第10讲：轴向力径向力及平衡
10.1 轴向力产生的原因
1.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。
2.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。
3.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。
4.立式泵转子重量引起的轴向力，力的方向指下面。
5.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，V m1＝V m2，进口圆周分速度V u1＝0 叶轮出口势扬程H P=H T－（（g H T/u2）2/2g）= H T（1－（g H T//2u22）
叶轮后盖板任意半径处，作用的压头差为：h＝H P－h‘＝H P－（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(R m2－R h2)［H P－（ω2/8g）（（R22－（R m2＋R h2）/2））］10.2.2 动反力A2
A2=ρQ t（V mo－V m3COOα）（N）
其中ρ－流体密度（Kg/m3）Q t－泵理论流量
V mo V m3 －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）（A C）+ A S i－叶轮级数A C－次级叶轮轴向力
A S－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=P
3-P
5
P 3-平衡鼓前压力 P
3
＝P
2
－（(ω2/8g)(R
2
2-R
H
2)）ρg
P
2－末级叶轮出口压力 P
2
＝P
1
＋［H
1
(i－1)＋H
P
］ρg
P 1-第1级叶轮进口压力 H
1
－泵单级扬程 H
P
－末级叶轮势扬程
P 5－平衡鼓后压力 P
5
＝P
1
＋ρgh P
5
通常取0.5 kg/cm2 h－平衡回水管阻力
损失
平衡鼓面积：F=△P(R
12-R2
h
)π R
1
－平衡鼓外半径 R
h
－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=△P
1＋△P
2
＝P
3
－P
6
△ P
1－平衡盘径向间隙压差△P
1
＝P
3
－P
4
P 3－末级叶轮后腔压力 P
4
－平衡盘轴向间隙前压力 P
6
－平衡盘后压力
△P
2－平衡盘轴向间隙压差△P
2
＝P
4
－P
6
平衡盘的灵敏度：k＝△P
2/△P=△P
2
/(△P
1
＋△P
2
)
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R
O
至平衡盘轴向间隙
内半径R
1园截面上产生的力F
1
=( R
1
2-R2
O
) π△P
2
第2部分是从平衡盘轴向间隙内半径R
1到外半径R
2
截面上产生的力F
2
假定从R
1到R
2
的压力降按直线规律变化，
则F
2＝π（1-φ）△P
2
（R
2
－R
1
）（（R
2
/3）+(2 R
1
/3））
φ-进口压降系数φ＝△P2‘/△P2 =(1＋ξ2’)/( ξ2’+(1－B1) B1（λ2R2/2b2）＋B
1
2)
轴向间隙进口阻力系数ξ
Ⅱ’＝ 1＋ξ
2
’根据实验ξ
2
’＝0.15～0.25
B 1＝R
1
/ R
2
λ-摩擦阻力系数λ＝0.04～0.06 b
2
－轴向间隙
平衡盘的泄漏量：q＝μ
2S
2
(2g△P
2
/ρg)0.5=μ
2
D
1
πb
2
(2g△P
2
/ρg)0.5
流量系数μ
2＝1/(0.5η＋（(λ
2
L
2
）/2 b
2
)/ (R2
1
/ R2
2
))0.5
η-园角系数 L2轴向间隙长度3.平衡盘计算方法
按简捷计算
1).由结构定R
O
按工艺可靠性条件选择：b
1＝0.2～0.3mm b
2
＝0.1～0.3mm
令F=A 计算f＝3F/π△P R2
O 2).选择R
1
R 1 ＝（1.1～1.15）R
m
b
2
/ R
2
=0.8～1.2/1000
R m -叶轮密封环直径 R
1
－平衡盘内径
计算B
0=R
O
/ R
2
B
1
=R
1
/ R
2
计算压降系数φ＝（1＋ξ
2’）/(ξ
2
’+ B
1
(1- B
1
)( (λ
2
R
2
)/2 b
2
)+ B
1
2）
计算灵敏度系数：k＝f B
02/(φ-3 B
2) 算得的k应在0.3～0.5范围内
计算泄漏量：q＝2πR
1db
2
（2gk△P/ξ
2
ρg）0.5
ξ
2＝ξ
2
’+ B
1
(1- B
1
)( (λ
2
R
2
)/2 b
2
)+ B
1
2）
选ξ
2’＝0.2 λ
2
＝0.04～0.06 △P＝P
3
－P
6
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：L
1
L 1 =(2 b
1
