口边上取圆心，做流道的内切圆，内切圆圆心到轴心线距离的两倍即为叶轮入口边直径。确定叶片入口边直径，般与比转数有关，由于本设计的比转数在之间，所以,般入口边平行于轴心线对流量较小的泵，可取对流量较大的泵，也可将入口边伸入吸入口，但是应注意铸造造型的工艺性。取..确定叶片入口处绝对速度般取，对汽蚀性能要求高的泵，取这里取.确定叶片入口宽度离心泵叶轮入口尺寸，入口宽度和入口边直径除影响泵的抗汽蚀性能影响很大。确定叶片入口处圆周速度计算用公式则确定叶片数泵的效率跟叶片数的多少有直接关系。叶片数多，泵的效率就能得到提高，这是因为叶片数增加后，叶片间流道的扩散程度减弱，液流的扩散损失减小，泵的效率上升，但叶片数过多的时候，叶片与液流的摩擦损失增加，结果反而导致泵的效率下降。对的泵，取片对低比转速的泵可以取片，但应注意勿使入口流道堵塞对高比转数的泵可以去片。在般情况下，增加叶片数可以改善液体流动情况，适当提高泵的扬程，但叶片数增加后将增加叶片摩擦损失，减少流道过流面积。取片确定叶片入口轴面速度叶片入口轴面速度可按下式确定式中为叶片入口排挤系数,在设计离心泵时先选取排挤系数进行试算，待叶片厚度和叶片入口安放角确定后，在来校核值。在估算时般取，这里取.。则.确定叶片入口安放角叶片入口安放角就在叶片入口处，叶片工作面的切线与圆周切线间的夹角，如图示。假设液体是无旋流入叶轮内，则由速度三角形知式中液体进入叶轮相对速度的液流角。前面已经计算过。则叶轮入口安放角比相对速度角增大了个角度，这个角度叫冲角，用表示，叶片入口安放角为般冲角取，叶片入口安放角则叶片入口安放角选择个冲角的原因是液体在进入叶轮前，已受吸入室轴或叶轮的影响而旋转运动，增加冲角就是考虑了预选的影响，以减少液体冲击损失取正冲角后，叶片入口处排挤系数减小了，几增大叶片入口积，改善了液体流动情况，可以提高泵的汽蚀性能。冲角对泵抗汽蚀性能有定的影响。确定叶片厚度从水力性能的角度考虑，叶片应尽量薄，这样方面可以减少叶片对液流的排挤，提高泵的扬程，同时还可以减小叶片前缘处的尾流损失，提高效率。而从强度方面的要求考虑，则叶片应有定的厚度。在确定叶片厚度时应注意对较小的泵，要考虑到铸造的可能性，对铸铁叶轮，叶片最小厚度为毫米对铸钢叶轮，叶片最小厚度为毫米。对大泵应适当增加叶片厚度，以使叶片有足够的刚度。我选用了铸钢材料的叶轮，故叶片厚度确定叶片排挤系数叶片排挤系数是叶片厚度对流道入口过流断面面积影响的系数。它等于流道入口叶片厚度的过流面积与考虑叶片厚度过流面积之比值式中叶片节矩，如图，可按，叶片在圆周方向上的厚度，如图按公式入口处的叶片实际厚度严格的说是液面上的厚度将上述三个式子联立可得式中，叶片入口边直径叶片厚度叶片数目叶片入口安放角则，叶片包角的确定叶片包角就是入口边与圆心的连线和出口边与圆心连线间的夹角。包角越大叶片间流道越广，则叶片单位长度负荷小，流道扩散程度越小，有利于叶片与液流的能量交换。如叶片包角太大，则叶片与液体的摩擦损失增加，铸造工艺性差，所以包角大小应适当选取。对的泵，般取。取确定叶轮外径由公式式中，叶轮出口圆周速度可按下式计算式中，叶轮出口圆周速度系数，由图选取为.。多级泵的单级扬程则，则，根据公式，则取系数为.，片取片与前面假设相似。确定叶片出口安放角叶片出口安放角般在范围内，通常选用，通常选用。对高转速的泵，安放角可以取得小些，低比转速的泵可取得大些。叶片出口安放角对性能曲线的形状，叶轮流道形状和泵的扬程影响都较大。取确定叶轮出口宽度实测表明，当叶片宽度改变时，通过叶轮的流量变化不大。因此，若叶片宽度过窄，则叶片单位面积上的负荷增加，滑移系数增大而使叶轮的理论扬程减小，同时叶轮的相对速度增大，液流与叶片表面的摩擦损失增加，从而造成泵效率的下降。可以通过叶轮出口轴面速度确定，离心泵的设计基础叶轮出口速度三角形图，可按下式计算式中，为叶轮出口轴面速度系数，可按图选择。取值.。多级泵的单级扬程。则，由于已确定，所以可以按下式计算式中流经叶轮的流量，叶轮外径，叶片数目叶片出口处圆周方向的厚度，可有下述公式计算式中叶轮出口处叶片真实厚度严格地说是流面上的速度见图离心泵设计基础叶轮出口排挤，这里取叶片的厚度。叶片出口安放角。将公式联立可得带入数值，可得确定叶轮出口绝对速度和圆周速度的夹角离心泵设计基础叶轮出口排挤将各种数据代入公式可解得由公式可得又因式中经验系数，由下式计算得由于所以取叶轮叶片数叶轮出口半径叶轮入口半径将上述各个数据代入公式可得将公式与公式计算得的数据代入可得在有限叶片时，液体实际流出角为，可得液体流出叶轮的绝对速度为叶轮结构型式如下图图叶轮结构图.