第9节 离心泵的轴向力及其平衡
离心泵叶轮(双吸式除外)工作时，由于其形状与液体流动的不对称性而产生的沿泵轴线方向作用的力称为轴向推力，简称轴向力，用F表示。离心泵轴向力常使泵轴偏离原定位置，直接事故是平衡盘等平衡机构损坏，间接使轴承、轴封损坏。由轴向力引起的故障占泵总故障的3％～4％，常导致泵机组被迫停车。现以图2-24所示单级单吸式离心泵叶轮为例说明轴向力的产生及其计算方法。 一、泵轴向力的形成
由于入口侧压力与背面压力不同，和前后两侧液体密封泄漏不相同等因素，使叶轮两侧 盖板压力分布也不相同，因此对于单吸离心式叶轮，必然产生一个指向入口方向的力称为轴
向力F1。液体流入叶轮入口和从
叶轮出口流出流体，流动速度大小
和方向均发生变化，这种速度变化产生一种动反力F2，此力也是轴向力，但方向与F1相反。(对于立式结构的泵，整个转子的重量也是轴向的重力，方向指向下)离心泵轴向力就是由于各种力的合力而造成的。对于多级泵，则是各级轴向力的总和。
图2—24 轴向力的形成
二、轴向力的计算(闭式叶轮) 1．叶轮轴向力F1的计算
由于液体在泵体内受叶轮旋转的影响，随同叶轮一起旋转。但是这种液体旋转的速度与叶轮本身的旋转速度是不同步的。前后盖板上的压力可近似地认为按抛物线规律分布，它的压力分布如图2—24所示，如忽略密封处泄漏的影响，认为对于单级叶轮，前盖板a，b，c，d与后盖板e，f，g，h的压力大小相等，方向相反，剩余的轴向力为F1，则；
R 2——叶轮外径的半径，m； Rmi——叶轮密封环半径，m；
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rh——叶轮轮毂半径，m； ρ——液体密度，kg／m； g——重力加速度，m／s； U——叶轮外径圆周速度，m／s。
在公式的计算中，还忽略了液体的径向流动，以及对多级泵叶轮，出口与导叶入口的不 对中引起的压力分布不均因素。但是在生产实际中，该式的计算已足够精确了。 2．动反力F2的计算
动反力如图2—25所示，计算公式为：
3．总轴向力
单级泵总轴向力计算公式如下： F=F1一F2
多级泵总轴向力计算公式如下： F=∑(F1一F2)i
图2—25 计算动反作用力中又λ2角示意图 式中 i——多级泵叶轮级数。
4．总轴向力的经验公式
目前对离心式叶轮轴向力粗略的计算，可以采用下式 F=KHi
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rπ(Rm2一rh2)i
式中 Hi——单级叶轮扬程，m； K——实验系数，如表2—2所示： 表2一2实验系数K NS K
30～100 120～220 240～280 0.6 O．7 O．8
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三、轴向力平衡
当离心泵叶轮产生的轴向力较大时，如果全都作用于轴承上，轴承难以承受。因此，诮 除或减小轴向力是保证离心泵安全运行的必要 措施之一。
1．单级离心泵轴向力平衡方法
(1)采用双吸叶轮 如图2-26a所示，双吸叶轮由于其外形和液体流动方向均为左右对称，所以理论上不会产生轴向力，但由于制造质量及叶轮两侧液体流动的差异，仍可能有较小的轴向力产生。除了消除轴向力的目的之外，采用双吸叶轮还可以减小泵的允许汽蚀余量。
(2)开平衡孔 图2-26b为叶轮轮盘上靠近轮毂的地方对称地钻几个小孔，并在泵壳与轮盘上半径为
rmi
处设置密封
图2－26单级离心泵轴向力平衡方法
环，使叶轮半径rmi以内的两侧液体压力
a一双吸叶轮，b一平衡孔，c—平衡管 d一径向筋片
差大大减小，起到减小轴向力的作用．这种方法简单、可靠。但是，开孔液体扰乱
