机械毕业设计（论文）-水泵平衡装置设计【全套图纸】

辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 1 目录 前言1 1 在矿山中水泵的应用3 1.1 矿山对排水设备的要求3 1.2 常用主排水泵结构3 1.3 平衡盘工作原理4 1.4 产生轴向推力的主要原因4 2 液体静压支承原理8 2.1 流体静压技术的简述8 2.2 油腔的流量及有效面积的计算推导8 2.2.1 基本矩形油腔的流量计算8 2.2.2 环行油腔推力轴承的流量计算原理9 2.3 节流器的流量计算12 2.3.1 小孔节流器12 2.3.2 节流比和液阻比 13 2.4 液体静压支承的承载能力计算13 2.4.1 单油腔静压支承13 2.4.2 对称等面积对置油腔静压支承14 2.5 液体静压支承的油膜刚度计算15 2.5.1 油膜刚度的概念15 2.5.2 单油腔静压支承油膜刚度计算16 水泵平衡装置设计 2 3 总体设计方案18 3.1 水泵的轴向推力计算20 3.2 平衡装置结构设计计算20 3.2.1 止推板尺寸计算20 3.2.2 油泵供油压力计算20 3.2.3 节流器选择21 3.2.4 油垫中油膜刚度及最大位移的计算22 3.2.5 油膜的流量及功率23 4 液压控制系统设计25 4.1 选择液压泵25 4.2 选择电机26 4.3 阀类元件及辅助元件27 4.4 液压系统的性能验算36 4.4.1 系统压力损失的验算36 4.4.2 油液发热温生计算38 4.5 设计及使用时的注意事项39 5 经济性评估40 6 结论41 致谢42 参考文献43 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 150D30 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，加全套图纸，加 153893706 水泵平衡装置设计 4 Abstract We study the issue in order to introduce the method which static pressure supporting is able to solve 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 of 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 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 other 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） 7 1 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 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 Fig.1-1 The diagram of D water pump 1.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 +C 2 2 22 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 222 2 2 22 2 中压强分布规律的表达式。 P =R +P -R 2 2 22 2 2 2 22 2 =P - 2 22 2 2 8 RR 式中 叶轮的角速度，rad/s； 水泵平衡装置设计 10 R 叶轮的半径，m； 2 R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 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-P 1 =P -P -R +P -R 21 2 2 22 2 2 2 22 2 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 = 1 s h R R RdRP2 = s h R R RdRRRpp 2 8 22 2 2 12 = N 22 hs RR 28 22 2 2 2 12 hs RR RPP 以叶轮扬程 H BI 表示压差（P -P ） ，即 P -P =gH ，代入上式，得 12121 1 T = N （1-1） 1 g 22 hs RR 28 22 2 2 2 1 hs RR R g H 式中 水的密度，kg/m ； 3 g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； s R 叶轮轮毂半径，m； k H 单级叶轮产生的扬程，m； 1 R 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。 