双蜗杆泵的开发与设计毕业设计论文(编辑修改稿)

双蜗杆泵的开发与设计毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

3)出口管道的阀门关闭过快。 处理方法是慢慢关闭阀门。 宁波大红鹰学院毕业设计（论文） 9 机械密封的损坏 （ 1）机械密封的结构 机械密封是一种旋转轴用的接触式动密封 ,它是在流体介质和弹性元件的作用下 ,两个垂直于轴心线的密封端面紧贴着相对旋转 ,从而达到密封的要求。 通用 双蜗杆式石油泵机械密封种类繁多 ,型号各异 ,但它们的泄漏点基本上都表现在 6 处 : ①动、静环端面处。 ②静环与静环盒的辅助密封处。 ③动环与轴套的辅助密封处。 ④静环盒与密封泵体之间的密封处。 ⑤轴套与泵轴之间的密封处。 ⑥动环镶嵌结构配 合处。 其主要结构如图 所示。 轴套 密封垫 弹簧座 弹簧 推环 动环 O 形环 挡环 动环 静环 O 形环 静环 1密封填料 1防转销 1静环座 1静环座密封垫 1 或压缩量不够或损坏。 处理 :加强装配时的检查、清洗。 严 格按技术要求进行装配。 ② 周期性或阵发性泄漏 a、转子组件轴向窜动量太大。 处理 :调整推力轴承 ,使轴的轴向窜动量不大于。 b、转子组件周期性振动。 处理 :找出原因并予以消除。 c、密封腔内压力经常大幅度变化。 处理 :稳定工艺操作条件。 ③ 经常性泄漏 A. 由于密封端面缺陷引起的经常性泄漏 a、弹簧压缩量 (机械密封压缩量 )太小。 b、弹簧压缩量太大 ,石墨动环龟裂。 c、密封端面宽度太小。 处理 :增大密封端面宽度 ,并相应增 大弹簧作用力。 a、补偿密封环的浮动性太差 (密封圈太硬或硬化或压缩量太大 ,补偿密封环的间隙太小 )。 宁波大红鹰学院毕业设计（论文） 10 处理 :对补偿密封环间隙太小的 ,增大补偿密封环的间隙。 b、镶钻或粘结动、静环的结合缝泄漏 (镶装工艺欠佳 ,存在残余变形。 材料不均匀。 粘结剂变形 )。 c、动、静环损伤或裂纹。 d、密封端面磨损 ,补偿能力消失。 e、动、静环密封端面变形 (端面所受弹簧作用力太大 ,按摩热太大 ,产生热变形。 密 封零件结构不合理、强度不够 ,受力而变形。 由于加工等原因 ,密封零件有残余变形。 安 装时用力不均引起变形 )。 处理 :更换有缺陷的或损坏的密封环。 f、动、静环密封端面与轴中心线垂直度偏差过大 ,动、静环密封面相对平行度差过大。 处理 :调整密封端面。 B. 由于弹簧缺陷引起的泄漏 此后内容已删，需要详细内容（论文，图片， CAD 图纸，开题报告），联系 506681511 故障预防措施 （ 1）保证双蜗杆式石油泵的润滑良好。 （ 2）加强易损件的维护。 （ 3）流量变化平缓，一般不做快速大幅度调整。 （ 4）严格执行操作规程，杜绝违章操作和野蛮操作。 （ 5）做好状态监测，发现问题及时分析处理。 （ 6）定期清理泵入口过滤器。 第 3 章 整体设计方案 11 第 3 章 整体设计方案 此双蜗杆式石油泵泵体内的转动部件完全被包封在充满输送介质的具有一定压力的由泵体和隔离套组成的容器之内，因此它是旋转轴不穿出泵体绝对不因密封而产生泄露的一种新型密封结构形式的双蜗杆式石油泵。 设计结构和图 相似。 在结构设计时应当从从整体上予以考虑，决不能只按传递转矩的单一方面考虑，这一点是最为重用的。 