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1、XXXXXXXX设计(XX)题目：单级离心泵轴向平衡装置的性能分析及结构优化学生姓名：院（系），专业班级:指导教师：完成时间：20年月日摘要单级离心泵在电力、机械、石油化工等行业被广泛应用，轴向力的有效平衡是保证单级离心泵运行可弊性和使用寿命的重要前提，如何平衡轴向力一直是单级离心系设计的关键问题之一。本论文是设计一台满足设计要求的单级离心泉，通过计卯和分析，确定总体参数、配套功率和谷部分的尺寸。主要包括：首先，对单级离心泵的结构进行设计，单级离心泵平衡装置设计：其次，包括主要部件设计计算，重点对叶轮的结构进行讨论并优化了设计结果。最后利用UG三维设计软件进行了三维模型的建立，并利用AUtUC
2、AD进行二维图纸的绘制，利用ANAYS软件进行了有限元模型的仿真.关健词：离心泵叶轮轴向平衡装置仿我优化ABSTRACTThisSing1.e-StugcCCntrifugaIpumpsarcwide1.yusedinpower,machinery.PCtR)ChCnIiea1.andoi1.ierindustries.I,heeffectiveba1.anceofaxia1.tbveisanimportantPrereqUiSiteforensuringthere1.iabi1.ityandserviceIifcofsing1.e-stageCentriftiga1.pumps.Howtob
3、a1.ancetheaxia1.force1.iasa1.waysbeenaSiingIe-Magecentrifuga1.pump.O)eOfthekeyissuesindesign.T1.usthesisistodesignasing1.e-stageCentriRiga1.punpthatmeetsthedesignrequirements.T1.imugtiCakru1.atiotia1.aa1.vsis,teovera1.1.PttranJeters.SUP1.XM1.ingpcnvrandt1.)esizeofeachpartaredetennued.Main1.yinc1.ude
4、:FZdesigntheStnJCtUreofthesing1.e-stageCentriftJga1.pump,thedesignofthesing1.e-sgcCCntriftIga1.pumpba1.aingdevice;Second1.y,inc1.1.ingthedesignandca1.cu1.ationofUIemincomponents,focusondiestructureOftheimpe1.1.erandOPdn1.izCIhCdesignrcs1.(s.Fiiw1.1.y,thethrec-din11sicH1.mode1.WaSCSU1.WiShCduSingUGt1
5、.ree-t1.ime)si(Mia1.software.Tbeuv(x1.in)etisiM)drawingsweredrawnusingAutuCAD,andthefinitee1.ementmode1.wassimu1.atedUsingANAHYSsoftware.Keywords：centrifuga1.pumpimpe1.1.erspeedcocf1.-icicntmethod目录摘要IIABSTRACTH1.I绪论I1.1 课题研究的背景和意义I1.2国内外研究现状11.1.1 国外研究情况11.1.2 国内研究现状21.3 单级离心泵的基本技术要求31.4 本文研究的主要内容3
6、2雎级离心泵的结构设计52.1 单级离心泵机构概述52.2 结构设计52.2.1 总体结构设计52.2.2 传动部分设计62.3 电机的选择83单级离心泵平衡装置设计93.1 叶轮的设计93.1.1 计算设计泵的比转速及93.1.2 确定泵的进出口直径93.1.3 效率的计算103.1.4 叶轮主要尺寸的计算I1.3.2 叶轮的绘型164离心泵主要零部件的强度计算184.1 叶轮强度计算184.1.1 叶轮盖板强度计算184.1.2 叶片厚度计算194.2 单级寓心泵产生轴向不平衡力205雎级离心泵平衡装置的设计与优化225.1 儿何建模及结构简化225.2 建立静、动分析模型225.2.1