21 T =- N 20 Qc T =- （1-2） 20 / C g rQl 式中 Q 通过叶轮的流量，m /s； / l3 Q水泵的流量，m /s； 3 C水泵入口处水流的轴向速度，m/s； Q = / l r Q 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 33 在非正常状态下 T 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- 123 3） 若不考虑这种情况，正常情况下的总轴向推力 T =T +T N （1- i12 4） 对于多级分段式水泵 T= N （1- i i i T 0 5） 式中 i表示水泵的级数。 水泵平衡装置设计 12 2 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 x P h x 3 P|=P ；P|=0 0xrax 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- r a a x dx h dx h 0 3 3 1 1 1） 由液体润滑理论基础得 平板单位宽度的流量 q=-= t h 12 3 x P t r P 12 a dx h 0 3 1 1 若两板平行，间隙为 h，则 q= （2- r t P a h 12 3 2） 封油面的湿周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-bBqaLq 21 3） =P t h 6 3 a bB b aL r =P t Bh 3 r = h r R P 式中 支承流量系数，对于矩形油腔 B =+ B b aL 6 a bB 6 R 油腔液阻，对于矩形油腔 h R = h bBbaLah ab t 3 6 水泵平衡装置设计 14 2.2.2 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r t P R R h 3 4 3 ln6 式中 h润滑油油膜厚度，m 润滑油动力粘度，PaS t P 油腔中供油压力，Pa r R 止推板外径，m 4 R 环行槽外径，m 3 Q润滑油向环行油腔外侧流动的流量 外 Q = 内r t P R R h 1 2 3 ln6 式中 R 止推板内径，m； 1 R 环行槽内径，m； 2 Q 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 =+ r t P R R h 3 4 3 ln6 r t P R R h 1 2 3 ln6 =P 3 4 1 2 31 42 3 lnln ln 6 R R R R RR RR h t r = r r P Bh 3 = h r R P 式中 Q环行油腔推力轴承流量 = B 1 2 3 4 ln 1 ln 1 6 R R R R 式中 对于环行油腔推力轴承的支承流量系数 B R = h 31 423 3 4 1 2 ln lnln6 RR RR h R R R R t 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 213243 圆环面积上的推力分别为： P =P 1r 2 1 1 2 1 ln ln R R R R R r rdr2 P = 2 r PRR 2 2 2 3 水泵平衡装置设计 16 P =P2 3r 4 3 3 4 4 ln ln R R R R r R rdr P=P +P +P 123 =P 2 1 2 2 1 2 2 3 4 2 3 2 4 lnln R R RR R R RR r 侧环行油腔推力轴承的有效承载面积为 A = （2- e r P P 5） = 2 1 2 2 1 2 2 3 4 2 3 2 4 lnln R R RR R R RR 2.3 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 p Q Q pr j 80)，C 0 将严重影响液压系统的正常工作。一般规定液压用油的正常油温为 15-65。在C 0 C 0 设计液压系统时，合理地设计油箱，保证有足够的容量和散热面积，是一种控制油温过 高的有效措施。但是某些液压装置（如行走机械等）由于受结构限制，油箱不能很大； 一些采用液压泵-马达的闭式回路，由于油液需要往复循环，工作时不能回到油箱冷却。 这样就不可能单靠油箱散热来控制油温的升高。此外，有的液压装置还要求能够自动控 制油温。对以上这些场合，就必须采取强制冷却的办法，通过冷却器来控制油液温度， 使之合乎系统工作要求。 液压系统工作前，如果油液温度低于 10，将因油的黏度较大，使液压泵的吸入和C 0 起动发生困难。为保证系统正常工作，必须设置加热器，通过外界加热的办法来提高油 液的温度。 冷却器按冷却介质可分为水冷、风冷和氨冷等形式，常用的是水冷和风冷。最简单 的冷却器是蛇形管式冷却器。它直接装在油箱内，冷却水从蛇形管内部通过，带走热量。 这种冷却器结构简单，但冷却效率低，耗水量大。 液压系统中采用较多的冷却器是强制对流式多管冷却器。油液从进油口流入，从出 油口溜出；冷却水从进水口进入，通过多根水管后由出水口流出。油液在水管外部流动 时，它的进行路线因冷却器内设置了隔板而加长，因而增加了热交换效果，冷却效率高。 但这种冷却器重量较大。 此外还有一种翅片式冷却器也是。流式多管冷却器。它是在圆管或椭圆管外嵌套上 许多径向翅片，其散热面积可达到光滑管的 8-10 倍。椭圆管的散热效果一般比圆管更好。 液压系统即可采用汽车的冷风式散热器来进行冷却。