1、辽宁工程技术大学毕业设计（论文）1目录前言11 在矿山中水泵的应用31.1 矿山对排水设备的要求31.2 常用主排水泵结构31.3 平衡盘工作原理41.4 产生轴向推力的主要原因42 液体静压支承原理82.1 流体静压技术的简述82.2 油腔的流量及有效面积的计算推导82.2.1 基本矩形油腔的流量计算82.2.2 环行油腔推力轴承的流量计算原理92.3 节流器的流量计算122.3.1 小孔节流器122.3.2 节流比 和液阻比 132.4 液体静压支承的承载能力计算132.4.1 单油腔静压支承132.4.2 对称等面积对置油腔静压支承142.5 液体静压支承的油膜刚度计算152.5.1 油
2、膜刚度的概念152.5.2 单油腔静压支承油膜刚度计算16水泵平衡装置设计23 总体设计方案183.1 水泵的轴向推力计算203.2 平衡装置结构设计计算203.2.1 止推板尺寸计算203.2.2 油泵供油压力计算203.2.3 节流器选择213.2.4 油垫中油膜刚度及最大位移的计算223.2.5 油膜的流量及功率234 液压控制系统设计254.1 选择液压泵254.2 选择电机264.3 阀类元件及辅助元件274.4 液压系统的性能验算364.4.1 系统压力损失的验算364.4.2 油液发热温生计算384.5 设计及使用时的注意事项395 经济性评估406 结论41致谢42参考文献43
3、辽宁工程技术大学毕业设计（论文）3摘 要研 究 的 目 的 是 采取液体静压支承来平衡轴向力的方法。改 善 矿 山 排 水 装 置 平 衡 盘受 力 状 况 ， 解 决 离 心 水 泵 轴 向 力 引 起 磨 损 严 重 的 问 题 。 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 。液体静压支承是借助于输入支承工作面间的液体静压力来支承载荷的滑动支承。它处于纯液体润滑条件下工作。液体静压支承具有速度范围宽、支承能力大、运动精度高、抗振性能好和使用寿命长等优点。但液体静压支承需要一套液压供油系统，润滑油的过滤精度要求较高。本文以 15
4、0D30 9 型泵轴向力的液体静压支承平衡为例。并且适合在各种型号的矿用的水泵的改装，起到代替平衡盘的作用。因为盘之间的较小间隙处容易堵塞，另一方面，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。所以矿用水泵可广泛采用液体静压支承来平衡轴向力。关健词：多级离心泵；液体静压支承；轴向力；平衡盘全套图纸，加 153893706水泵平衡装置设计4AbstractWe study the issue in order to introduce the method which static pressure supporting is able to solve
5、the problem caused by the axial force of multistage centrifugal pump .It improve the force on the balance disk. Not only the method is good to increase working life and the efficiency for water pump but also it reduces the cost of maintenance. The static pressure supporting is able to work because o
6、f the hydrostatic pressure between the working surface .It works with the condition of the pure liquid Lubrication .There are some advantage such as having the wide range of speed, carrying power well , the movement precision highly and working life is long. But the static pressure supporting has to
7、 need a set of supplying oil systems. The lubricating oil need to be higher precision. Talking the static equilibrium of axial force of pump 150D30 9 as the example. Kinds of pump may are improved with the method. On the one hand there are a lot of slit blocked easily in the balance disk, on the oth
