屏蔽泵轴向力平衡新方法_李伟

轴向力平衡，反算出副叶轮口环直径，如果平衡后残余
轴向力小于规定值，说明设计合理。
2.2.1 额定工况下的轴向力平衡计算
1）确定平衡前磁力泵轴向力
通过试验测量或计算式（1）获得平衡前磁力泵轴向
力 F；
2）计算各管路压头损失
冷却循环流量 q 经各阻力件构成一个冷却循环回路，
通过各阻力件的流阻系数 ζ及过流截面积 s（如表 1）计
① 副叶轮前端受力 F0 计算 F0 p0s0 p0 (Rk2 Rh2 )
（5）
式中，p0 为副叶轮进口压力，Pa；s0 为叶轮进口压力 下受力面积，m2；Rk 为叶轮口环半径，m；Rh 为叶轮轮
毂半径，m；
② 动反力 F2 计算
F2 Qt (vm0 vm1 cos )
（6）
F1 F1 F1 F1
（7）
式中，p1 为副叶轮出口压力，Pa；p2 为液体流经推力轴 承后压力，Pa；s0 为叶轮进口压力下受力面积，m2；r0
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农业工程学报
2012 年
为推力轴承处轴半径，m；r1 为推力轴承内半径，m；r2 为推力轴承外半径，m；R2 为叶轮半径，m。
由①②③可得，副叶轮产生的轴向力为
李 伟，施卫东，蒋小平，等. 屏蔽泵轴向力平衡新方法[J]. 农业工程学报，2012，28(7)：86－90. Li Wei, Shi Weidong, Jiang Xiaoping, et al. New method for axial force balance of canned motor pump[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2012, 28(7): 86－90. (in Chinese with English abstract)
（3）
式中，Hp 为叶轮的势扬程，m；ρ为液体密度，kg/m3。
Hg
Hp

H (1
2u
2 2
)
（4）
式中，H 为叶轮的实际扬程( H H tn ，n 为水力效率)，
m ； u2 为 叶 轮 出 口 直 径 圆 周 速 度 ， m/s ；
n 1 0.0835 lg 3 Q （其中， Q 为泵的设计流量，m3/s； n
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overflow cross sectional area
序号
流阻状态
流阻系数 ζi
过流截面积 si/m2
3
外冷却循环管
沿程损失
管路截面
前径向轴承环形间隙、 流体进出口局部损
4
直槽
失、沿程损失
流体进出口局部损
5
屏蔽套环形间隙
失、沿程损失
后径向轴承环形间隙、 流体进出口局部损
8
直槽
失、沿程损失
环缝截面与 直槽截面之和
校核计算的方法设计一个副叶轮，由副叶轮带动冷却液在冷却回路中循环流动，并产生一个与主叶轮产生的轴向力及转
子重力等合力大小相等，方向相反的轴向力，从而消除轴向力。通过轴向力平衡计算和试验测量，屏蔽泵残余轴向力较
小，满足规定要求，计算结果与试验测量结果基本一致。应用实例表明，屏蔽泵轴向力平衡新方法可靠，计算过程正确，
因此，一般平衡方法难以完全解决屏蔽泵轴向力的
平衡问题，采用新的轴向力平衡结构及方法显得十分必
要。
2 屏蔽泵轴向力平衡新方法
收稿日期：2011-10-09 修订日期：2012-02-12 基金项目：江苏省自然科学基金项目（BK 2011505）；江苏高校优势学科建 设工程资助项目；江苏高等学校优秀科技创新团队计划项目（苏教科 [2009]10 号）；江苏省高校自然科学基金项目（09KJD570001）；江苏省研究 生创新计划项目（CX09B_196Z） 作者简介：李 伟（1979－），男，博士生，助理研究员，主要从事流体机 械及工程研究。镇江 江苏大学流体机械工程技术研究中心，212013。 Email: lwjiangda@ujs.edu.cn ※通信作者：施卫东（1964－），男，研究员，博士生导师，主要从事流体 机械及工程的研究、开发。镇江 江苏大学流体机械工程技术研究中心， 212013。Email: wdshi@ujs.edu.cn
