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。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。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。立式泵转子重量引起的轴向力，力的方向指下面。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,=(32/8g)(R22—R2)R2一叶轮外径半径TOC\o"1-5"\h\z假定叶轮进口轴面速度与出口轴面速度相等，vm1=vm2,进口圆周分速度Vu1=0叶轮出口势扬程HP=HT_((gHT/u2)2/2g)=Ht(1—(gHT//2u2'2)U叶轮后盖板任意半径处，作用的压头差为：h=Hp—h‘=Hp—(32/8g)(R22—R2)将上式二侧乘以液体密度p和重力加速度&，并从轮毂半径积分到密封环半径，则得盖泵轴向力A1=npg(Rm2—Rh2)[Hp—(32/8g)((R22—(Rm2+Rh2)/2))]10.2.2动反力A2mPmA2=pQt(Vmo—Vm3COOa)(N)其中p一流体密度(Kg/m3)Qt一泵理论流量VV3一叶片进口稍前和出口稍后的轴面流速an—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=A1—A2对多级泵：A=(i—1)(AC)+ASi一叶轮级数AC一次级叶轮轴向力AS一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：采用推力轴承平衡轴向力用平衡孔平衡轴向力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。采用背叶轮平衡轴向力用平衡鼓+推力轴承平衡轴向力用平衡盘平衡轴向力用平衡鼓+平衡盘+推力轴承联合结构平衡轴向力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：△?二?-?35...P’-平衡鼓前压力P3=P2—((32/8g)(R2-Rh2))pgP一H一末级叶轮势扬程P:h一平衡回水管阻力P一末级叶轮出口压力2P一H一末级叶轮势扬程P:h一平衡回水管阻力P1-第1级叶轮进口压力，一泵单级物程?；一平衡鼓后压力P5=Pi+pghP通常取0.5kg/cm2损失「平衡鼓外半径Rh一轮毂半径平衡鼓面积：F=^P(R2-R2)n「平衡鼓外半径Rh一轮毂半径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：△?二△?+AP=P—P△P一平衡盘径向间隙压差^P2=P3—P6P1一末级叶轮后腔压力P—平衡盘轴向间隙前压力P一平衡盘后压力△P2—平衡盘轴向间隙压差△?：=%一%6平衡盘的灵敏度：k=^P/^P=^P/(^6P+AP)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k=0.3〜0.5。平衡力的计算TOC\o"1-5"\h\z平衡盘上的平衡力由二部分组成：一部分由径向间隙直径Ro至平衡盘轴向间隙内半径R园截面上产生的力F=(R2-R2)n△P°第2部分是从平衡盘轴向间隙内半径R到外半径2R2截面上产生的力F2假定从R1到R2的压力降按直线规律变化，22则F="(1%)△P(R—R)((R/3)+(2R/3))222121中-进口压降系数中=^P‘/△P=(1+E’)/(&’+(1—B)B(入R/2b)+、222211222B12)1轴向间隙进口阻力系数&]「=1+&2’根据实验&2’=0.15〜0.25B1=R/R2入-摩擦阻力系数入=0.04〜0.06b2—轴向间隙平衡盘的泄漏量：q=pS(2g^P/pg)0.5=pDnb(2g^P/pg)0.5TOC\o"1-5"\h\z2222122流量系数^=1/(0.5n+((入L)/2b)/(R2/R2))0.5..•一2...2、2..、212n-园角系数l轴向间隙长度平衡盘计算方法2按简捷计算.由结构定Ro按工艺可靠性条件选择：七=0.2〜0.3mm^=0.1〜0.3mm令F=A计算f=3F/n△P1R22..O.选择R1R=(1.1〜1.15)Rb/R=0.8〜1.2/10001m2...2..…R-叶轮密封环直径R1—平衡盘内径计算B=R/RB=R1/RTOC\o"1-5"\h\z…0.O一…2112...计算压降系数中=(1+&’)/(&’+B(1-B)((入R)/2b)+B2)一一..、一.2211、»2221.计算灵敏度系数：k=fB02/“-3B02)算得的k应在0.3〜0.5范围内计算泄漏量：q=2nRdb(2gk^P/gpg)0.5g=g1+2B(1-B)((AR)/2b)+B2)