8、er hand the solid particle can break balance disk, which increases slit between balance disk and balance disk ring. Therefore we may use widely the static pressure supporting method in mine pump fields.Keyword: Multistage centrifugal pump; static pressure supporting; axial force; balance disk辽宁工程技术大
9、学毕业设计（论文）5前言改善矿山排水装置中水泵的平衡盘受力状况，一个非常有效的方法就是应用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，以及开采方法的不一，其涌
10、水量的大小也不一样，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一部分。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。它是一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
11、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，是矿山排水的一次重大飞跃。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一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。平衡盘水泵平衡装置设计6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
12、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。平衡盘转动一周，会在转到某一角度时，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，泵的转子在某一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，致使泵叶轮随轴一同向吸水侧移动，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
13、隙处容易堵塞，另一方面，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一问题，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。辽宁工程技术大学毕业设计（论文）71 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。1.1 矿山对排水设备的要求井下排水设备要求水泵有一定的排水能力，应该在 20 小时内排出 24
14、小时的正常涌水量。工作水管应该配合水泵，在 20 小时内排出 24 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。多年以来一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。1.2 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 D 型水泵有一定的代表性，如图 1-1 所示。像其他形式的水泵一样，其水力部件包括叶轮、导水圈、反水圈、出水段和进水段。水泵平衡装置设计8图 1-1 D 型水泵结构图F
15、ig.1-1 The diagram of D water pump1.进水段 2.出水段 3.中段 4.导叶 5.叶轮 6.尾盖 7.密封环 8.导叶套 9.平衡环 10.平衡盘 11.填料环 12.轴 13.轴套甲 14.轴套乙 15.左轴承体 16.右轴承体 17.轴承挡套 18.拉紧螺栓 19.填料压盖 20.轴承1）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一致，为了使