因此在整体结构设计时要考虑叶轮的内支撑问题，其中包括轴的支撑 图 双蜗杆式石油泵 示意图 双蜗杆式石油泵设计参数的确定 双蜗杆式石油泵主要由电机、泵头两个部分组成。 根据设计任务书 ,选用的配置电动机的功率 400kw,转速 1480r/min。 因此双蜗杆式石油大红鹰学院毕业设计（论文） 12 的设计主要是泵头部分。 已知泵的主要设计参数 输送介质：石油天然气多相流 流量： 20m3/h(每小时 20立方米） 出口压力： 功率： 30kw 蜗杆转速： 20xxrpm （ 33）得到水力效率 .h。 （ 2）：容积效率 v 可按下式计算 nsv   . （ 34） 将数据代入公式（ 44）得 3 ][ Td （ m） （ 36） 式中 T— 泵轴受到的扭矩 (mN)。 m in)/()(Nc9550 rn kwT  （ 37） 式中 Nc— 计算功率 ,可取Nc=。 — 材料的许用切应力 (Pa), 选泵轴材料为 40Cr,作调质处理 .HBS=241～ 302MPa 取 HBS=250MPa 另=(637～ 735)2510 mN 取 =700510 2mN 大红鹰学院毕业设计（论文） 13 又 1000QHgN，得 因为该尺寸是轴的最小处直径 ,考虑到轴肩的影响 ,一般轴肩的梯度是 5～ 10 mm。 故取 d1= 此后内容已删，需要详细内容（论文，图片， CAD 图纸，开题报告），联系 506681511 根据轴各段的结构和工艺要求 ,确定装叶轮处的轴径sd，其中dds和轮毂直径 dh.叶轮轮毂直径必须保证轴孔在开键槽之后有一定的厚度，使轮毂具有足够的强度 .值得注意的是，在 叶轮的设计计算 双蜗杆式石油泵是通过叶轮对液体做功的。 叶轮的好坏将直接影响到泵的性能。 所以 在整个设计过程中叶轮的设计是非常重要的。 用于双蜗杆式石油泵的叶轮形式很多。 本设计中选用较常见的单吸式封闭叶轮。 其大致结构如下： 图 32 叶轮 叶轮主要几何参数有叶轮进口直径 D0 、叶轮轮毂直径 dh、叶片进口角β 叶轮出口宽度 b叶片出口角β 2 和叶片数 Z。 叶轮进口几何参数对汽蚀具有重要影响，叶轮出口几何参数对性能（ H、 Q ）具有重要影响，而两者对效率均有影响。 由双蜗杆大红鹰学院毕业设计（论文） 14 式石油泵轴的设计可得轮毂的直径。 在此基础上可以对叶轮各尺寸进行 设计。 （ 1）：确定叶轮入口直径 D0    hvQ dD  39。 （ 38） 式中39。 Q—— 通过叶轮的设计流量， m3/s, 39。 Q= vQ； v —— 泵容积效率，由效率计算得 v为 98%； v—— 叶轮入口速度， m/s, gHkv v  ； vk—— 入口速度系数，泵首级叶轮查得 vk=（见表 ）， 泵次级叶轮查得 v=（见表 ）； H—— 单级扬程（根据已知的H=60m）； hd—— 叶轮轮毂直径，选hd=； 则可以得到smQ     ..39。 对于泵首级叶轮 smv  ... ， 对于泵次级叶轮sm ...； 将各个数据代入公式（ 38）得 首级叶轮：mD      .... . 故可取 0=。 次级叶轮 :mD     .... . 取0=。 （ 2）：确定叶轮入口宽度 1b   vDQb 39。 （ 39） 大红鹰学院毕业设计（论文） 15 对首级叶轮， 式中 1D— 叶片入口直径，一般情况下选01 DD 取mD ； v — 叶片入口边绝对速度，一般情况下选  vv .； 得sm ... 所以将数据代入公式（ 39）得 mb ； 取mb 。