0 引 言
屏蔽泵作为一种无轴封、绝对无泄漏，结构紧凑、 体积小、重量轻，无冷却风扇、噪声较低的离心泵，广 泛应用于石油化工、航空航天、国防军工、环保等重要 领域，用来输送易燃、易爆、易挥发、腐蚀性、剧毒、 贵重等介质。但由于其自身的特点，屏蔽泵的轴向力平 衡成为影响屏蔽泵使用寿命和效率的关键因素。实践表 明，屏蔽泵的失效很多是由于轴向力太大、未能很好平 衡造成了石墨轴承损坏。因此，进行屏蔽泵轴向力平衡 新方法的研究，尽可能减少或者消除轴向力的破坏显得 尤为重要[1-6]。
F F1 F2 F3 G
（1）
其中 F1 的大小取决于前后盖板上的压力分布和液体 通过叶轮与泵壳之间的泄漏量及其方向。
从轴向力的计算公式可以看出，轴向力的大小与泵
送介质的特性有一定关系，单纯用同一种型号的轴承平
衡不同介质产生的轴向力是不可行的。由于造成轴向力
的主要部件是叶轮，所以通常采用在叶轮后盖板上设置
FP，进行平衡比较，逐步调整副叶轮的口环直径，最终 使不平衡轴向力的理论值低于制造商的规定值[F]，平衡 公式： F FP F ≤[F ] 。 2.2.2 非额定工况下的轴向力平衡计算
1）副叶轮运行工况点的确定
对于非额定工况点下的轴向力计算，已知工作转速，
需要首先确定副叶轮流量 Q 和扬程 H，主叶轮产生的轴
n Q Q额
n额
（14）
H H额 ( n )2 n额
（15）
式中，n 为工作转速，r/min；n 额为额定转速，r/min。
2）由 2.2.1 中所述的方法计算副叶轮产生的轴向力、
内磁转子两端压力差形成的轴向力，并进行轴向力的平
衡计算。
3 应用实例
3.1 额定转速下的轴向力平衡 以某一型号磁力泵为例，已知：电机额定转速 n=2 950
式中，Qt 为理论流量，m3/s；vm0、vm1 为叶轮进口前、
出口后的轴面速度，m/s；α 为叶轮出口轴面速度与轴线
方向的夹角。叶轮产生的轴向力方向指向叶轮进口[14]。
③ 推力轴承处压力差形成的轴向力 F1 计算 p p2 p1 p2 (r r1 ) r2 r1 F1 p2(r12 r02 ) F1 p1(Rk 2 R22 )
（1. 江苏大学流体机械工程技术研究中心，镇江 212013； 2. 上海凯泉泵业集团有限公司，上海 201804）
摘 要：屏蔽泵的轴向力平衡成为影响屏蔽泵使用寿命和效率的关键因素。由于传统平衡方法难以完全解决屏蔽泵轴向
力平衡问题，因此，采用新的轴向力平衡结构及方法显得十分必要。该文通过对屏蔽泵轴向力的特点分析与计算，采用
第 28 卷 第 7 期 86 2012 年 4 月
农业工程学报 Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering
Vol.28 No.7 Apr. 2012
屏蔽泵轴向力平衡新方法
李 伟 1，施卫东 1※，蒋小平 1，王 准 2，孔繁余 1
F F1 F0 F2
（8）
5）内磁转子两端压力差形成的轴向力 Fp 计算
Fp p s
（9）
式中， p 为内磁转子两端压力降，Pa；s 为内磁转子端 面受力面积，m2。
6）轴向力平衡
通过以上计算或实验测量主叶轮的轴向力 F、副叶轮
形成的轴向力 F'及内磁转子两端压力差形成的轴向力
1 屏蔽泵传统轴向力平衡分析
对于屏蔽泵而言，轴向力的形成是由液体作用在叶 轮前后盖板压力差而产生的指向叶轮吸入口的轴向力 F1，液体流经叶轮进口与出口方向发生变化引起的作用在 叶轮上的动反力 F2，轴头等的水压力 F3 及立式泵中转子 的重力 G 的合力。假定轴向力指向叶轮吸入口方向为正，
则屏蔽泵轴向力表达式为：
环缝截面
环缝截面与 直槽截面之和
9 推力轴承径向沟槽
流体损失
沟槽截面
3）设计副叶轮 由冷却循环流量及泄漏流量（与口环半径有关）确
定副叶轮流量，由冷却循环回路总压力降确定副叶轮扬
程，由扬程和流量，可初步确定副叶轮的主要参数：叶
轮直径、叶片宽度、叶片进出口安放角、叶轮入口直径、
