軸向力徑向力及平衡

1、第10 講：軸向力徑向力及平衡10.1軸向力產(chǎn)生的原因1. 泵在運(yùn)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。2. 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。3. 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。4. 立式泵轉(zhuǎn)子重量引起的軸向力，力的方向指下面。5. 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。10.2軸向力的計(jì)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=( 3/8g ) ( R22- R2)R2 葉輪外徑半徑處

2、的壓頭 h 為： h 2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Vui = 0葉輪出口勢揚(yáng)程HP =H T ( g H T /u 2 ) 2/2g ) = H T ( 1( g H T /2u 22 )葉輪后蓋板任意半徑處，作用的壓頭差為：h = HP h = HP (W2/8g ) (R22 R2)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Ai =np(Rm2 Rh2 ) HP ( 32 /8g ) ( R22 ( Rm2+ Rh2) /2 )動反力A2A2= pQ t (Vmo Vm3COO a) ( N )其

3、中 p流體密度 ( Kg/m 3)Qt 泵理論流量Vmo Vm3 葉片進(jìn)口稍前和出口稍后的軸面流速a葉輪出口軸面速度與軸線方向的夾角- 可編輯修改-總的軸向力：A= A 1A2對多級泵： A =( i 1) ( Ac)+ As i 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(jì)算得到的軸向力，通常比實(shí)際的要小15? 20%。對泵吸入口對大氣有壓力的，必須計(jì)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(jì)入轉(zhuǎn)子的重量。10.3 軸向力的平衡平衡軸向力的主要方法：1. 采用推力軸承平衡軸向力2. 用平衡孔平衡軸向力3. 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

4、向力。4. 采用背葉輪平衡軸向力5. 用平衡鼓 +推力軸承平衡軸向力6. 用平衡盤平衡軸向力7. 用平衡鼓 +平衡盤 +推力軸承聯(lián)合結(jié)構(gòu)平衡軸向力8. 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：P=P 3-P5P3-平衡鼓前壓力P3= P2 ( (32 /8g)(R 22-R H2)pg-可編輯修改 -P2 末級葉輪出口壓力P2= P1 +H1(i 1) + Hpp gP -第 1 級葉輪進(jìn)口壓力H- 泵單級揚(yáng)程HP-末級葉輪勢揚(yáng)程11-可編輯修改 -P5 平衡鼓后壓力P5 = Pi+

5、pghP5 通常取 0.5 kg/cm 2h平衡回水管阻力損平衡鼓面積： F= (R i2 -R2h) nR1平衡鼓外半徑Rh 輪轂半徑平衡盤平衡軸向力1. 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：P= ZPl +°2= P3 P6 Pl 平衡盤徑向間隙壓差汨 1 = P3 P4P3 - 末級葉輪后腔壓力P4- 平衡盤軸向間隙前壓力P6 - 平衡盤后壓力 °2平衡盤軸向間隙壓差°2= P4 P6平衡盤的靈敏度： k =仲 2/汨二 °2/( 1°+ AP2 )K 值越小，平衡盤的靈敏度越高，但靈敏度

6、太高，平衡盤的徑向尺寸越大，通常取k = 0.3 ? 0.5 o2. 平衡力的計(jì)算-可編輯修改 -P2P4平衡盤上的平衡力由二部分組成：一部分由徑向間隙直徑Ro 至平衡盤軸向間隙內(nèi)半徑 Ri 園截面上產(chǎn)生的力Fi=( R 12 -R2o) n/ p2第 2 部分是從平衡盤軸向間隙內(nèi)半徑Ri 到外半徑 R2 截面上產(chǎn)生的力F2假定從 Ri 到 R2 的壓力降按直線規(guī)律變化，則 F2 =n(i- ?)Z P2 (R2 Ri) ( R 2/3 ) +(2 R i/3 )卜進(jìn)口壓降系數(shù) ( t=A P2 /仲 2 =(1 +傘 ) /( M +(1 Bi) Bi (A2 R2/2b 2)+ Bi2 )

7、軸向間隙進(jìn)口阻力系數(shù)E n' = i +$'根據(jù)實(shí)驗(yàn) E2'二 O.i5 ? 0.25Bi = Ri/ R 2入摩擦阻力系數(shù)入 =0.04 ? 0.06 b 2 軸向間隙平衡盤的泄漏量： q =u2S2( 2g 仲 2/ pg) 5°=坨 Di 冗 b2( 2g 2/ pg) 5 °流量系數(shù)陀 =i/(0.5 n+(臉匕 ) /2 b 2)/ (R 2i/ R22 )0.5n-園角系數(shù)L2 軸向間隙長度3. 平衡盤計(jì)算方法按簡捷計(jì)算1).由結(jié)構(gòu)定 RO- 可編輯修改 -P2按工藝可靠性條件選擇：bi = 0.2? 0.3mmb2= 0.1 ? 0.3

8、mm- 可編輯修改 -令 F=A 計(jì)算 f = 3F/ n/P R2O2). 選擇 R1Ri =( 1.1 ? 1.15 ) Rmb2/ R 2=0.8 ? 1.2/1000Rm -葉輪密封環(huán)直徑R1- 平衡盤內(nèi)徑0O/ R211/ R2計(jì)算 B=RB =R計(jì)算壓降系數(shù) ?=( 1 +$ /( &+ B1(1- B1)( &R) /2 b2) + B12) 計(jì)算靈敏度系數(shù)： k = f''2BO2/( t-3 B o2)算得的 k 應(yīng)在 0.3? 0.5 范圍內(nèi)計(jì)算泄漏量： q = 2 冗 R1db 2 ( 2gk 直pg)5°$=字'+ B

