第10講：軸向力徑向力及平衡軸向力產(chǎn)生的原因.泵在運轉(zhuǎn)時，葉輪前后蓋板壓力不對稱產(chǎn)生軸向力，其力的方向指向吸入口方向。.動反力：液體從吸入口到排出口改變方向時作用在葉片上的力，該力指向葉輪后面。.泵內(nèi)葉輪進(jìn)口壓力與外部大氣壓不同在軸端和軸臺階上產(chǎn)生的軸向力。.立式泵轉(zhuǎn)子重量引起的軸向力，力的方向指下面。.其它因素：泵腔內(nèi)的徑向流動影響壓力分布；葉輪二側(cè)密封環(huán)不同產(chǎn)生軸向力。軸向力的計算葉輪前后蓋板不對稱產(chǎn)生的蓋板力A1假設(shè)蓋板二側(cè)腔的液體無泄漏流動，并以葉輪旋轉(zhuǎn)角速度之半3/2旋轉(zhuǎn)，則任意半徑R處的壓頭h為：h,=(32/8g)(R22-R2) R2一葉輪外徑半徑假定葉輪進(jìn)口軸面速度與出口軸面速度相等，vm1=vm2,進(jìn)口圓周分速度Vu1=0TOC\o"1-5"\h\z葉輪出口勢揚程Hp=HT-((gHT/u2)2/2g)=HT(1-(gHT//2U/) ”葉輪后蓋板任意半徑處，作用的壓頭差為：h=H-h'=H-(32/8g)(R2-R2)，，/ ppp p 2將上式二側(cè)乘以液體密度p和重力加速度g,并從輪轂半徑積分到密封環(huán)半徑，則得蓋泵軸向力A1=npg(Rm2-Rh2)[Hp-(32/8g)((R22-(Rm2+Rh2)/2))]動反力A2 mA2=pQt(Vmo-Vm3COOa) (N)其中p—流體密度(Kg/m3) Qt-泵理論流量VV3-葉片進(jìn)口稍前和出口稍后的軸面流速an-葉輪出口軸面速度與軸線方向的夾角總的軸向力：A=A1-A2對多級泵：A=(i-1)(AC)+ASi-葉輪級數(shù)AC-次級葉輪軸向力AS-首級葉輪軸向力按上述方法計算得到的軸向力，通常比實際的要小15?20%。對泵吸入口對大氣有壓力的，必須計入軸頭和軸肩園截面上產(chǎn)生的軸向力。對立式泵還應(yīng)計入轉(zhuǎn)子的重量。軸向力的平衡平衡軸向力的主要方法：.采用推力軸承平衡軸向力.用平衡孔平衡軸向力.單級泵采用雙吸葉輪平衡軸向力，多級泵采用葉輪背靠背對稱布置平衡軸向力。.采用背葉輪平衡軸向力.用平衡鼓+推力軸承平衡軸向力.用平衡盤平衡軸向力.用平衡鼓+平衡盤+推力軸承聯(lián)合結(jié)構(gòu)平衡軸向力.用雙平衡鼓平衡軸向力平衡鼓+止推軸承平衡軸向力通常平衡鼓平衡總軸向力的90?95%,余下5?10%的剩余軸向力由止推軸承承受。平衡鼓前后壓差：4P二P-P 3 5. . .P3-平衡鼓刖壓力P3=P2-((32/8g)(R22-RH2))pgP2一末級葉輪出口壓力2P2=P1+|：H1(i—1)+Hp]pg

P-第1級葉輪進(jìn)口壓力H—泵單級揚程 H—末級葉輪勢揚程P1一平衡鼓后壓力P=P+pghP通常取0：5kg/cm2h一平衡回水管阻力損失平衡鼓面積：F=aP(3-R：h)n R一平衡鼓外半徑Rh一輪轂半徑P(KN)平衡盤平衡軸向力.平衡盤的靈敏度平衡盤用于多級泵中自動平衡轉(zhuǎn)子軸向力，一般不設(shè)止推軸承。平衡盤前后壓差：4P=4P+AP=P-P△p-平衡盤徑向間隙壓差ap2=p3-p6P1-末級葉輪后腔壓力P-平衡盤軸向間隙前壓力P-平衡盤后壓力△P2-平衡盤軸向間隙壓差ap]=P4-P6 6平衡盤的靈敏度：k=△P/△P=△P/(AP+AP)K值越小，平衡盤的靈敏度越高，但靈敏度太高：平衡盤的徑向尺寸越大，通常取k=0.3?0.5。.平衡力的計算平衡盤上的平衡力由二部分組成：一部分由徑向間隙直徑R。至平衡盤軸向間隙內(nèi)半徑R園截面上產(chǎn)生的力F=(R2-R2)n△P °第2部分是從平衡盤軸向間隙內(nèi)半徑R到外半徑R截面上產(chǎn)生的力F假定從R1到R2的壓力降按直線規(guī)律變化， 2 2則吃=不(1%)AP2(R2-R1)((R/3)+(2R1/3))Q-進(jìn)口壓降系數(shù)①=AP2'/AlP=(1lg’)/(￡?