7、静态求解过程235.2.2 单位制选择与材料设定235.2.3 网格划分255.2.4 添加约束265.2.5 施加载荷285.2.6 设定所需的求解结果29527进行求解并查看结果306结论31致谢32参考文献331绪论11课题研究的背景和意义泵是将原动机的机械能或其它能源的能量传递给输送的液体，使液体的能量增加的机械，泵类产品是广泛应用在国防、电力、石油、化工、建筑等工程领域的一种非常J1.t要的通用机械产品。齿心泵是工业泵产品中数量最多、用途最广泛的种产品,其他产品大多是在离心泵技术的基咄上进行设计的,所以.离心泵的技术水平直接影响着国民经济各行各业的技术水平.而单级离心泵在抽向力的有效
8、平衡是保证单级离心泵运行可靠性和使用寿命的正要前提，如何平衡轴向力一直是雎级离心泵设计的关键问题之一。我们知道离心泵在运行过程中由T进出口压力的不同，以及流体在泉的进出口的运动状态发生的变化等等因素，在离心泵转子上产生不同方向和大小的轴向力，这些轴向力的合力，会使离心泵的转子在其轴向窜动。这种奋动的后果是严重的，他会使泵的转子与固定零件接触产生摩擦，造成泵零件的损坏以至于不能工作。因此在机械上必须消除或平衡掉这些轴向力，使泵可以正常稳定的工作，保证其工作寿命。单级离心泵由于扬程高，史轴向力会很大，轴向力平衡的好坏直接影响泵的可靠性和效率。在实际使用中，大部分单级泵的失效都是由于平衡装.巴发生故
9、障造成的I,因此，釉向力平衡装置的合理设计非常重要。轴向力的平衡主要采用平衡鼓、平衡盘以及平衡鼓与平衡盘的联合机构。近年也有学者设计或改进了一些新型的平衡装置以满足不同的结构和使用需要2-7。因此，本文对IS系列某单级离心泵进行设计，包括其离心泵的主要结构和泵的叶轮设计。主要对叶轮的平衡装置进行了设计和优化.1.2国内外研究现状1.2.1 国外研究情况在国外，堆级离心泵平衡转置研尢以欧洲、美国、日本为代表，这些国家的工业发展代表了当今这个行业发展的最高端的水平。目前国外著名离心泵技术发展优先项目点可归结为：高速、高精度、环保、智能、更合化。国际上把流体力学的发展当做一个国家牛产设备高科技、高效
10、率,、高智能的标志。归因于它特殊地位，特别是对于机械、航海、石油化工工业的11i要影响，国外政府也给予高度重视“在国际上，国家和发展中国家时先进惯性制导技术普遍重视，因此俄罗斯、美国、法国、英国、瑞士、中国等国家都对其投入了大量人力和资金对离心泵技术进行深入研究。首先，美国的多级离心泵研究一直处于世界先进水平，其次，英国、德国、瑞士和法国等国家的技术也具有一定代表性，质量和性能也很突出。1.2.2 国内研究现状由于我国工业起步比较落后，直到解放后，随着工业的发展，才有了自己的工业，生产一些各种潦体机械部件。因而，研究本课题对国家科学技术水平的提升和综合国力水平的提高有若重要实际意义。目前，对于
11、新型轴向力平衡装置，缺少直接的理论公式和经验公式用于结构尺寸确定，而用实验手段获得最佳结构参数又将耗费大量精力.计算流体力学(Compiiiaiiona1.f1.uiddynumics,CFD)技术近年来被国内学者广泛应用,并在泵的性能预测与优化8-9、流场计算|9/0、间隙流动模拟11-12等方面作了大fit研咒.借助CFD技术,通过研究平衡间明内流场特性，得到轴向力平衡机理是最有效的研究手段之一，杨绍宇等UaI5通过间隙内流动的分析与流体力计算研究了叶轮口环、轴向间隙流场及动力学特性，目前，单级离心泵平衡转置主要采用以下方案：(1)轴向力的平衡方法，对于轴向力不大的小型泵，通常采用推力轴承
12、承受轴向力。这种方既简单乂法经济适用，即使在采用其他的平衡装置，考虑到总有一定的残余轴向力，有时也装推力轴承。(2)平衡孔配密封环(或平衡管)，平衡孔配密封环平衡轴向力的效果是减小轴向力，而不能完全平衡轴向力。这种平衡方式减少轴向力的程度取决于孔的数量和孔径的大小，通常取平衡孔的总面积等T5倍平衡环间隙面积.这种情况下任有IO%I5%的不平衡釉向力。（3）双吸叶轮，双吸叶轮由于结构对称,能平衡轴向力,但是由于制造误差，以及两侧密封环磨损不同，亦会存在定的残余的轴向力。（4）背叶片，背叶片除平衡轴向力外，同时能减小轴封前液体的压力，装背叶片的泵扬程大约提高1%2%,但泵的效率卜降2%3%。1.