9、1(1- B 1)( ( PR2) /2 b 2)+ B 12)選傘 =0.22= 0.04 ?0.06仲二 P3 P6平衡盤設(shè)計(jì)時，按級數(shù)最少的情況計(jì)算平衡盤尺寸，按級數(shù)最多時計(jì)算泄漏量，通常泄漏量為額定流量的4? 10，但高揚(yáng)程小流量泵可能高達(dá)20。 計(jì)算徑向間隙長度：L1L1 =(2 b 1/ 入 1) (1-K)/K) 字(B02/ B12 )-1-)通常取入 1 = 0.04 ? 0.06& ' = 0.3? 0.5 如果求得的 L1 不發(fā)揮結(jié)構(gòu)要求，應(yīng)重新改變R1 、b2/ R2平衡鼓 +平衡盤 +止推軸承平衡軸向力對于這種聯(lián)合結(jié)構(gòu)的軸向力平衡機(jī)構(gòu)，通常由平衡鼓平衡

10、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(jì)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。- 可編輯修改-P21. 平衡鼓尺寸的計(jì)算平衡鼓平衡的軸向力為： Fd = EF= n/P(Rh2 rh2)式中 E=0.5 ? 0.95Rh 平衡鼓半徑rh 輪轂半徑平衡鼓半徑 Rh=( (EF/ 冗尼 ) + r h2) °52. 聯(lián)合結(jié)構(gòu)平衡盤尺寸的確定假設(shè)平衡鼓平衡后剩余的軸向力均由平衡盤平衡，平衡盤的

11、壓差系數(shù)為Kd，平衡盤內(nèi)半徑為 Rn，軸向間隙為 bo, 則平衡盤的平衡力為：P= nZ& 2( aR h2 rh2)=冗 KdaR h2 rh2 )- (1)a平衡力系數(shù)a=1/3)(1- 心( RW2/R n2 ) + (Rw/Rn)?軸向間隙進(jìn)口壓力降系數(shù)?=( 1 + 0.5 n)/(0.5 n(b/2b ) (R n /R w)+(R n2 / Rw2 )此時總的平衡力為平衡鼓加平衡盤的平衡力：F= EF+ 冗 Kd M(ORh2 rh2 )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)生的平衡力為轉(zhuǎn)子軸向力的L倍，則 LF= EF+ 冗 K H/Rh),可改寫成

12、( L-E/daRh r) 2)dh2 r2F=冗 K°(/2h2- 可編輯修改 -P2由(1)式可改寫成 ( 1-E /F= 冗 Kd D(aR h2 rh2) - -(- 可編輯修改 -可求得壓差系數(shù)Kd = (1-E)/(L-E)為使平衡盤偏離設(shè)計(jì)位置，軸向間隙小于設(shè)計(jì)間隙時有適當(dāng)富裕量，取L=1.8 ? 2.3 ,通常取 L >2。由軸向力可求得平衡盤內(nèi)半徑Rn = C ( LF/ (n/P)+ rh2 ) 。5c=( 1/ a0 ,5平衡盤外半徑RW = ( 1.2 ? 1.4)Rn平衡盤軸向間隙長度lo =( 0.2? 0.4) Rn雙平衡鼓 +止推軸承平衡軸向力雙

13、平衡鼓實(shí)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。-可編輯修改 -P2（f）”ZP2PIDi 至 DW 平衡的力Dh 至 Dn 平衡的力平衡鼓平衡的力D1. 平衡力的計(jì)算平衡盤上的平衡力P 可看作由三部分組成：P1; P2; P3;Pl 是由平衡盤 ( 大鼓 ) 內(nèi)徑至平衡盤外徑由壓力差P2 產(chǎn)生的力，Pi = /RW RN 2 nRdR x=(1/3)n/Px ( 1- ?) ( RW 2 + RW Rn 2 R n2)式中 ?=?/+? ”是軸向間隙進(jìn)口處的壓力

14、降系數(shù)?/= ( 1 + 0.5 n)/ (0.5 n ( 刀 o/2b o) (Rn /Rw)+(R n2/ RW 2 ) )+ (1+ /l w/2b w)( R n/Rw)(b0/b w)2?”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)?”=(1+ Al w/2b w) ( R n/ Rw)(b o/bw) 2 / (0.5 n (A lo/2b o/ (Rn /RW )+(R n2/ RW 2/ )-可編輯修改-+ (1+ /l w/2b w) ( ( Rn/ R w)(b 0/b w)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

15、平衡盤軸向間隙b0 進(jìn)口損失系數(shù)(A l0/2b 0/(Rn /RW)為平衡盤軸向間隙b0 沿程損失系數(shù)(Rn2 / RW 2 / 為平衡盤軸向間隙出口拐彎損失系數(shù)(1+ /l w/2b w) ( ( R n/ R w)(b0/bw)/2 為平衡盤外園間隙bw 出口沿程損失系數(shù)如果 b 0 很大，幾乎可以認(rèn)為 ? / =0 ,? ”= 1 ,? = ?/+?”=1則平衡盤的平衡力P=冗尼 2 ( RW 2 Rn2) ，這時平衡盤就變成了平衡鼓2. 平衡盤的泄漏量q= p0 Dn 冗 b0( 2g °2/ pg) 0.5-可編輯修改-= 1/ (0.5 n+(臉 L )/2 b )/

16、(R2/ R2)+(1+Al /2b) (R / R)(b /b )5P0oonwwwnwo w2°10.4徑向力及其平衡1. 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(jì)流量設(shè)計(jì)的，在設(shè)計(jì)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(jì)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(jì)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

17、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(kuò)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(jì)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，壓力小的地方流速大，方向與葉輪出口絕對速度方向相反，動反力引起的徑向力R 的方向大致壓力引起的徑向力P 反時針旋轉(zhuǎn) 90。，在小流量時大約指向隔舌，大流量時指向