径向导叶的设计计算确定基圆直径根据经验可按下式计算确定导叶入口角导叶入口角就是导叶在入口处的切线与基圆切线间的夹角，为了使液体无冲击地进入导叶，般取入口角等于叶轮出口绝对速度液流角，般在范围内。取确定导叶入口宽度确定入口宽度不但要考虑到应有的间隙和制造误差，而且要考虑到运转中转子可能的轴向串动。导叶入口宽可按下式计算取确定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喉部速度。导叶喉部速度式中导叶喉部速度系数，按图选取.水泵的单级扬程。图螺旋形涡室和导叶中的速度系数则导叶喉部尺寸，可按下式计算导叶喉部尺寸，其中为导叶喉部面积。为导叶片数，选择片。.取整数确定导叶入口厚度导叶入口厚度由铸造工艺性和材料的强度确定，对铸铁的导叶，取,铸钢的导叶取取导叶扩散角，取。.导叶扩散段长度.式中为扩散角。为导叶扩散段出口面积其中。,取整数.导叶外径。取整数.确定导叶扩散角扩散角度取得太大容易产生旋涡，增加损失，扩散角度取得太小则增大泵的径向尺寸。扩散段般取直壁扩散，有时为了减少泵的外型尺寸，也可以略微弯曲。般取导叶扩散段的扩散角取。确定导叶扩散段长度液体离开导叶扩散段时的速度，般为叶轮出口速度的所以取扩散段出口的面积可由下式计算式中，泵的计算流量导叶叶片数，取液体离开导叶扩散段时的速度则导叶扩散段长度可按下式计算式中导叶扩散角导叶喉部尺寸导叶扩散段出口的面积取根据结构和绘型的需要，取导叶外径可按公式，取系数为.，则确定反导叶入口角液体离开导叶扩散段后，经环形空间进入反导叶，反导叶的入口角般等于液体离开扩散段时的出口角或有增大左右的冲角。取确定反导叶叶片数般取反导叶叶片数与导叶叶片数相等。但是也可以根据具体情况有所增减。取反导叶叶片数为确定反导叶出口角反导叶出口角般取,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,以使液体进入下级叶轮时有个不大的预旋。取导叶中液体流道的形状，是按泵在额定工作状态下设计的。这时，叶轮出口处液体的绝对速度的与方向导叶流道的形状致，使液体从叶轮无冲击的流向导叶。当泵的工作状态变化时，叶轮出口处液体的绝对速度的方向也发生变化，而导叶中流道的形状确是不变的，这就增加了撞击损失，降低了泵的效率，所以尽可能泵在设计条件下工作。.吸入室的设计圆环形吸入室优点是结构简单，轴向尺寸较短，缺点是液体进入叶轮时有冲击和旋涡损失，但是，由于多级泵的扬程高，吸入室中的水力损失所占的比重不大，故在多级泵中应用。.平衡装置的设计计算由于作用在叶轮两侧的压力不等，故轴向力存在。除由于压力不对称所引起的轴向力以外，液体的反冲力以及叶轮内部压力不对称都能引起轴向力。对般入口压力较低的泵来说，只要计算由叶轮两侧压力分布不对称所引起的轴向力就可以。为了克服轴向力并限制转子的轴向串动是必须的。平衡轴向力的办法主要有.利用对称性平衡轴向力，此方法广泛应用在单吸两级悬臂泵涡壳式多级泵以及筒袋泵立式多级泵等产品上。.改造叶轮，以减小或平衡轴向力，在单级泵上广泛采用。.采用专门平衡装置，例如平衡鼓或平衡盘装置。图分段式离心泵的平衡盘装置确定平衡盘两侧压差应该已最少的级数来计算平衡盘的尺寸，在泵只有两极时平衡盘两侧压差以按下式计算式中，平衡鼓两侧的压差泵的总扬程泵的末级扬程水的重度经验系数，般取.则取平衡盘两侧压差为平衡鼓两侧压差的，则即，计算平衡盘半径第级叶轮的轴向力可按下列公式计算式中，实验系数，与比转数有关，当时，取.泵的单级扬程水的重度第级叶轮密封环半径，.叶轮轮毂直径，.则第级叶轮的轴向力为第二级叶轮的轴向力计算公式同第级的样只是把叶轮密封环直径换成第二极的直径了。第二级密封环直径为.则第二级叶轮的轴向力为级数最少时泵的总轴向力为令平衡力等于轴向力，般取轴向间隙长度与平衡盘半径之比为，这里取平衡盘半径可按下式计算则取计算轴向间隙长度和平衡盘外圆半径平衡盘的轴向间隙宽度和平衡盘外圆半径可分别按下式计算将上面计算得的数值带入公式和公式，可分别求出相应值则取.则.确定轴向间隙和径向间隙轴向间隙决定于泵体和平衡盘的加工精度和装配精度。为保证运转时平衡盘不被研磨，轴向间隙宽度应大于平衡盘端面跳动之和。在取值，在取值。取计算径向间隙长度计算径向间隙长度，可按下式计算取，则上式可化为取.计算平衡盘的泄漏量平衡机构两侧压差按下式计算平衡盘两侧压差为.径向间隙两侧压差为平衡盘的泄漏量按下式计算