这种方式不需要水源，结构简 单，使用方便，特别适合用于行走机械的液压系统，但冷却效果较冷水式差。 冷却器一般应安装在回油管或低压管路上，所以为其在液压系统的各种安装位置及 有关的简单说明。 冷却器造成的压力损失一般为（0.1-1） 10 MPa。 5 9）换向阀的选择 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 41 根据整个液压系统选用 WE5H6.2 型电磁换向阀，其主要技术参数为： 通径 6 mm； 电磁类型 湿式； 温度范围 -30-70 ；C 0 额定流量 60 L/min； 工作压力 10 MPa； 10）流量计的选择 根据整个液压系统选用 LC12 型椭圆齿轮流量计，其主要技术参数为： 允许基本误差(%)：0.5 最大工作压力 6.4 MPa； 介质温度 -20-80 ；C 0 4.4 液压系统的性能验算 由于系统的具体管路布置伤未确定，整个回路的压力损失无法估算，仅阀类元件对 压力损失所造成的影响可以看得出来，供调定系统中某些压力值时参考，即进行粗略的 计算。 4.4.1 系统压力损失的验算 压力损失包括：油液流经管道的沿程压力损失，局部压力损失和流经阀类 L p C p 元件的压力损失，即 V p =+p L p C p V p 计算沿程压力损失时，如果管中为层流流动，可按下式近似计算。 （Pa） L p 6 4 10 3 . 4 d vQL 式中 Q通过管道的流量，/s； 3 m L管道长度，m； d管道的内径，mm； v油液的运动黏度， /s； 2 m 局部压力损失可按下式近似计算。 水泵平衡装置设计 42 =（0.05-0.15） C p L p 阀类元件的压力损失，可按下式近似计算。 = V p n v v n Q Q p 式中 液压阀在额定流量时最大压力损失； n v p Q 通过液压阀的实际流量； v 通过液压阀的额定流量； n v Q =+p L p C p V p =+0.8 + 6 4 10 3 . 4 d vQL 6 4 10 3 . 4 d vQL n v v n Q Q p 3 6 4 10 3 . 4 d vQL = 3 34 10 3 . 23 81028 . 0 10 7 . 193 . 43 =0.087 Pa 式中 Q通过管道的流量，取 17 L/min 即 0.28/s； 3 10 3 m L管道长度，根据实际情况大约取 8m； d管道的内径，取 23.3 mm v油液的运动黏度，取 19.7 10/s； 42 m 4.4.2 油液发热温生计算 矿山机械正常工作油温为 50-70，最高允许油温为 70-90C 0 C 0 系统发热功率计算 i H =- i H i N 0 N 式中 液压泵输入功率，kw； i N 液压执行元件输出功率，kw； 0 N 如果已知液压系统的总效率，则系统发热功率也可按下式计算 i H 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 43 =（1-） i H i N 系统散热功率计算 0 H 系统产生热量主要由油箱散热，由于管道散热与吸热基本平衡，可忽略不计。 油箱散热功率按下式计算： =A（-）=A 0 H T C 1 T 2 T T CT 式中 油箱散热系数，Kw/； T C 2 mC 0 当通风很差时，取 =（8-9） T C 3 10 当通风良好时，取 =（15-17.5） T C 3 10 当用风扇冷却时，取 =23 T C 3 10 当用循环水冷却时，取 =（110-175） T C 3 10 系统达到热平衡的温度，； 1 TC 0 环境温度，； 2 TC 0 A油箱散热面积，； 2 m 当油箱的三个边的结构尺寸比例为 1：1：1-1：2：3，油面高度是油箱高度的 80%时， 其散热面积 A 的近似计算公式为： A6.66 32 VC 0 式中 V油箱有效体积，； 3 m 当系统产生的热量全部被散热表面散发，即=时，系统达到热平衡。这时液压 i H 0 H 系统的温升值为 = T AC H T i 温升加上环境温度，应不超过系统油液的最高允许温度。T = T AC H T i 水泵平衡装置设计 44 = AC NN T i0 = 100100 10)209 . 0 5 . 5( 3 =0.53 式中 液压泵输入功率，5.5kw； i N 液压执行元件输出功率 0.209，kw； 0 N 油箱散热系数，100 Kw/； T C 2 mC 0 A油箱散热面积，1.3 ； 2 m 由于此液压系统运用了冷却器，所以温度基本不变。 4.5 设计及使用时的注意事项 在使用此液压系统的时候一定是在水泵工作之前，液压系统先工作。先在止推盘上 形成油膜，防止机械摩擦。 5 经济性评估 本次设计是对 150D30 9 型多级离心式水泵的平衡装置进行改造。采用液体静压支承 的方法，来代替传统利用平衡盘平衡的方法。 如果使用传统的平衡盘平衡的方法。平衡盘的细缝要求比较严格，间隙一般应在 0.2-0.4 mm，当细缝超限时，经过平衡盘的泄露量加大，水泵效率减低。由于井下水中 含有泥沙等杂质，粉尘状颗粒在水仓中不能完全沉淀，进入泵中，在水泵不工作时，即 在泵腔内沉淀，极易堵死和将此细缝磨大。另外对井下工作的水泵，其平衡盘回水管很 容易被损坏，通过回水管向外漏水，此时不可将其堵