求过高，水质达标难度大，费用高。

清水潜水泵污水潜水泵都是用普通铸铁制造，无法抵御硬沙粒的高速冲击，无法抵御硬沙粒尖角压入微观中呈疏松状的铸铁表面后，产生高速刮削式的磨损般固体颗粒不会把泵体外壳磨穿，不会把叶轮外径磨小，也不会把叶片磨短。

平衡盘磨损后变薄，使转子向电机方向向前的窜量超限，从而产生连锁损坏。

叶轮口环和中段轴套磨损后，密封间隙变大，使离心泵出水不足或不出水，有时还拌有强烈的震动。

平衡盘有轴向端面跳动，泵体平衡板也有轴向端面跳动。

平衡盘转动周，会在转到角度时，局部出现轴向间隙的最大间隙或最小间隙。

平衡盘的平衡状态是动态的，泵的转子在平衡位置会前后作轴向脉动。

工况点改变时，转子会自动移到新的平衡位水泵平衡装置设计置作轴向脉动。

当平衡盘被磨损后，平衡轴向力能力下降，致使泵叶轮随轴同向吸水侧移动，与密封环接触摩擦。

严重时叶轮与隔板摩擦，或在水泵启动瞬时叶轮与隔板发生撞击，造成叶轮损坏。

另外，叶轮摩擦发热也可引起叶轮爆裂。

特别是在应用于矿山水力采煤等场合的多级泵中，由于输送的液体中含有较多的固体颗粒，使得末级叶轮与平衡盘之间的较小间隙处容易堵塞，另方面，固体颗粒会加快平衡盘的磨损，造成平衡盘与平衡环之间的间隙增大，达不到原有的平衡作用，严重影响了泵的使用寿命，为此，人们采用各种措施来解决这问题，其中，采取液体静压支承来平衡轴向力的方法取得了较好的效果，但是，在应用静压支承来平衡多级泵轴向力时，由于多级泵的轴向力很大，如果仍然采用机床用静压支承的尺寸设计原则。

在矿山中水泵的应用本章重点在于对离心式水泵的结构以及工作状态做了简要的介绍，并且对离心式水泵轴向推力的推导过程，做了详细的分析。

矿山对排水设备的要求井下排水设备要求水泵有定的排水能力，应该在小时内排出小时的正常涌水量。

工作水管应该配合水泵，在小时内排出小时的正常最大涌水量。

工作水泵机组必须工作可靠。

水泵在工作时会产生很大的轴向力。

水泵因为轴向力引起的磨损非常严重，特别是多级水泵。

多年以来直采用的是平衡盘平衡的方法，但是没有从根本上解决这个问题。

所以为了改变旧的平衡方法，把液体静压力支承的理论应用于多级离心泵的平衡装置上。

有很好的前景。

常用主排水泵结构多级分段式水泵的结构是多样的，目前使用最为广泛的型水泵有定的代表性，如图所示。

像其他形式的水泵样，其水力部件包括叶轮导水圈反水圈出水段和进水段。

图型水泵结构图进水段出水段中段导叶叶轮尾盖密封环导叶套平衡环平衡盘填料环轴轴套甲轴套乙左轴承体右轴承体轴承挡套拉紧螺栓填料压盖轴承水泵平衡装置设计叶轮是水泵的主要水力部件，他的定型参数在很大程度上决定着水泵特性。