叶轮口环直径等。
副叶轮出口压力 p1,入口压力 p0，则 p1 p0 H p g
canned motor pump
2.2 计算方法
设计时通常采用校核计算的方法，先由泵的总体结
构要求初步确定主叶轮产生的轴向力大小及冷却循环流 量，计算冷却液经过冷却循环回路后产生的压头损失[11-13]，
从而得出决定副叶轮的性能参数（流量和扬程）。初步
设计副叶轮，确定主要的参数，然后根据两叶轮产生的
密封环，同时在叶轮轮毂处开平衡孔或在盖板上增加背
叶片来平衡屏蔽泵轴向力。但这些传统的方法不能完全
平衡轴向力，只能对一般有滚动轴承的离心泵起到一定
作用，因为滚动轴承可以承担残余轴向力。而对于屏蔽
泵除了一些低比转速泵可以用这种方式平衡轴向力外，
大多数泵用这种方式消除轴向力是远远不够的，常常会 造成石墨轴承的异常磨损[7-10]。
r/min 时，主叶轮等转子部件产生的总轴向力为 F=10 136 N；冷却循环流量 q=8.4 m3/h。
2.1 思路及原理 屏蔽泵平衡轴向力新方法的原理就是通过分析、计
算屏蔽泵的轴向力大小，设计一个带动冷却液循环流动 的副叶轮，由于副叶轮与主叶轮同轴，当系统工作时， 副叶轮产生的轴向力与主叶轮产生的轴向力相互平衡， 从而消除轴向力。屏蔽泵轴向力平衡新结构及方法如图 1 所示，当屏蔽泵主叶轮 2 开始工作时，将产生一个较大 的轴向力；与此同时，副叶轮 10 也开始工作，带动冷却 液在冷却回路中循环流动，副叶轮也将产生一个轴向力，
能基本消除残余的轴向力，使轴承的负荷减小，延长轴承使用寿命，实现了屏蔽泵的安全可靠运行，具有一定的工程应
用价值。
关键词：离心泵，轴向载荷，计算，平衡方法，副叶轮
doi：10.3969/j.issn.1002-6819.2012.07.015
中图分类号：TH311
文献标志码：A
文章编号：1002-6819(2012)-07-0086-05
0.42
n
为泵的转速，r/min）或 n
1 (lg D0 0.172)2
（D0 为
估计泵水力效率时用的叶轮进口有效直径，
D0 4 103 3 Q ，mm)。 n
4）计算副叶轮产生的轴向力 F'（副叶轮结构示意图 如图 2）。
7.泵轴 9.推力轴承 10.副叶轮
图 2 副叶轮结构图 Fig.2 Auxiliary impeller structure
第7期
李 伟等：屏蔽泵轴向力平衡新方法
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此轴向力与主叶轮产生的轴向力及转子重力等合力大小 相等，方向相反。
1.泵体 2.主叶轮 3.外冷却循环管 4.前径向轴承 5.屏蔽套间隙 6.内磁 转子 7.泵轴 8.后径向轴承 9.推力轴承 10.副叶轮
图 1 屏蔽泵平衡结构示意图 Fig.1 Schematic diagram of balance structure of
向力仍通过试验测量或计算式（1）获得。
① 电机腔内管路特性曲线的确定
由表 1 中选定的流阻系数和过流截面积计算副叶轮
扬程：
H 0.854Q 2
（10）
② 副叶轮工作曲线预测 根据一元理论预测最大扬程
Hmax H v22 2g
（11）
式中， H 为经验系数； v2 为叶片出口绝对速度，m/s。 无冲击进口时，副叶轮流量的计算
算出各段压头损失 hi
p
1 q2
hi

g
i
2g
s
2 i
（2）
式中，Δp 为沿程压力降，Pa；ρ为液体密度，kg/m3；
ζi 为流阻系数；si 为过流截面积, m2。
表 1 流阻状态、流阻系数、过流截面积
Table 1 Flow resistance condition, flow resistance coefficient,
Q u1 tg 1F11
（12）
此时，泵的理论扬程为
1 HT g u2vu2
（13）
式中，u1 为叶片进口圆周速度，m/s；β1 为叶片进口安放 角；F1 为叶片进口面积，m2；φ1 为叶片进口排挤系数； u2 为叶轮出口圆周速度，m/s；vu2 为叶轮出口圆周方向分
速度，m/s；
比转速相似的工况下