轴向力径向力及平衡难点.docVIP

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ω/2旋转，则任意半径R处的压头h‘为：h‘＝（ω2/8g）（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，Vm1＝Vm2， 进口圆周分速度Vu1＝0 叶轮出口势扬程HP=HT－（（g HT/u2）2/2g）= HT （1－（g HT//2u22） 叶轮后盖板任意半径处，作用的压头差为：h＝HP－h‘＝HP－（ω2/8g）（R22－R2） 将上式二侧乘以液体密度ρ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A1＝πρg(Rm2－Rh2)［HP－（ω2/8g）（（R22－（Rm2＋Rh2）/2））］ 10.2.2 动反力A2 A2=ρQt（Vmo－Vm3COOα） （N） 其中ρ－流体密度 （Kg/m3） Qt－泵理论流量 Vmo Vm3 －叶片进口稍前和出口稍后的轴面流速 α－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）+ AS i－叶轮级数 AC－次级叶轮轴向力 AS－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－（(ω2/8g)(R22-RH2)）ρg P2－末级叶轮出口压力 P2＝P1＋［H1(i－1)＋HP］ρg P1-第1级叶轮进口压力 H1－泵单级扬程 HP－末级叶轮势扬程 P5－平衡鼓后压力 P5＝P1＋ρgh P5 通常取0.5 kg/cm2 h－平衡回水管阻力损失 平衡鼓面积：F=△P(R12-R2h)π R1－平衡鼓外半径 Rh －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=△P1＋△P2＝P3－P6 P1－平衡盘径向间隙压差 △P1＝P3－P4 P3 －末级叶轮后腔压力 P4－平衡盘轴向间隙前压力 P6 －平衡盘后压力 △P2－平衡盘轴向间隙压差 △P2＝P4－P6 平衡盘的灵敏度：k＝△P2/△P=△P2/(△P1＋△P2) 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。 2.平衡力的计算 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R1园截面上产生的力F1=( R12-R2O) π△P2 第2部分是从平衡盘轴向间隙内半径R1到外半径R2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， 则F2＝π（1-φ）△P2（R2 －R1）（（R2/3）+(2 R1/3）R1db2（2gk△P/ξ2ρg）0.5 ξ2＝ξ2’+ B1(1- B1)( (λ2R2)/2 b2)+ B12） 选ξ2’＝0.2 λ2＝0.04～0.06 △P＝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 b1/λ1)((1-K)/K) ξ