16、叶片进口边缘适应这种情况，制成扭曲状以减小损失。2）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。3）出水段的作用是把最后一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。4）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。1.3 平衡盘工作原理平衡盘固定在水泵上，与叶轮，泵轴三者为一体，平衡盘与在泵壳上的平衡盘衬环一起。形成盘室，最后一级叶轮排水侧的高压水，经过圆
17、柱面状饿细缝，流进盘室，然后又经过扁圆环状的细缝，流入平衡盘背面空腔，此空腔或者与回水管连通，或者与大气连通，故此空腔压力为大气压力。辽宁工程技术大学毕业设计（论文）9随着水泵轴向力的变化，平衡盘会自动调节平衡力的大小。如果推理增大时，叶轮，泵轴，平衡盘三者一起向前移动。这时缝隙的流量减少，平衡室内的压强增大，则向后的平衡力加大，直到平衡为止。1.4 产生轴向推力的主要原因产生轴向推力的主要原因是由于在叶轮前，后底盘外表面的压力不平衡和叶轮内表面上水动压力的轴向所致。图 1-2 轴向推力Fig.1-2 The diagram of axial force叶轮和包围它的壳体之间形成左右两空腔，腔
18、内水受到叶轮旋转效应以 /2（ 叶轮角速度） 角速度旋转。若不考虑大，小口环泄露的影响，可将腔内水的运动看成绕轴等，角速旋转器皿中的液体运动。由流体力学可知，任意半径 R 处的压强，如图 1-2所示，可用下式表达。 P= R +C22利用 R=R 时，P=P 的条件，可以求得 C= P - R ，带入上式经变化后得到腔22 22中压强分布规律的表达式。P = R +P - R222=P - 28式中 叶轮的角速度，rad/s；水泵平衡装置设计10R 叶轮的半径，m；2R任意半径，m；P任意半径 R 处的压力，N；此式表明，腔中压强是按抛物线规律分布的。由于两侧分布规律相同，方向相反，因而在 R
19、 到 R 范围内，作用于后底盘内外侧的压差 P=P-P ，式中 P 为叶轮进口压强。Sh 11将上述 P 值代入此式，得到P=P-P1=P -P - R +P - R2122式中 P 叶轮入口的压力，N；1由于压力差而作用于轮盘上的轴向推力，即总压力差。T =1shRd2= shR Rdp28212= N2hs 221hsP以叶轮扬程 H BI 表示压差（P -P ） ，即 P -P = gH ，代入上式，得12121T = N （1-1）1g2hsR821hsRg式中 水的密度，kg/m ；3g重力加速度，m/s ；2叶轮旋转的角速度，rad/s；R 叶轮入口半径， m；sR 叶轮轮毂半径，
20、m；kH 单级叶轮产生的扬程，m；1R 叶轮出口半径，m；2辽宁工程技术大学毕业设计（论文）11水以轴向速度 C 进入叶轮，后又转为径向流出叶轮，造成水动压力的轴向分力，大0小等于每秒钟水的质量流经叶轮时的轴向动量增加。T 的方向与 T 相反。21T =- N20QcT =- （1-2）20/Cgrl式中 Q 通过叶轮的流量，m /s；/l 3Q水泵的流量，m /s；C水泵入口处水流的轴向速度，m/s；Q =/lr除此之外，由于大、小口环严重磨损，泄露量增加，轮盘外表面上的压力分布规律发生变化，致使轴推力增加，增加的数值为 T 表示。在正常状态下可以认为 T 为零，但3 3在非正常状态下 T
21、可能较大。3于是作用于一个叶轮的轴向力为T=T +T +T N （ 1-1233）若不考虑这种情况，正常情况下的总轴向推力T =T +T N （1-i124）对于多级分段式水泵T= N （1-iiT05）式中 i表示水泵的级数。水泵平衡装置设计122 液体静压支承原理本章重点在于对静压支承的静态特性的结论的推导过程，做了详细的分析。进一步说明了应用静压支承来平衡多级泵轴向力是非常有效的方法。2.1 流体静压技术的简述液体静压支承是借助于输入工作面间的液体压力来支承载荷的滑动承载。它处于纯液体润滑条件下工作。液体静压支承可按使用要求分为向心、向心推力等三种类型液体静压支特点1）速度范围宽。2）承
22、载能力大。3）运动精度高。4）抗振性能好。5）使用寿命长。6）但是液体静压支需要一套液压油系统，润滑油的过滤精度要求较高。2.2 油腔的流量及有效面积的计算推导2.2.1 基本矩形油腔的流量计算润滑油沿 x 方向流过两平板之间隙的情形，间隙为 h，间隙长度为 a，两端油压分别是 P 及 0 由液体润滑理论基础得r=0 xPh3P| =P ；P| =00xrax辽宁工程技术大学毕业设计（论文）13积分后的缝隙的压力P=P （2-raxdh0311）由液体润滑理论基础得 平板单位宽度的流量q=- =th123xPtradxh031若两板平行，间隙为 h，则q= （2-rtPa1232）封油面的湿周
