........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，滑移多级泵的级数将上述数值带入上式可得如下关分别带入级数级，分别求出相应的比转数的值，见表级数与比转数关系表表级数与比转数关系表级数比转数由上表以及查阅了“离心泵总效率”图，综合考虑，确定级数为级，比转数。在确定比转数时应考虑下列因素的区间，泵的效率最高，泵效率显著下降采用单吸叶轮，过大时可考虑采用双吸式，反之，采用双吸过小时，应改为单吸式比转数和泵的级数有关，级数越多，越大。卧式泵般不超过级，立式深井泵和潜水泵级数多达几十至几百级。但目前的趋势是尽量提高转速，减小级数，以提高泵运行的可靠性。初步确定吸入口直径流速和吐出口直径泵吸入口径的确定主要看吸入管内的流速，根据国内资料看外管路经济流速分析和有关规定，吸入管内最大流速般不超过米秒，最常用的流速为米秒左右，管径大时，流速可适当慢些，但流速慢了管径就要大些，又不经济。因此，必须根据具体情况作综合分析比较。常用的泵吸入口径流量和流速的关系见表。表泵吸入口径流量和流速的关系吸入口径多级泵流速流量.对汽蚀性能要求较高的泵汽蚀比转数，在吸入口径小于毫米时，建议取吸入口流速在吸入口径大于毫米时，建议取吸入口流速。根据上述分析取吸入口流速.，则由公式式中，流量，吸入口流速，.则，.由上表可圆整为，.由吸入口流速公式可得.由吐出口流速公式确定泵的最小汽蚀余量和汽蚀比转数泵的允许吸上真空度是随泵使用地点的大气压，吸入管路中的阻力和流速，以及所抽送液体的性质和温度的不同而变化的。所以使用时不太方便，故引入了个表示泵汽蚀性能的参数，这就是汽蚀余量。在设计离心泵时，需要有个能表示泵的汽蚀性能，而又与泵的设计参数有联系的综合性参数，作为比较泵汽蚀性能和选择模型泵的依据。故引入个汽蚀比转数来表示离心泵的最小汽蚀余量与泵设计参数间的关系。取，..由“清水的汽化压力与温度的关系曲线”在泵的设计手册上第四章第四小节可查得，常温下清水的汽化压力.根据计算公式式中标准大气压温下清水的汽化压力.最小汽余量.吸入口流速.将上述数值带入上式可得根据汽蚀比转数计算公式式中.将上述数值带入上式可得汽蚀比转速是在入口几何相似，运动相似和动力相似的条件下推导出来的，所以对组入口相似的泵，在相似的工况下，他们的值相同。因此，值可以作为叶轮入口和吸入室几何相似的判别数。泵的最小汽蚀余量越小，汽蚀比转速越大，所以值可以作为在考虑汽蚀性能时选取模型泵的个参数。允许吸上真空度为为了安全，最大吸入口真空度常减去.做允许吸上真空度。汽蚀比转速是在入口几何相似，运动相似和动力相似的条件下推导出来的，所以对组入口相似的泵，在相似的工况下，他们的值相同。因此，值可以作为叶轮入口和吸入室几何相似的判别数。泵的最小汽蚀余量越小，汽蚀比转速越大，所以值可以作为在考虑汽蚀性能时选取模型泵的个参数。.轴径的初步设计从机械零件书中可知，可按下式计算泵轴所传递的扭力矩式中泵轴所传递的扭力矩•计算功率.泵转数将上述数值带入公式得.•按扭矩初步计算的最小轴径为这样，通过叶轮的流量又称泵的理论流量，并没有完全输送到泵的出口。其中泄漏量这部分液体把从叶轮中获得的能量消耗于泄漏的流动过程中。即从高压液体出口压力变为低压进口压力液体。所以容积损失的实质也是能量损失。容积损失的大小用容积效率来计量。容积效率为通过叶轮除掉泄漏之后的液体实际的流量的功率和通过叶轮液体理论流量功率输入水力功率之比，即式中泵的理论流量泵的理论扬程，它表示叶轮传给单位重量流体的能量泄漏量多级泵有级间泄漏。另外，泵平衡轴向力装置密封装置等的泄漏量也应算在泵的容积损失之中。这些都是我应该注意的问题。通过叶轮的液体从叶轮中接收的能量，也并没有完全输送出去，因为液体在泵过流部分和冲击脱流速度方向及大小变化都会引起水力损失，从而要消耗