+(1-B)B(入R/2b)+B2)2 2 2 2.、.1 1 22 2 1軸向間隙進(jìn)口阻力系數(shù)&J=1+&J 根據(jù)實驗&j=0.15?0.25B]=R/R2 入-摩擦阻力系數(shù)入=0.04?0.06 b2—軸向間隙平衡盤的泄漏量：q=p2S2(2gAP2/pg)0.5=pRnb2(2gAP/pg)0.5流量系數(shù)廠=1/(0.5n+((入L)/2b)/(R2/R2))0.5TOC\o"1-5"\h\zn-園角系數(shù) l軸向2間隙長度2 1 23.平衡盤計算方法 2按簡捷計算.由結(jié)構(gòu)定RO按工藝可靠性條件選擇：b=0.2?0.3mmb?=0.1?0.3mm令F=A計算f=3F/nAP1R2 2.選擇R O1R=(1.1?1.15)Rb/R=0.8?1.2/1000R：-葉輪密封環(huán)直徑mR1-平衡盤內(nèi)徑計算B=R/RB=R/R計算過降系數(shù)①=(1+W2,)2/怎2,+B1(1-B)((入2R2)/2b2)+B2)計算靈敏度系數(shù)：k=fB02/(q-3B/1算得的k應(yīng)在0.3?0.5范圍內(nèi)計算泄漏量：q=2nR1db2(2gkAP/g2Pg)0.5&=&2：+2B](1-B])((a￡)/2b2)+Bj)

選&'=0.22A=0.04?0.0622AP=P-P平衡盤設(shè)計時，按級數(shù)最少的情況計算平衡盤尺寸：按級數(shù)最多時計算泄漏量，通常泄漏量為額定流量的4?10%,但高揚程小流量泵可能高達(dá)20%。計算徑向間隙長度：L1L=(2b/A)((1-K)/K)&(B2/B2)-1-&?)通常取A=0.04?0.06&1’=0.3?0.5如果求得的L0不發(fā)揮結(jié)構(gòu)要求，應(yīng)重新1改變R、b/R10.3.4平衡鼓+平衡盤+止推軸承平衡軸向力 1 2 2對于這種聯(lián)合結(jié)構(gòu)的軸向力平衡機構(gòu)，通常由平衡鼓平衡總軸向力的50?90%,最多可到95%,推力軸承一般只承受5%以下的軸向力，增加平衡鼓的平衡力，有利于減小平衡盤的尺寸和增加軸向間隙，減少平衡盤的磨損。在計算平衡盤尺寸時，不考慮推力軸承平衡的軸向力，保證泵在推力軸承損壞的情況下，平衡盤仍有足夠大的軸向間隙，使平衡盤能正常工作。.平衡鼓尺寸的計算平衡鼓平衡的軸向力為：F「EF=n△P(R2—t2)式中E=0.5?0.95dRh平衡鼓半徑hrh輪轂半徑平衡鼓半徑R=((EF/n△P)h+r2)0.5hTOC\o"1-5"\h\z.聯(lián)合結(jié)構(gòu)平錨盤尺寸的確定 h假設(shè)平衡鼓平衡后剩余的軸向力均由平衡盤平衡，平衡盤的壓差系數(shù)為K,平衡盤內(nèi)半徑為R,軸向間隙為外，則平衡盤的平衡力為： dP=n△P(aR2——)=nK△P(aR2—r2) (1)a一平衡力素數(shù)ha=《1/3)(1-,)((R2/R2)+(R/R)中一軸向間隙進(jìn)口壓力降系數(shù) WnWnQ=(1+0.5n)/(0.5n(入l/2b)(R/R)+(R2/R2))此時總的平衡力為平衡鼓加平衡盤的平智力:WF=EF+nWK△P(aR2—r2)設(shè)平衡盤關(guān)閉時(軸向間隙為0),平衡鼓與平衡盤所產(chǎn)生的平福力為1轉(zhuǎn)子軸向力的L倍，則LF=EF+n^^P(a'R^—r^),可改寫成(L-E)F=n^^P(a'R^—r^)——(2)由(1)式可改寫成(1-E)F=nK△P(aR2—r2) 2 h--h (3)可求得壓差系數(shù)K=(1-E)/(L-E)hh為使平衡盤偏離段計位置，軸向間隙小于設(shè)計間隙時有適當(dāng)富裕量，取L=1.8?2.3,通常取LN2。