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多级泵平衡鼓尺寸的确定与核对 转子轴向力平衡的目的，主要是减少轴向推力，减轻止推轴承的负荷。一般情况下轴向力的70％～90％应通过平衡装置消除，剩余的由止推轴承承担。生产实践证明，保留一定的轴向力有利于止推轴承轴向定位，是提高转子平稳运行的有效措施，因此设计平衡鼓直径时，要充分考虑这一问题。 根据图3所示，当液体流过密封齿(图2)与平衡套构成的间隙和空腔时，液体受到了一次次节流作用，随着液体流经间隙和空腔数量的增多，液体的流速和压降越来越小。如果齿顶间隙过大，密封效果较差，平衡鼓作用减弱；如果过小又会引起平衡鼓与平衡套的摩擦磨损。为了保证泵在任何恶劣的运行条件下，不会再发生平衡鼓磨损和平衡套咬死等设备事故，从密封性能考虑，间隙越小越好，但由于轴的振动热膨胀、加工及装配精度等因素，密封间隙又不能太小。根据经验公式，迷宫密封的径向间隙不小于下值 (因为不锈钢的材质上式系数为1.3) S—密封半径向间隙，mm D—密封部位的公称直径，mm 经计算确定平衡鼓和平衡鼓套之间的径向间隙S=0.26 mm，根据有关资料介绍和相关平衡鼓径向间隙选取情况，此处径向间隙取0.35 mm，梳齿高度δ= 3 mm，梳齿节距π=3 mm。梳齿顶削薄并制成尖角，这样既可减弱平衡鼓的密封梳齿与平衡套相碰的危害，又可降低泄漏量，而圆角的泄漏量大。平衡鼓轴向尺寸为：120.4 mm，迷宫密封共有22个小的密封腔组成。 平衡鼓的工作原理是靠两端的压差产生一个与叶轮相反的轴向力(图1)，平衡鼓的左侧受到末级叶轮后泵腔处的压力作用，平衡鼓的右侧压力为平衡鼓迷宫密封节流后的液体的压力(用平衡管与泵的人口相连)。平衡鼓受到的轴向力F为： 平衡鼓外径D=134 mm；平衡鼓内径d=60 mm； 末级叶轮出口处液体压力： P2 =Po+[H1(i -1)+H]λ Po为泵人口压力0.325MPa末级叶轮后的泵腔处压力P3=P2-λ u流体在叶轮出口处的圆周速度 当转速n=2 980min-1时； 平衡鼓两侧的压力差： △p=[Hl(i-1)+H-]λN／m 由于本泵的转速2 950 2 980，所以可运用上 式计算平衡鼓受到的轴向力F≈F≈3.2×104N 由以上计算可知新的平衡鼓设计理论上是可行的。