轴向力径向力及平衡

第10 讲：轴向力径向力及平衡

10.1 轴向力产生的原因

1. 泵在运转时，叶轮前后盖板压力不对称产生轴向力，其力的方向指向吸入口方向。

2. 动反力：液体从吸入口到排出口改变方向时作用在叶片上的力，该力指向叶轮后面。

3. 泵内叶轮进口压力与外部大气压不同在轴端和轴台阶上产生的轴向力。

4. 立式泵转子重量引起的轴向力，力的方向指下面。

5. 其它因素：泵腔内的径向流动影响压力分布；叶轮二侧密封环不同产生轴向力。

10.2 轴向力的计算

10.2.1 叶轮前后盖板不对称产生的盖板力A1

假设盖板二侧腔的液体无泄漏流动，并以叶轮旋转角速度之半3 /2旋转，则任意半径R 处的压头h ‘为：h ‘=(3 2/8g ) (R22- R2) R2 —叶轮外径半径

假定叶轮进口轴面速度与出口轴面速度相等，V m1 = V m2 ,进口圆周分速度V ui = 0

叶轮出口势扬程H P=H T—((g H T/u 2)2/2g )= H T (1—(g H T//2u 22)

叶轮后盖板任意半径处，作用的压头差为：h = H P—h = H P—(W2/8g ) ( R22—R2)

将上式二侧乘以液体密度P和重力加速度g，并从轮毂半径积分到密封环半径，则得盖泵轴向力A i =np(R m2—R h2) [H P—(32/8g ) (( R22—( R m2+ R h2) /2 ))]

10.2.2 动反力A2

A2= pQ t (V mo —V m3COO a) ( N )

其中p—流体密度 (Kg/m 3) Q t —泵理论流量

V mo V m3 —叶片进口稍前和出口稍后的轴面流速

a—叶轮出口轴面速度与轴线方向的夹角

10.2.3 总的轴向力：A= A 1—A2

对多级泵：A =( i —1) (A c) + A s i —叶轮级数A c —次级叶轮轴向力

A s-首级叶轮轴向力

按上述方法计算得到的轴向力，通常比实际的要小15〜20%。

对泵吸入口对大气有压力的，必须计入轴头和轴肩园截面上产生的轴向力对立式泵还应计入转子的重量。

10.3轴向力的平衡

10.3.1平衡轴向力的主要方法：

1. 采用推力轴承平衡轴向力

2. 用平衡孔平衡轴向力

3. 单级泵采用双吸叶轮平衡轴向力，多级泵采用叶轮背靠背对称布置平衡轴向力。

4. 采用背叶轮平衡轴向力

5. 用平衡鼓+推力轴承平衡轴向力

6. 用平衡盘平衡轴向力

7. 用平衡鼓+平衡盘+推力轴承联合结构平衡轴向力

8. 用双平衡鼓平衡轴向力

10.3.2平衡鼓+止推轴承平衡轴向力

通常平衡鼓平衡总轴向力的90〜95 %，余下5〜10 %的剩余轴向力由止推轴承承受

平衡鼓前后压差：△ P=P3-P5

P3-平衡鼓前压力P3= P2 —((32/8g)(R 22-R H2))p g

P2 —末级叶轮出口压力P2= P1 +[ H1(i —1) + H p]p g

P1-第1级叶轮进口压力H1 -泵单级扬程H P-末级叶轮势扬程

P 5 —平衡鼓后压力 P 5 = P i+p gh P 5通常取0.5 kg/cm 2 平衡鼓面积：F= ^^(R i 2-R 2h ) n R 1—平衡鼓外半径 R h —轮毂半径

10.3.3平衡盘平衡轴向力

1. 平衡盘的灵敏度

平衡盘用于多级泵中自动平衡转子轴向力，一般不设止推轴承。

平衡盘前后压差：△ P= ZPl +△°2= P 3 — P 6

△ P l —平衡盘径向间隙压差 汨1 = P 3 — P 4

P 3 -末级叶轮后腔压力 P 4-平衡盘轴向间隙前压力 P 6 -平衡盘后压力

△°2 —平衡盘轴向间隙压差 △°2= P 4 — P 6

平衡盘的灵敏度：k =仲2/汨二^°2/( ^°1 + AP2)

K 值越小，平衡盘的灵敏度越高，但灵敏度太高，平衡盘的径向尺寸越大，通常取

k = 0.3 〜0.5 o

2. 平衡力的计算

h —平衡回水管阻力损

P2

P4

平衡盘上的平衡力由二部分组成：一部分由径向间隙直径R o至平衡盘轴向间隙内半径R i园截面上产生的力F i=( R 12-R2o) n/p2

第2部分是从平衡盘轴向间隙内半径R i到外半径R2截面上产生的力F2

假定从R i到R2的压力降按直线规律变化，

则F2 =n(i- ©)Z P2 (R2 —R i) (( R2/3 ) +(2 R i/3 ))

卜进口压降系数(t=A P2 ‘/仲2 =(1 +伞’)/( M +(1 —B i) B i (A2R2/2b 2)+ B i2)

轴向间隙进口阻力系数E n' = i +$' 根据实验E2'二O.i5〜0.25

B i = R i/ R2 入摩擦阻力系数入=0.04〜0.06 b2 —轴向间隙

平衡盘的泄漏量：q =u2S2(2g 仲2/ pg)°5=坨D i 冗b2(2g ^2/ pg)°5

流量系数陀=i/(0.5 n+((脸匕)/2 b 2)/ (R2i/ R22))0.5

n-园角系数L2轴向间隙长度

3. 平衡盘计算方法

按简捷计算

1).由结构定R O

P2

按工艺可靠性条件选择：b i = 0.2〜0.3mm b2= 0.1〜0.3mm

令F=A 计算 f = 3F/ n/P R2O

2). 选择R1

R i =( 1.1 〜1.15) R m b2/ R 2=0.8 〜1.2/1000

R m -叶轮密封环直径R1-平衡盘内径

计算B0=R O/ R2 B1=R1/ R2

计算压降系数©=( 1 +$' /( &' + B 1(1- B 1)( ( &R2)/2 b 2)+ B 12) 计算灵敏度系数：k = f

B O2/((t-3 B o2)算得的k应在0.3〜0.5范围内计算泄漏量：q = 2冗R1db2 (2gk △直

pg) °5

$=字'+ B 1(1- B 1)( ( P R2)/2 b 2)+ B 12)

选伞=0.2 ^2= 0.04 〜0.06 仲二P3 —P6

平衡盘设计时，按级数最少的情况计算平衡盘尺寸，按级数最多时计算泄漏量，通常泄漏量为额定流量的4〜10％，但高扬程小流量泵可能高达20％。计算径向间

隙长度：L1

L1 =(2 b 1/ 入1)((1-K)/K) 字(B02/ B12)-1- )通常取入1 = 0.04 〜0.06

& ' = 0.3〜0.5 如果求得的L1不发挥结构要求，应重新改变R1、b2/ R2

10.3.4 平衡鼓+平衡盘+止推轴承平衡轴向力

对于这种联合结构的轴向力平衡机构，通常由平衡鼓平衡总轴向力的50〜90％，最多可到95％，推力轴承一般只承受5％以下的轴向力，增加平衡鼓的平衡力，有利于减小平衡盘的尺寸和增加轴向间隙，减少平衡盘的磨损。

在计算平衡盘尺寸时，不考虑推力轴承平衡的轴向力，保证泵在推力轴承损坏的情况下，平衡盘仍有足够大的轴向间隙，使平衡盘能正常工作。