13、3单级离心泵的基本技术要求根据调杳统计资料表明，从泵的系统设计和使用人员以及大部分的工作场合的角度出发，要求离心泵必须具有以卜.基本特点：1、尺寸小，重量轻，占据空间小:2、具有可靠的运转性能，无汽蚀破坏问题：3、无需熟练的技术工人，操作简单方便：4、自动控制程序简单灵活5、能国:消耗低6、零件有良好的耐腐蚀性能和耐磨蚀性能：7、拆装转子时无需专用工具，迅速简便：8、密封结构能防止干转,保证良好的密封性能：9、轴承工作寿命长，能避免水流的喷射或浸渗：10、具有良好的自吸结构和自吸性能：I1.零部件通用化程度高，减少备件数量或库存数量：12、能采用符合标准且节省时间的试验和检测方法。1.4本文研
14、究的主要内容本次对离心泵设计的主要内容为：D离心系叶轮的设计2）离心泵用水室的设计3）泵轴的设计4）轴承与密封原件的选择结合H前离心泵的型谱，确定如下参数作为本次高心泵设计的参数。表1-1设计参数流量扬程转速必须汽蚀余量150m7h60m2900rmin错52单级离心泵的结构设计2.1 单级离心泵机构概述单级离心泵大多采用螺旋形压出室，其叶轮的吸入方式有单吸式和双吸式两种，轴的布置则有卧式和立式两种。最简单最常用的泵如托架式悬臂泉，这是一种单.级单吸离心式水泵，即1S/1B型泵。如果要求流量较大，且具有定的吸上性能，则可采用单级双吸离心式泵，即S型泵.这两型泵既可作为卧式也可设计成立式结构，为
15、了减少占地面积，降低泵的吸入高度设计成立式结构,同时，这样可将电动机优于泵组上部减少电动机与水的接触机会。离心泵工作原理：泵内充满液体后，启动离心泵，叶轮快速转动，叶轮的叶片驱使液体流动，并依靠惯性向叶轮外缘流去，同时叶轮从吸水室吸进液体。在这一过程中，叶轮中的液体绕流叶片，在绕流运动中液体将作用力作用于叶片，反过叶片将相等大小的作用力作用于液体，这个力对液体做功，使液体得到能量而潦出叶轮，这时液体的动能与静压能均增大。随若液体的静压能的蝌加，液体被迫经压水室压出。2.2结构设计参照国内外此类单级高心泵的结构，并吸收其优点，确定了本次离心泵的总体结构布理。由于是单级泵，取消了串并联结构中的最薄
16、弱环节水轴承，可使其可苑性大为提高。采用加长联轴节，泵体采用后升式的结构，在不拆卸进出水管路和电机的情况下即可取出转子。这样，泉内的零件如泵体密封环和机械密封等密封易损件，在维修保养或更换修理时，可大大减轻使用者的劳动强度，缩短维修时间，并保证承压管路尤其是高压管路的需封性，这点对于现代机械设备是十分肃要的。2.2.1 总体结构设计本次设计的单缎单吸离心泵整体为卧式结构，泵由单级离心泵和电机组成，泵组为整装机组，电机固定在泵架上，泉组通过底座安装在地基上，也可通过泵架采用中间悬挂安装。电机通过联轴涔将动力传入泵转子部件上带动其旋转。泵的转子部件包含了主轴、叶轮、轴承、机械密封、轴承座等零件，通
17、过轴承座与泵体相连。泵体采用后开始结构，转子部件可以从泵体上部实现安装与拆卸。离心泵的吸水口于排水口轴心线垂直。离心泵叶轮通过轴端螺纹固定在主轴端上，用螺母进行轴向固定，用止动垫片进行防松止动。叶轮与主轴通过不锈钢平键传递动力。泵的轴湍密封采用r泄漏极少的机械密封，同时在泵体密封涵中设计了防干转空腔，以保护机械定封在刚起动或泵内不完全排气时在没有液体润滑的条件下运转。机械密封的润滑与冷却液通过增设的综合防泄漏系统来提供与保证。2.2.2 传动部分设计离心泵的原动机一般都选择电动机，电动机通过联轴器将动力输入泵中。1.1.此联轴滞的设计好坏将会决定整个机组的效率以及传动的平稳性，进而影响泵运行的
18、平稔性。同时联轴器的选择与设计还直接关系到泉的拆卸与维修性能。目前国内同行业中一般还是用传统的凸缘式（图3-2）或柱销式（图33）联轴器.图3凸缘式联轴器S3-2弹性柱一联轴器柱箱式联轴器是最早采用的一种联轴器，该联轴涔如图所示存在结构更杂,安装定位调整困难，寿命短等缺点。在国内离心泵上己逐步用爪式联轴器替代/柱销式联轴港。爪式联轴器相对结构简单，通过增加弗性橡胶垫具有了一定的柔性补偿能力。但同时也带来了薄弱环节,即弹性橡胶垫寿命很短，使用段时间就需要更换，需要经常维护，而且更换时还需将电机拆下，很不方便-图3-3渐开线花键轴联轴器渐开线花键联轴器是种新型的联轴洛形式（图3-4）,该联轴潜在国