在多级水泵中只有首级叶轮对气蚀有影响，因此往往加大首级叶轮进口直径提高气蚀性能，同时为了保持水泵有较高效率，其余各级叶轮取较小的进口直径。

叶轮叶片进口边缘上各点的圆周速度不同，形成水流进口角度不致，为了使叶片进口边缘适应这种情况，制成扭曲状以减小损失。

导水圈和反水圈组成分段式水泵中段，其流道把前级叶轮流出的水到入次级叶轮进口。

导水圈的叶片数与叶轮数等于或少于导叶数，水流进入次级叶轮时可稍有旋转。

出水段的作用是把最后级叶轮或导水圈流出的水汇集起来并导向水泵出口，在此过程中还将部分动能转换为压力能。

进水段的作用是把水流导入首级叶轮进水口。

分段失水泵多采用环行吸入室作为进水段的流道形式。

这种流道的特点是轴向尺寸小，但不能保证水流均匀地进入叶轮。

平衡盘工作原理平衡盘固定在水泵上，与叶轮，泵轴三者为体，平衡盘与在泵壳上的平衡盘衬环起。

形成盘室，最后级叶轮排水式中为冷却器的散热面积为需冷却器单位时间内散掉的热量为冷却器的总传热系数为油和水之间的平均温差所以根据以上数据选择的型列管式冷却器。

其主要技术参数为油水流量比左右交热系数介质黏度公称冷却面积冷却器般安放在回油管或低压管路上。

换向阀的选择根据整个系统的情况选用型电磁换向阀，其主要技术参数为通径为电磁类型湿式额定流量工作压力小于介质种类矿物油磷酸酯液介质温度范围介质黏度范围环境温度小于液压系统工作时，液压泵和马达液压缸的容积损失和机械损失阀类元件和管路的压力损失及液体摸檫损失等消耗的能量几乎全部转化为热量。

这些热量除部分散发到周围空间外，大部分使系统油温升高。

如果油液温度过高，将严重影响液压系统的正常工作。

般规定液压用油的正常油温为。

在设计液压系统时，合理地设计油箱，保证有足够的容量和散热面积，是种控制油温过高的有效措施。

但是些液压装置如行走机械等由于受结构限制，油箱不能很大些采用液压泵马达的闭式回路，由于油液需要往复循环，工作时不能回到油箱冷却。

这样就不可能单靠油箱散热来控制油温的升高。

此外，有的液压装置还要求能够自动控制油温。

对以上这些场合，就必须采取强制冷却的办法，通过冷却器来控制油液温度，使之合乎系统工作要求。

液压系统工作前，如果油液温度低于，将因油的黏度较大，使液压泵的吸入和起动发生困难。

为保证系统正常工作，必须设置加热器，通过外界加热的办法来提高油液的温度。

冷却器按冷却介质可分为水冷风冷和氨冷等形式，常用的是水冷和风冷。

最简单的冷却器是蛇形管式冷却器。

它直接装在油箱内，冷却水从蛇形管内部通过，带走热量。

这种冷却器结构简单，但冷却效率低，耗水量大。

液压系统中采用较多的冷却器是强制对流式多管冷却器。

油液从进油口流入，从出油口溜出冷却水从进水口进入，通过多根水管后由出水口流出。

油液在水管外部流动时，它的进行路线因冷却器内设置了隔板而加长，因而增加了热交换效果，冷却效率高。

但这水泵平衡装置设计种冷却器重量较大。

此外还有种翅片式冷却器也是。

流式多管冷却器。

它是在圆管或椭圆管外嵌套上许多径向翅片，其散热面积可达到光滑管的倍。

椭圆管的散热效果般比圆管更好。

液压系统即可采用汽车的冷风式散热器来进行冷却。

这种方式不需要水源，结构简单，使用方便，特别适合用于行走机械的液压系统，但冷却效果较冷水式差。

冷却器般应安装在回油管或低压管路上，所以为其在液压系统的各种安装位置及有关的简单说明。

冷却器造成的压力损失般为。

换向阀的选择根据整个液压系统选用型电磁换向阀，其主要技术参数为通径电磁类型湿式温度范围额定流量工作压力流量计的选择根据整个液压系统选用型椭圆齿轮流量计，其主要技术参数为允许基本误差最大工作压力介质温度液压系统的性能验算由于系统的具体管路布置伤未确定，整个回路的压力损失无法估算，仅阀类元件对压力损失所造成的影响可以看得出来，供调定系统中些压力值时参考，即进行粗略的计算。

系统压力损失的验算压力损失包括油液流经管道的沿程压力损失，局部压力损失和流经阀类元件的压力损失，即计算沿程压力损失时，如果管中为层流流动，可按下式近似计算。

式中通过管道的流量管道长度管道的内径油液的运动黏度局部压力损失可按下式近似计算。

阀类元件的压力损失，可按下式近似计算。

式中液压阀在额定流量时最大压力损失通过液压阀的实际流量通过液压阀的额定流量