.22112221选&’=0.2A=0.04〜0.06^P=P—P平衡盘设计时，按级数最少的情况计算平衡盘尺寸，6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：L1TOC\o"1-5"\h\zL=(2b/入)((1-K)'/K)E(B2/B2)-1-F，)通常取入=0.04〜0.06111.20111&，=0.3〜0.5如果求得的L不发挥结构要求，应重新改变R、b/R10.3.4平衡哉+平衡盘+止推轴承平衡轴向力122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。平衡鼓尺寸的计算平衡鼓平衡的轴向力为：Fd=EF=nAP(R2-rh2)式中E=0.5〜0.95dR平衡鼓半径上轮毂半径平衡鼓半径R=((EF/nAP)h+r2)0.5hTOC\o"1-5"\h\z联合结构平彳萤盘尺寸的确定h假设平衡鼓平衡后剩余的轴向力均由平衡盘平衡，平衡盘的压差系数为K，平衡盘内半径为R，轴向间隙为«，则平衡盘的平衡力为：dP=nAP(aRn2-r2)=nK△P(aR2-r2)(1)a―平衡力系数ha=h/3)(1-Jp)((R2/R2)+(R/R)中一轴向间隙进口压力降系数WnWn中=(1+0.5n)/(0.5n(入l/2b)(R/R)+(R2/R2))此时总的平衡力为平衡鼓加平衡盘的平稿力:WF=涂+nWKAP(aR2-r2)设平衡盘关闭时(轴向间隙为0)，平衡鼓与平衡盘所产生的平衡力为转子轴向力的L倍，则LF=力的L倍，则LF=EF+nKdAP(a—r2)(2)由h(1)式可改写成r2)/Rh2—、)，可改写成(L-E)F=nKdAP(a/Rh2(1-E)F=nK△P(a(3)dRh2可求得压差系数K=(1-E)/(L-E)为使平衡盘偏离设'计位置，轴向间隙小于设计间隙时有适当富裕量，取L=1.8〜2.3，通常取LN2。由轴向力可求得平衡盘内半径Rn=C(LF/(nAP)+rh2)0.5C=(1/a)0.5平衡盘外半径R=(1.2〜1.4)R平衡盘轴向间隙长度l=(0.2〜0.4)R10.3.5双平衡鼓+止推轴承平衡轴向力n双平衡鼓实质上就是在平衡鼓与平衡盘联合结构上，在平衡盘外径上增加一道径向间隙，使平衡盘起到部分平衡鼓的作用，这样可以使轴向间隙进一步加大，减少平衡盘的磨损和降低轴向间隙对装配的要求。平衡力的计算平衡盘上的平衡力P可看作由三部分组成：P;P;P;p1是由平衡盘(大鼓)内径至平衡盘外径由压力差aP2产生的力，'p=/rw2nRdRAP=(1/3)nAP[(1-Q)(R2+RR—2R2)]rlRNXXWWnn式中中=◎'+中”(R/RW)+(R2/Rw2))+(1+入是轴向间隙进口处的压力降系数=(1+0.5n)/[(0.5n(入lo/2b)l/2b)(R/R)(b/b)]200wwnW0w

中”是轴向间隙出口处由外园间隙bw损失产生的压力降系数中”=(1+入l/2b)[(R/R)(b/b)]2/[(0.5n(入l/2b)(R/R)+(R2/、、w,w,n、W—0w00nWnR2))+(1+入l/2b)((R/R)(b/b))2]Ww.wnW0w上式的分母为轴向间隙的进口至外园间隙bw出口各部分损失系数之和，其中：0.5n为平衡盘轴向间隙b进口损失系数nW(1+入l/2b)((R/R)(b/b))2为平衡盘外园间隙b出口沿程损(入l/2b)(R/R)为平衡0盘轴向间隙b沿程损失系数(R2/(R/RW)+(R2/Rw2))+(1+入nW(1+入l/2b)((R/R)(b/b))2为平衡盘外园间隙b出口沿程损平衡盘的泄漏量2Wnq=p°Dnb)(2gAp/pg)0.5p=1/[(0.5n+((入L)/2b)/(R2/R2))+(1+入l/2b)((R/R)(b/b))2]0200nwwwnW0w0.510.4径向力及其平衡径向力产生原因在具有螺旋型压水室的泵中，由于压水室是按设计流量设计的，在设计流量工况下，叶轮周围压水室中的速度和压力是均匀的和轴对称的，作用在叶轮上的合力理论上为0，但当流量偏离设计流量时，破坏了压力沿轴对称分布的条件，产生了径向力。当流量小于设计流量时，压水室中的速度从隔舌开始越来越小，从叶轮内流出的液体速度下降到压水室的速度，把它的一部分动能转换成压能，使压水室内的压力逐渐增加，另一方面，流入压水室的叶轮出口的绝对速度反而增加且方向相反，此液流和压水室中的液流相遇时，因大小和方向不同产生撞击，通过撞击，从叶轮内流出的液体速度下降到压水室中的速度，把它的一部分动能转换成压力能，使压水室内的液体压力上升，因此，从隔舌开始到扩散管进口的流动中，压水室内液体在向前流动中不断受到叶轮液体的冲击，不断增加压力，使压水室内压力从隔舌开始，不断上升，合力P的方向大约与隔舌成90°。在流量大于设计流量时，压水室中液体流速不断增加，压力从隔舌开始不断减小，力的方向指向隔舌相反方向。另一方面，从叶轮流出液体的动反力对叶轮的作用，叶轮周围压水室中的压力，对液体流出叶轮起阻碍作用，由于压水室的压力不轴对称，液体流出叶轮的速度也不轴对称，压力大的地方流速小，压力小的地方流速大，方向与叶轮出口绝对速度方向相反，