軸向力徑向力及平衡

第10講：軸向力徑向力及平衡軸向力產生的原因.泵在運轉時，葉輪前后蓋板壓力不對稱產生軸向力，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。.泵內葉輪進口壓力與外部大氣壓不同在軸端和軸臺階上產生的軸向力。.立式泵轉子重量引起的軸向力，力的方向指下面。.其它因素：泵腔內的徑向流動影響壓力分布；葉輪二側密封環(huán)不同產生軸向力。軸向力的計算葉輪前后蓋板不對稱產生的蓋板力A1假設蓋板二側腔的液體無泄漏流動，并以葉輪旋轉角速度之半3/2旋轉，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口軸面速度與出口軸面速度相等，vm1=vm2,進口圓周分速度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生的軸向力。對立式泵還應計入轉子的重量。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+推力軸承聯合結構平衡軸向力.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子軸向力，一般不設止推軸承。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半徑R園截面上產生的力F=(R2-R2)n△P °第2部分是從平衡盤軸向間隙內半徑R到外半徑R截面上產生的力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-進口壓降系數①=AP2'/AlP=(1lg’)/(￡?+(1-B)B(入R/2b)+B2)2 2 2 2.、.1 1 22 2 1軸向間隙進口阻力系數&J=1+&J 根據實驗&j=0.15?0.25B]=R/R2 入-摩擦阻力系數入=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流量系數廠=1/(0.5n+((入L)/2b)/(R2/R2))0.5TOC\o"1-5"\h\zn-園角系數 l軸向2間隙長度2 1 23.平衡盤計算方法 2按簡捷計算.由結構定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-平衡盤內徑計算B=R/RB=R/R計算過降系數①=(1+W2,)2/怎2,+B1(1-B)((入2R2)/2b2)+B2)計算靈敏度系數：k=fB02/(q-3B/1算得的k應在0.3?0.5范圍內計算泄漏量：q=2nR1db2(2gkAP/g2Pg)0.5&=&2：+2B](1-B])((a￡)/2b2)+Bj)

選&'=0.22A=0.04?0.0622AP=P-P平衡盤設計時，按級數最少的情況計算平衡盤尺寸：按級數最多時計算泄漏量，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)揮結構要求，應重新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對于這種聯合結構的軸向力平衡機構，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.聯合結構平錨盤尺寸的確定 h假設平衡鼓平衡后剩余的軸向力均由平衡盤平衡，平衡盤的壓差系數為K,平衡盤內半徑為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ha=《1/3)(1-,)((R2/R2)+(R/R)中一軸向間隙進口壓力降系數 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)設平衡盤關閉時(軸向間隙為0),平衡鼓與平衡盤所產生的平福力為1轉子軸向力的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K=(1-E)/(L-E)hh為使平衡盤偏離段計位置，軸向間隙小于設計間隙時有適當富裕量，取L=1.8?2.3,通常取LN2。由軸向力可求得平衡盤內半徑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雙平衡鼓實質上就是在平衡鼓與平衡盤聯合結構上，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)內徑至平衡盤外徑由壓力差△，產生的力，)=/rw2nRdR△P=(1/3)n△P[(1-Q)(R2+R2R-2R2)]式中中"q，+q"X X WWnn①'是軸向間隙進口處的壓力降系數，=(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損失產生的壓力降系數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口至外園間隙bw出口各部分損失系數之和，其中：0.5n為平衡盤軸向間隙b進口損失系數(入l/2b)(R爾)為平彳身盤軸向間隙b沿程損失系數(R2/0R2)為平衡盤軸向間隙出口拐彎捕失系數(1+入l/2b)((R/R)(b/b))2為平衡盤外園間隙b出口沿程損失系數如果b很大，幾乎可以認為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.徑向力產生原因在具有螺旋型壓水室的泵中，由于壓水室是按設計流量設計的，在設計流量工況下，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,但當流量偏離設計流量時，破壞了壓力沿軸對稱分布的條件，產生了徑向力。當流量小于設計流量時，壓水室中的速度從隔舌開始越來越小，從葉輪內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換成壓能，使壓水室內的壓力逐漸增加，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生撞擊，通過撞擊，從葉輪內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換成壓力能，使壓水室內的液體壓力上升，因此，從隔舌開始到擴散管進口的流動中，壓水室內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