了叶轮入口液体主流，增大了水力损失，使泵的总效率降低。这种方法在单级单吸离心泵中应用较多，
(3)采用平衡管 将叶轮轮盘外侧靠近轮毂的高压腔与离心泵的吸入侧用管予连接起
来，使密封环半径rmi以内叶轮两侧的压力接近相等，从而消除轴向力，如图2-26c所示。这种方法的优点与平衡孔法相似。平衡管法回流到叶轮入口的液体与入口主流方向基本上一 致，对主流干扰小。有些离心泵中平衡孔与平衡管并用，可得到较好的平衡效果。平衡管法 的缺点也是降低了泵的效率。
(4)设置径向筋片 图6-10d为在叶轮轮盘外侧设置径向筋片以平衡轴向力的结构示意图。设置径向筋片后，该处空腔内液体被径向筋片带动、以接近叶轮旋转速度的速度旋转， 出于离心力的作用，使此空腔内液体压力降低。如图2-27所示，EFG为未设筋片前盖板外 侧的压力降曲线，EFK为设筋片以后的压力降曲线。如果筋片的尺寸、筋片与泵壳间的间 隙大小设计得当，可使设计工况下的轴向力完全消除。其缺点是有附加功率损耗。径向筋片的数目，小泵可为4条，大泵为6条。
对于单级单吸悬臂式离心泵来 说，采用平衡孔、平衡管或径向筋片等方法平衡轴向力时，由于轴封处压力降低，还改善了轴封装置的工作条件。
(5)采用止推轴承 当用上述 方法均不能完全消除轴向力时，可图2—27 径向筋片平衡轴向力原理 采用机械平衡方法，即用止推轴承
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来承受剩余轴向力。
2．多级离心泵轴向力平衡方法 分段式多级离心泵的轴向力是各级叶轮轴向力的叠 加，其数值很大，有的高达几百kN。如此之大的轴向力不可能完全由轴承来承受，必须采取有效的平衡措施。主要方法有：
(1)叶轮对称排列法 将多级离心泵的每两个叶轮以相反的方向对称地安装在同一泵 轴上，使每两个叶轮所产生的轴向力互相抵消，如图2一28所示。利用这种方法平衡轴向力能获得良好的效果，但仅适用予中开式且级数为偶数的多级离心泵。当级数为奇数时，可将第一级设计成双吸式叶轮。这种方法的缺点是级间流道比较长，而且往复交错，使泵壳的结构变得复杂、造价较贵。另外，由于各级间泄漏的不同，轴向力也不可能完全平衡，仍需用止推轴承承受剩余轴向力；
(2)采用平衡鼓 在分段式多级离心泵最末级的后面，装设一个随轴旋转的平衡鼓如图2－29所示。平衡鼓的外径圆柱面与泵壳体间有一不变的径向问隙b。平衡鼓的左侧是高压
图2一28 叶轮的对称排列 图2一29 平衡鼓 l－末级叶轮；2一平衡鼓；3一低压室； 4一平衡管
室A，室内的压力pA。接近于末级叶轮出口的压力。平衡鼓的右侧是低压室c，有平衡管将低压室与泵的入口连通，使低压室内的压力Pc接近于泵的入口低压。由于压力差⊿p=pA-Pc作用在平衡鼓的端面上，产生一向右的平衡力T。当平衡鼓的直径和间隙b0 设计得当，可使平衡力T恰与各级叶轮所产生的轴向不平衡力F相抵消。但是，当泵的工况改而引起轴向力F发生变化，或当b0被磨损增大而引起平衡力减小时，平衡就遭到破坏。所以装有平衡鼓的多级离心泵轴上还必须装有能承受轴向力的轴承。 (3)采用平衡盘 如图2－30所示。在分段式多级离心泵末级叶轮的右侧，在轴上固装 着一个随轴旋转的平衡盘，在泵壳上嵌装着一个可更换的平衡座。平衡盘与平衡座之间构成 两个间隙：固定不变的径向间隙b0和可自动调节变化的轴向间隙b。径向间隙b0的右侧是高压室A，其压力PA接近于末级叶轮出口的压力；间隙b0与间隙b之间是平衡室B，其压力PB随间隙b的变化而变化；平衡盘的右侧是低压室C．其压力为PC，由于有平衡管将C室连通泵的吸入口，故PC之值接近于泵的入口低压。当有小量的液体经过间隙b0、
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