能量。有效功率为或式中泵输送液体的密度泵输送液体的重度泵的流量泵的扬程重力加速度若液体重度的单位的单位与上式相同，则轴功率和有效功率之差为泵内的损失功率，其大小用泵的效率来计量。泵的效率为有效功率和轴功率之比，用η表示，即，也可以用下式表示式中η机械效率η容积效率η水力效率.泵的各种损失及泵的效率机械损失和机械效率原动机传到泵轴上的功率又称轴功率，首先要花费部分去克服轴承和密封装置的摩擦损失，剩下来的轴功率用来带动叶轮旋转。但是叶轮旋转的机械能并没有全部传给通过叶轮的液体，其中部分消耗于克服叶轮前后盖板表面与液体和盖板表面与泵腔中液体之间的摩擦，这部分损失称为圆盘摩擦损失。而机械损失效率η由轴承损失功率密封损失功率和圆盘损失功率大小表示。式中轴承损失功率密封损失功率圆盘损失功率机械损失ˊ输入水力功率输入水力功率用来对通过叶轮的液体作功，因而叶轮出口处液体的压力高于进口压力。出口和进口的压差，使得通过叶轮的部分液体从泵腔经叶轮密封环间隙向叶轮进口逆流。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离心,清水泵,结构设计,毕业设计,全套,图纸第章诸论我的设计题目是多段离心式清水泵结构设计。根据指导教师给的设计参数的具体分析，我设计的多段离心式清水泵需要的流量是每小时立方米，扬程是米水柱，工作效率为，转速为每分钟转，