由軸向力可求得平衡盤內(nèi)半徑Rn=C(LF/(n△P)+rh2)0.5C=(1/a)0.5平衡盤外半徑R=(1.2?1.4)R平衡盤軸向間襤長度l=(0.2、0.4)R0.3.5雙平衡鼓+止推軸承平衡軸向力 n雙平衡鼓實質(zhì)上就是在平衡鼓與平衡盤聯(lián)合結(jié)構(gòu)上，在平衡盤外徑上增加一道徑向間隙，使平衡盤起到部分平衡鼓的作用，這樣可以使軸向間隙進(jìn)一步加大，減少平衡盤的磨損和降低軸向間隙對裝配的要求。

△P2DnM)呼衡的力Dh至)n△P2DnM)呼衡的力Dh至)n平衡的力平衡鼓平衡的力1.平衡力的計算平衡盤上的平衡力P可看作由三部分組成：P；P；P；P1是由平衡盤(大鼓)內(nèi)徑至平衡盤外徑由壓力差△，產(chǎn)生的力，)=/rw2nRdR△P=(1/3)n△P[(1-Q)(R2+R2R-2R2)]式中中"q，+q"X X WWnn①'是軸向間隙進(jìn)口處的壓力降系數(shù)，=(1+0.5n)/[(0.5n(入lo/2bo)(R/Rw)+(R2/Rw2))+(1+入l/2b)(R/R)(b/b)]2 0 0nWnW wwn”是軸向間隙出口處由外園間隙bw損失產(chǎn)生的壓力降系數(shù)q”=(1+入l/2b)[(R/R)(b/b)]2/[(0.5n(入l/2b)(R/R)+(R2/R2)),ww、n,W0、，w 00nW nW+(1+入l/2b)((R/R)(b/b))2]上式的分母為軸向間隙的進(jìn)口至外園間隙bw出口各部分損失系數(shù)之和，其中：0.5n為平衡盤軸向間隙b進(jìn)口損失系數(shù)(入l/2b)(R爾)為平彳身盤軸向間隙b沿程損失系數(shù)(R2/0R2)為平衡盤軸向間隙出口拐彎捕失系數(shù)(1+入l/2b)((R/R)(b/b))2為平衡盤外園間隙b出口沿程損失系數(shù)如果b很大，幾乎可以認(rèn)為q'=0,q"=1,q=q'+q”=1則平衡盤的平衡力P=n△P(R2-R2),這時平衡盤就變成了平衡鼓。2.平衡盤的泄漏量 2Wnq=p°Dnbj2g△P2/pg)0.5p0=1/[00.5n+((入J。)/2b0)/(R2n/R2))+(1+入l/2b)((Rn/RW)(b/b))2]0.510.4徑向力及其平衡.徑向力產(chǎn)生原因在具有螺旋型壓水室的泵中，由于壓水室是按設(shè)計流量設(shè)計的，在設(shè)計流量工況下，葉輪周圍壓水室中的速度和壓力是均勻的和軸對稱的，作用在葉輪上的合力理論上為0,但當(dāng)流量偏離設(shè)計流量時，破壞了壓力沿軸對稱分布的條件，產(chǎn)生了徑向力。當(dāng)流量小于設(shè)計流量時，壓水室中的速度從隔舌開始越來越小，從葉輪內(nèi)流出的液體速度下降到壓水室的速度，把它的一部分動能轉(zhuǎn)換成壓能，使壓水室內(nèi)的壓力逐漸增加，另一方面，流入壓水室的葉輪出口的絕對速度反而增加且方向相反，此液流和壓水室中的液流相遇時，因大小和方向不同產(chǎn)生撞擊，通過撞擊，從葉輪內(nèi)流出的液體速度下降到壓水室中的速度，把它的一部分動能轉(zhuǎn)換成壓力能，使壓水室內(nèi)的液體壓力上升，因此，從隔舌開始到擴散管進(jìn)口的流動中，壓水室內(nèi)液體在向前流動中不斷受到葉輪液體的沖擊，不斷增加壓力，使壓水室內(nèi)壓力從隔舌開始，不斷上升，合力P的方向大約與隔舌成90°。在流量大于設(shè)計流量時，壓水室中液體流速不斷增加，壓力從隔舌開始不斷減小，力的方向指向隔舌相反方向。另一方面，從葉輪流出液體的動反力對葉輪的作用，葉輪周圍壓水室中的壓力，對液體流出葉輪起阻礙作用，由于壓水室的壓力不軸對稱，液體流出葉輪的速度也不軸對稱，壓力大的地方流速小，壓力小