19、外离心泵上已经得到大量应用，但国内离心泵中应用范围不广.在此次设计中，引入了该种形式的联轴器，该联轴器有易拆卸、转动惯量小、可柔性补偿等优点。该联轴器的设计计算E要是花键的挤压强度校核，校核公式如下:(pZT其中：T一扭矩，T=1.77400N.m各齿不平衡系数.取0.7z齿数，Z=28h齿的工作高%h=m=3mm11的工作长度，I=JOmmDm平均宜径.Dn=87m11P许用压强，Ppp=1.5Mpa将以上各设计参数代入公式，得：p.2X27380-,16H1603.1.2定泉的进出口直径1)泵的进口直径泵的进口直径也叫泵吸入口径，是指泵吸入法兰处管的内径，吸入口径有合理的进口流速决定，泵的
20、进口流速一般为3ms左右。根据常用泵的吸入口径、流量流速的关系首先选取3m泵进口直径的计算公式为：D=号3,14X=Z、(3.2)取错误!未找到引用源.=125(mm)2)泵的出口直径泵出口直径也叫泵的排出口直径，是指泵排出法兰处管的内径，对于低扬程泉，排出口径可与进口直径相同：时丁高扬程泉，为减少泵的体积和排出管路直径，可取排出口径小于进口直径，一般取Ddi(OM1.O)D.这里取错误!未找到引用源.得：Dd=0.8125-100(mm)C-1、1 .1.3效率的计算容枳效率计算在设计泵时要用泵的效率,但泵尚未设计出来,故只能参考同类产品,或借助经验公式和曲线近似的确定泵的总效率和各种效率值
21、,并设法在设计中达到确定的效率值。容积效率可按卜.列公式进行计算：1v=11+0.68n1i(3-3)所以容枳效率为：N=0.9691+0.68X100,22-3(34)设平衡盘泄露fit与理论流舟之比为:D机械效率的计算?=.004(3-5)圆盘摩擦损失效率和机械效率可有一下公式计算得出:m=1-0.7X(3-6)n-1.0.7,=0.93(3-7)(鬻)考虑到轴承等的损失，这里取轴承的损失为0.02,所以机械效率为:11m*0.93-0.02=0.91(3-8)2）水力效率的计算:水力效率的计算可按下列公式进行计算nh=1+0.08351X9.80.865(3-10)nh=1+0.3）泵的
22、总效率:n=vm11h=0.965X0.910.865=0.762 .1.4叶轮主要尺寸的计辑泵抽径和叶轮轮毅直径的初步计算叶轮主要几何参数有叶轮进口直径、叶片进口直径、叶轮轮毅直径、叶片进口宽度、叶片进口角、叶轮出口直径、叶轮出口宽度、叶片出口角、叶片数、叶片包角等。叶轮进口几何参数对气蚀性能有电要影响，叶轮出口几何参数对性能具有戊要影响，两者对泵的效率均有影响。卜图表示的是穿轴和叶轮几何形状和主要尺寸参数。01b)图3-2离心泵的叶轮图1.叶轮的主要尺寸计算:I.轴功率:PmH1000100OX9.8X150x60、100036000.764tw(3.1)3 .电机的配套功率:=1.,2p
23、a=1232.24-38.68OCW)/,、(312)根据电机的配套功率选择电机为丫系列电机，电机号为Y225-2型电机的额定功率为45KW,同步转速为3000rmin,满载转速为2970rmin.4 .扭矩可按照以下公式进行计算：(3-14)9550X38.68290012738(NM)(3-15)39550吟5 .最小轴预泵轴的直径应按其承受的外载荷（拉、压、弯、扭）和刚度及临界转速条件确定.因为扭矩是泵输的主要的载荷，所以在开始设计时，可按扭矩确定泵轴的圾小直径（通常是联轴器处的轴径）同时应根据所设计泵的具体情况，考虑影响刚度和临界转速的大概闪素，可对粗算的轴径作适当的修改，并圆整到标准