23、长度取各封油边的中点连线。当各处间隙均等时，可得矩形油腔的流量为Q=2 （2-bBqaL213）= Pth6abr= PtB3r= hrR式中 支承流量系数，对于矩形油腔B= +baL6R 油腔液阻，对于矩形油腔 hR =hbBaLt3水泵平衡装置设计142.2.2 环行油腔推力轴承的流量计算原理图 2-1 环行油腔推力轴承Fig.2-1 The diagram of the force bear 环行油腔推力轴承的流量是由平面圆形支承油腔的流量得来Q =外 rtPRh343ln6式中 h润滑油油膜厚度，m润滑油动力粘度，PaStP 油腔中供油压力，ParR 止推板外径，m4R 环行槽外径，
24、m3Q 润滑油向环行油腔外侧流动的流量外Q =内 rtPRh123ln6式中 R 止推板内径，m；1R 环行槽内径，m；2Q 润滑油向环行油腔内侧流动的流量，m；内Q = Q + Q 外 内（2-4）辽宁工程技术大学毕业设计（论文）15= +rtPRh343ln6rth123ln6= P3412lnll6Rhtr= rPBh3= hrR式中 Q环行油腔推力轴承流量=B1234lnl6R式中 对于环行油腔推力轴承的支承流量系数R =h31423lnll6Rt式中 R 对于环行油腔推力轴承的油腔液阻h环行油腔推力轴承的总推力由三部分组成（R -R ） ， （R -R ） ， （R -R ）所构成的
25、213243圆环面积上的推力分别为：P =P1r21lnlRrdP =2r23水泵平衡装置设计16P =P 23r43lnRrdP=P +P +P123= P1234lnlRr侧环行油腔推力轴承的有效承载面积为A = （2-erP5）= 212342lnlR2.3 节流器的流量计算2.3.1 小孔节流器小孔节流器的孔径远大于其长度，一般 / 0,油膜刚度为正，既 0 1 时prj 0, 油膜刚度为负，既 90 180u 00由无量纲承载系数求得无量纲油膜刚度= = (2-18)ujsFp1r水泵平衡装置设计223 总体设计方案本章重点在于对 150D30 9 型离心式水泵进行平衡装置改造，作为
26、事例来进一步说明采用液体静压支承来平衡离心式水泵轴向力的方法，及做出相应的液压系统。 3.1 水泵的轴向推力计算选用 150D30 9 型水泵，叶轮半径 R 为 152.5 毫米，一级叶轮进水口缝隙半径 R2为 75 毫米，进水口内侧半径为 R 70 毫米，轮毂半径为 R 37.5 毫米，其余叶轮进水缝1 l l隙半径 R 为 70 毫米，进水口内侧半径 R 为 62.5 毫米。泵轴转速 n 为 1480 转/分，单级/1 /l扬程 H 为 30.7，流量 Q 为 155 米 /时，矿水重度 r 为 1020 公斤/米3 330n= 148辽宁工程技术大学毕业设计（论文）23=155 转/秒取
27、泵的容积效率 =0.96，则通过叶轮的流量 Q 为r/lQ =/lr= 96.0315= 0.045 米 /秒3由于压力差而作用于轮盘上的轴向力为T = r +8 r r12/1gR218/2gi RH2/1gR82/2giH=3.14 +8 3.1410220375 20375152.08.9. 22 222.75. .7.1. 22=2535.7N式中 水的密度，kg/m3g重力加速度，m/s 2叶轮旋转的角速度，rad/sR 叶轮入口半径， msR 叶轮轮毂半径，mkH 单级叶轮产生的扬程，m1R 叶轮出口半径，m2由于动量的改变而产生的轴向力为T =-2 02/01/8CgrQgrll
28、水泵平衡装置设计24=- grQl/2/2/8llll RQR=- 81.9045 2222 037514.38075.34=-233.8N式中 Q 通过叶轮的流量，m /s；/l 3Q水泵的流量，m /s；C水泵入口处水流的轴向速度，m/s；则转子所承受的总轴向力为T =T +T =2535.7-233.8=2307.9Nx12按经验公式进行粗略计算时的轴项力为T=KH r +8KH ri21gRi2/glR=0.7 30.7 1020 3.14 +8 0.7 30.7 1020 3.140375220375=2218N3.2 平衡装置结构设计计算3.2.1 止推板尺寸计算取止推板外径 R