24、直径。待泵转子设计完成后，再对轴的强度、刚度和临界转速进行详细的校核。按扭矩计算泵直径的公式如下：式中错误!未找到引用源.为扪矩泵轴材料选!Cr1.8Ni9Ti许用切应力为25MPa所以最小轴颈为：127.382“、3-17)-2=29.4(In1.n)0.2X25X104取叶轮的轴颈为35mm轮毂的直径为错误!未找到引用源.在画泵轴结构草图时应注意以下几点：a、各段轴径应尽量取用标准直径：b、轴匕的螺领般采用标准细牙螺纹：，其内在应大于螺纹前轴段的直往:c、轴定位的凸肩一般为12m。叶轮进口直径Dj的计算叶轮进口直径又叫吸入眼直径或叶轮颈部直径。叶轮的进口速度和叶轮进口直径有关。可根据如下公
25、式进行计算：(3-18)错误!未找到引用源根据统计资料进行选值,对大多数泵来说错误!未找到引用源,，现取错误!未找到引用源.=4.0X15036002900=972(mm)Dj=(d02+DhZF=107.1(11un)整取错误!未找到引用源.2 .叶轮进口速度的计算：取错误!未找到引用源.Vo=1.,2gHM0.159X2x9.8x60=5.5弓)3 .叶片入口边绝时速度：v|=O.757O=0.757x5.5=4.13(mis)4 .叶片入口边的直彳仝：D1.=0.92D()=0.9297=90/W5.叶片入口圆周速度:皿113.14X90X290013.66ms6.叶片入口宽度1.i15
26、03600X0.9650.0431Qj0.0431Mb1三-三36Inm1MD1.Vi3.14x0.09x4.13(3-19)(3-20)(3-21)3-22)(3-23)(3-24)3-25)3-26)7.叶轮的出口宽度叶轮的出口宽度可有一下公式求得:kbj=0.85X（急）=05X谓篙）=0851所以：错误!未找到引用源。（3-29）8 .叶片进口角的计算叶片进口角也就是叶片入口安放角，它是叶片入口处叶片工作面上的切线（严格地说，应该是在流面上叶片股线的切线）与圆周切线间的夹角。对于直傩形吸水室错误!未找到引用源.错误!未找到引用源.DI=KIDI=935（）11=935x=934D2=9
27、.34X*1-150-=227rJ3600X290010 .精算叶轮出口直彳仝：根据比转速借识!未找到弓I用源.”叶片数曲臭!未找到引用源.有叶片数错误:未找到引用源，取出口安放用幡误!未找到引用源.叶片出口厚度错误:未找到引用源.取错误!未找到引用源.卜面采取逐次逼近法精和叶轮出口直径：验算1.j(3-33)其中：_1.cot2.Icot275.o.S=21+=4X1+-=6.84J(IinIZ尸J(sin90)2、2、(3-34)Q150V吗=vD2rt22=0.86502273.140.0200.953600=356m(3.35)至此，叶轮是影响离心泵性能的主要零件，叶轮的主要尺寸计算完
28、毕后,就可以进行绘型。准确地绘型是保证叶片形状正确的前提。3. 2叶轮的绘型目前常用的叶轮绘型方法有：恻柱叶片叶轮绘型法和保角变换绘型法。本次设计采用最常用的圆柱叶片叶轮绘型法。D轴截面设计叶轮各部的尺寸确定之后，可画出叶轮抽面投影图.画图时，最好选择ns相近，性能好的叶轮图作为参考，考虑设计泵的具体情况加以改进。轴面投影图的形状，十分关键，经过反电修改，力求光滑通畅。同时应考虑到：K前后盖板保持一段平行或对称变化；2、流道弯曲不应过急，在轴向结构允许的条件下，以采用较大的曲率半径为宜。传统低比转速离心泵叶轮基本上属于径流式叶轮。前，后盖板型线均由直线和圆弧构成。进口先是一段短的轴向流道，然后
29、迅速向径向，出口方向也是径向。在设计轴截面型线时，参考了定型的水力模型，结合经验，确定了以下几项设计准则:1、前盖板由一段进口水平直线，两段圆弧和出口端的一段直线组成。2、后靛板由一段进口水平直线.段圆弧和山口端的段直线组成。3、前，后盖板出口端直线的斜率绝对值相等，符合相反，以保证出口水流处于径流方向。调整圆弧半径的大小和位置，可以找到光滑的前，后盖板的型线。判断前，后盖板的型线光滑的条件是检查过水断面面积沿轴而流线的变化规律是否平滑,一般要求流道呈轻度扩散或连续收缩状.特别是去除叶片所占空间后的净过水断面面积沿轴面流线的变化规律更为也要。图3-3叶轮轴面投影图4离心泵主要零部件的强度计算由
30、于离心泵零件在工作过程中承受各种外力的作用,会使零件产生变形和破坏。故设计忘心泵零件时，应使零件具有足够的强度和刚度，尽量使零件的尺寸大些，材料用得好些，以提高泵运行的可靠性和寿命。但另一方面，又希望零件尺寸小，重量轻，成本低，这是相互矛盾的在设计计算时要正确处理这个矛盾，合理地确定零件的尺寸与材料。由于零件的形状不规则，一般材料力学公式难以解决这些零件的强度和刚度计算的问题。以此，经验公式是必不可少的。3.1 叶轮强度计算叶轮强度的计算可以分为计算叶轮盖板强度、叶片强度两部分。3.1.1 叶轮靛板强度计算叶轮盖板厚度一般由结构与工艺的要求决定的，单吸泉的叶轮盖板厚度可以从表4-1得到。表4/
31、叶轮盖板厚度与叶轮宜径的关系外轮宜税（*!100-UO181-2526152052基板厚度（）I4567由叶轮直径取盖板厚度为5mm.惠心泉现在不断向商速化方向发展，泵转速提海后，叶轮因离心力而产生的应力也随之提高，当转速超过定数值后，就会导致叶轮破坏。在计算时,，可以把叶轮盖板简化为一个旋转圆盘（即将叶片时叶轮盖板的影响忽略不计）计克与分析表明，对旋转圆楸来说，圆周方向的应力是主要的，叶轮的圆周速度与留周方向的应力。近似有以卜关系=0.825p22M错垸制魅厢S.=40Mw=0.825X890035.52=9.3(MI1.)小于40M错误I未找到引用源,，符合要求。3.1.2 叶片厚度计算为
32、了扩大叶轮流道有效过潦表面，希里叶片越薄越好；但如果叶片选择得太薄，在铸造工艺上有定的困雄.，而I1.从强度方面考虑，叶片也需要有一定的厚度。目前，铸铁叶轮的最小叶片厚度为3m4mm,铸钢叶片的最小厚度为5mm6O1.m,叶片也不能选择得太厚，否则会降低效率，恶化泵的气蚀性能。大泵的叶片厚度可适当加厚一些，这对延长叶轮寿命有好处。表4-2叶片厚度的经验系数材料比转速/rmin406070809013()90280系数K铸铁3.23.53.84.04.56710铸铜33.23.33.43.5568叶片凰度按经验公式进行计算即:取错误!未找到引用源.错误!未找到引用源.S=4.00.2343.41
33、7Qnm)(4-5)取S=4ntn4. 2单级离心泵产生轴向不平衡力在泵的水力设计和结构设计初步完成后，应该校核轴的强度和刚度。使泵轴弯曲的原因有：泵轴的脑量和套装在轴上的叶轮、轴套等零件的质量：转子的径向力：由叶轮平衡后的剩余不平衡所助起的离心力等。因此，泉轴是在弯曲与扭转联合作用卜.工作的，通常应按弯曲与扭转联合作用来校核轴的强度的校核。I.作用在泉轴上的栽荷泵轴上的载荷有以卜几种；a）径向力具有螺旋形压水室的泵，在运转中会产生作用于叶轮上的径向力，使轴受交变应力，并会产生一定的挠度。在校核强度时，要予以考虑。螺旋形乐水室是按设计流量设计的，此刻液体在叶轮周用凉水室中的速度和压力是均匀的，
34、轴对称的.因为压力是轴对称的，故作用T叶轮上的合力为零，理论上无径向力。但是，当压水室和叶轮相互协调的条件（设计流量）被破坏时，两看出现尖锐的矛盾，从而破坏了压力沿叶轮轴对称分布的条件，因而产生r径向力。产生径向力的另一个原因是，从叶轮流出液体的动反力对叶轮作用。叶轮周围压水室中的压力，对液体流出叶轮，起阻碍作用。由于压水室的压力不对称，液体流出叶轮的速度,也是不对称的，压力大的地方流速小，压力小的地方流速大，方向与叶轮出口绝对速度方向相反,近似与圆周相切，故动反力引起的径向力R的方向大致为压力引起的径向力P反转方向旋转90%在小流量时大约指向隔舌相反的方向。P和R合成得总的径向力消除和减弱径