29、=80mm，止推板内径 R 为轴径 R，R =25mm，4 11根据供油腔尺寸最佳比值关系=0.3143得油腔外径 R =64mm，3由油腔内半径 R =32mm2有效承载面积计算辽宁工程技术大学毕业设计（论文）25=eA212342lnlR= 21. 253ln6480l22=136cm2式中 R 止推板内径，m;1R 环行槽内径，m;2R 止推板外径，m;4R 环行槽外径， m;33.2.2 油泵供油压力计算油泵供油压力 PsP =seAFmax= 1274.08=40.7 N/cm=0.4Mps取 0.4 （0.5-0.6）maxFmax式中 油泵载荷系数；水泵最大轴向力，N；max油腔
30、内压力计算P =rs 水泵平衡装置设计26= 6.143=27.2 N/cm 2取 1.60式中 节流比3.2.3 节流器选择由于选择毛细管类节流器需要的长度太长所以选择小孔管类节流器选择小孔管类节流器液阻比 的计算= -0.52123412206lnll98RdhPts= -0.521220469 6480ln53l.17.88 d取 50 C 时 0.87 10 Kg/mt03h =0.008 cm0取 50 C 时 19.7 KgS/mt04102取 0.6 一般 =0.6-0.7节流器小孔直径 d 和液阻比 之间存在一种函数关系，一旦小孔直径 d 选定，液阻比就可以确定下来，根据小孔管
31、类节流器的范围及油压和流量的要求，小孔直径 d 为0.08 mm 代入公式即可计算出液阻比 的计算值。的取值范围为（0.5-2）为 0.8式中 R 止推板内径，m；1R 环行槽内径，m；2辽宁工程技术大学毕业设计（论文）27R 止推板外径，m；4R 环行槽外径， m；3油液的密度，Kg/m ；t 3h 止推盘与止推板的间隙，m；0液压油的动力粘度，KgS/m ；t2小孔流量系数；d节流器小孔直径，m；3.2.4 油垫中油膜刚度及最大位移的计算1）油膜刚度j =u2 AP esh= 8.01.08. 36 47=141.9N/ m式中 P 油泵供油压力， N；s有效承载面积，eA2m液阻比 ；h
32、 止推盘与止推板的间隙，m；0最大位移量=ujT= 9.1428=15.6 m 式中 j 油膜刚度，N/ m；uT水泵的轴向推力，N；水泵平衡装置设计28由计算的油膜刚度及最大位移可知，静压支承轴承之所以能支承很大的轴向力，就是因为利用液体的抗压特性，在很小的间隙内形成刚度很大的油膜，从而在极小的范围内控制泵轴的串动，保证水泵在工作中不致使叶轮磨损。小孔节流器的确定d=0.8mm0.25dll=0.2mm0.4DD=3mm考虑在实际加工时的困难 l 的值可稍取大一些。3.2.5 油膜的流量及功率油泵的流量与封油面形式，平衡盘和止推盘的间隙及油液的拈度有关。对有内外，封油面的环行油腔，其流量的计
33、算公式为Q = P0 34123lnll6Rhtr= 25.46480ln25l07.968434=17 L/min式中 R 止推板内径，m；1R 环行槽内径，m；2R 止推板外径，m；4R 环行槽外径， m；3液压油的动力粘度，KgS/m ；t2h 止推盘与止推板的间隙，m；0辽宁工程技术大学毕业设计（论文）29P 油腔内压力， m；r由已知的流量可计算出油泵所需的功率：N =p612sQ= 9.017443=0.209 kw式中 油泵总效率 取 0.94 液压控制系统设计液压控制系统总体如下图 4-1图 4-1 液压系统控制Fig.4-1 The diagram of Hydraulic
34、system control水泵平衡装置设计304.1 选择液压泵在供油时整个工作循环的最大工作压力为 0.4Mpa，一般节流调速及管路简单的系统中的总压力损失见下表。表 4-1 进油路总压力损失经验值特征表Tablet.4-1 Table of the oil losing force value quality features系统结构情况 总压力损失 P/ Mpa一般节流调速及管路简单的系统 0.2-0.5进油路有调速阀及管路复杂的系统 0.5-1.5所以 P=0.2 Mpa液压系统最高工作压力为P = P + PBs=0.4+0.2=0.6 Mpa式中 P 油泵供油压力， N；sP总压力损失，N；由于回路中泄露按 10%估计则 Q =1.1QB0=1.1 17=18.7 L/min式中 Q 油泵的流量， L/min；0根据以上压力、功率和流量的数值查阅产品目录，最后确定选择 YBX-25 变量叶片泵，其主要技术参数为：流量 Q= 25 L/min功率 5.5 KW额定压力 6.3 Mpa公称转速 1450 r/min重量 19 kg