35、向力对轴的作用卜分必要，为此，可将涡室分成两个对称的部分，即构成双层涡室或双涡室。在双涡室里，虽然每个涡室的压力分布是不均匀的，但由于对称性，作用在叶轮上的径向力是互相平衡的。轴向力泵在运转中，转子上作用着轴向力，该力将拉动转子轴向移动。泵转子上作用的轴向力，主要有以下各分力产生：I）叶轮前、后盖板不对称产生的轴向力2）动反力。3）轴台、轴湍等结构因素引起的轴向力“4）转子重量引起的轴向力。5）其它影响轴向的力。单级叶轮的抽向力平衡措施（I）采用双吸式叶轮使轴向力相互抵消。（2）开平衡孔或加装平衡管采用平衡叶片5单级离心泵平衡装置的设计与优化本文通过在叶轮上设置径向筋板来平衡叶轮的轴向力。在叶
36、轮轮盘外侧设置径向筋板以平衡轴向力，设置径向筋板后，叶轮高压侧内液体被径向筋板带动，以接近叶轮旋转速度的速度旋转，在离心力的作用下，使此空腔内液体压力降低，从而使叶轮两恻轴向力达到平衡。其缺点就是有附加功率损耗。般在小泵中采用4条径向筋板，大泵采用6条径向筋板.本文采用4条.4.1 几何建模及结构简化首先在通用建模软件中对工作台总体装配进行几何建模（本例中使用UG进行建模）考虑到装配体中一些细节部分对总体动静特性影响不是很大以及考虑到分析所用计算机配置的现实因素，在建模完成后去除原装配体中的螺纹孔,尺寸不大的一些散热孔和倒角，合并一些小零件。保存后单击保存成ANSYS可以识别的格式X，如图5-
37、1所示，5. 2建立铮、动分析模型双出界面左侧的Ana1.ysisSystems栏中的StaticStrUCtUra1.(ANSYS)选项(或招其拖动至界面右例空白处)，然后拖动列表框A中的GCOmC1.ry至静力分析列表框GCometry处使导入的模型与所选择的计算类型相关联,结果如图4-2所示。双击列表框B中的Se1.UP按钮可进入前处理界面。5.Se1按钮，选择自动划分网格，力求更准确建立有限元模型。设置好网格。完成网格的相关设置,右击PrOjeCtfMOde1.Mesh-自动划分选项，在左下方DeIai1.S中选择整个实体并单击APP1.y按钮（此时模型由绿色变为紫色）。单击MeSh菜
38、单中的GenerateMcsh或者右键单击操作树中Project-Modc1.-Mcsh选项GenerateMesh如图5-6所示。OgMeasjeI图56划分网格5.24添加妁束对F支撑座添加约束，首先点开左侧操作树中PrOjee1.fS1.aI沁SIrUCIUra1.,右健点开StaticStructura1.-Insert.选择里.面的Disp1.acement.如图5-7所示（也可以在左上方Support菜单中选择Disp1.acement）选定约束方向如图5-8所示选定底座的面后然后在左下方Detai1.s中点App1.y,添加约束成功后，约束面会变为蓝色，选择的约束面如图5-9所示
39、。B:StaticStfiKturaI(ANSYS)-Mechdmca1.ANSYSMu1.tiphysMSupportA1.eEditVUnitsToo1.sHripQ/So1.vetj1.f匹Env.ronmentInerts(1.ofcQSUPPOrt-fifeAtE向Osptocement-HodH(B4)SGeometryff1.dWCoordnateSystene4Connectorw(Impedf1.nceBoundf1.ryMructura1.(65)公a*M三*Sttr9,fAPTeM1.re1.Friction1.MSSupportConipeesiionOn1.ySuppod色Cy1.indrica1.Support-Sohrtton(B6)仙SoMcPawnM当工立，“人CBW%ReeFeComectwnsB-T1.oedAteStVe*SttTooijMHpQSofveS*Enpvr0hvW0IES6Swppom酷及MeMBPrHmoo7c=jkRj,ScbtUnePressure.Therma1.SndRS令bM1