/λ
1
)((1-K)/K) ξ
2
(B
2/ B
1
2)-1-ξ
1
’) 通常取λ
1
＝0.04～0.06
ξ1’＝0.3～0.5 如果求得的L1不发挥结构要求，应重新改变R1、b2/ R2 10.3.4 平衡鼓＋平衡盘＋止推轴承平衡轴向力
对于这种联合结构的轴向力平衡机构，通常由平衡鼓平衡总轴向力的50～90％，最多可到95％，推力轴承一般只承受5％以下的轴向力，增加平衡鼓的平衡力，有利于减小平衡盘的尺寸和增加轴向间隙，减少平衡盘的磨损。
在计算平衡盘尺寸时，不考虑推力轴承平衡的轴向力，保证泵在推力轴承损坏的情况下，平衡盘仍有足够大的轴向间隙，使平衡盘能正常工作。
1.平衡鼓尺寸的计算
平衡鼓平衡的轴向力为：F
d ＝EF=π△P(R
h
2－r
h
2)
式中E=0.5～0.95 R
h 平衡鼓半径 r
h
轮毂半径
平衡鼓半径R
h ＝（(EF/π△P）+ r
h
2）0.5
2.联合结构平衡盘尺寸的确定
假设平衡鼓平衡后剩余的轴向力均由平衡盘平衡，平衡盘的压差系数为K
d
，平衡
盘内半径为R
n ，轴向间隙为b
，则平衡盘的平衡力为：
P=π△P
2(αR
h
2－r
h
2)＝πK
d
△P(αR
h
2－r
h
2) -------(1)
α－平衡力系数α＝(1/3)(1-φ)（（R W2/R n2）＋（R W/R n）φ－轴向间隙进口压力降系数
φ＝（1＋0.5η）/(0.5η（λl0/2b）(R n /R W)+(R n2/ R W2）)
此时总的平衡力为平衡鼓加平衡盘的平衡力：F= EF+πK
d △P(αR
h
2－r
h
2)
设平衡盘关闭时（轴向间隙为0），平衡鼓与平衡盘所产生的平衡力为转子轴向
力的L倍，则LF= EF+πK
d △P(α＇R
h
2－r
h
2), 可改写成（L-E）F=πK
d
△P(α＇R
h
2
－r
h
2)――（2）
由(1)式可改写成（1-E）F=πK
d △P(αR
h
2－
r
h
2)――――――――――――――――（3）
可求得压差系数K
d
＝(1-E)/(L-E)
为使平衡盘偏离设计位置，轴向间隙小于设计间隙时有适当富裕量，取L=1.8～2.3，通常取L≥2。
由轴向力可求得平衡盘内半径R
n ＝C（LF/（π△P）＋r
h
2）0.5
C＝(1/α)0.5
平衡盘外半径R
W =（1.2～1.4）R
n
平衡盘轴向间隙长度l
0＝（0.2～0.4）R
n
10.3.5 双平衡鼓＋止推轴承平衡轴向力
双平衡鼓实质上就是在平衡鼓与平衡盘联合结构上，在平衡盘外径上增加一道径向间隙，使平衡盘起到部分平衡鼓的作用，这样可以使轴向间隙进一步加大，减少平衡盘的磨损和降低轴向间隙对装配的要求。
1.平衡力的计算
平衡盘上的平衡力P可看作由三部分组成：P
1; P
2
; P
3
;
P 1是由平衡盘（大鼓）内径至平衡盘外径由压力差△P
2
产生的力，
P
1
＝∫RW
RN
2πRdR△P
X
=(1/3) π△P
X
［（1-φ）（R
W
2＋R
W
R
n
－2 R
n
2）］
式中φ＝φ＇＋φ”
φ＇是轴向间隙进口处的压力降系数
φ＇＝（1＋0.5η）/［(0.5η（λl
/2b
）(R
n
/R
W
)+(R
n
2/ R
W
2）)＋(1+λ
l
w
/2b
w
)( R
n
/ R
W
)(b
/b
w
)］2
φ”是轴向间隙出口处由外园间隙bw损失产生的压力降系数
φ”=(1+λl w/2b w)［( R n/ R W)(b0/b w)］2/［(0.5η（λl0/2b0）(R n/R W)+(R n2/
R W 2）)＋(1+λl
w
/2b
w
)（( R
n
/ R
W
)(b
/b
w
))2］
上式的分母为轴向间隙的进口至外园间隙bw出口各部分损失系数之和，其中：0.5η为平衡盘轴向间隙b
进口损失系数
（λl
0/2b
）(R
n
/R
W
)为平衡盘轴向间隙b
沿程损失系数
(R
n 2/ R
W
2）为平衡盘轴向间隙出口拐弯损失系数
(1+λl
w /2b
w
)（( R
n
/ R
W
)(b
/b
w
)）2为平衡盘外园间隙b
w
出口沿程损
失系数
如果b
很大，几乎可以认为φ＇＝0，φ”＝1，φ＝φ＇＋φ”＝1
则平衡盘的平衡力P=π△P
2（R
W
2－R
n
2），这时平衡盘就变成了平衡鼓。
2.平衡盘的泄漏量
q=μ
0D
n
πb
(2g△P
2
/ρg)0.5
μ0＝1/［(0.5η＋（(λ2L0）/2 b0)/ (R2n/ R2w))+(1+λl w/2b w)（( R n/ R W)(b0/b w)）2］0.5
10.4 径向力及其平衡
1.径向力产生原因
在具有螺旋型压水室的泵中，由于压水室是按设计流量设计的，在设计流量工况下，叶轮周围压水室中的速度和压力是均匀的和轴对称的，作用在叶轮上的合力理论上为0，但当流量偏离设计流量时，破坏了压力沿轴对称分布的条件，产生了径向力。当流量小于设计流量时，压水室中的速度从隔舌开始越来越小，从叶轮内流出的液体速度下降到压水室的速度，把它的一部分动能转换成压能，使压水室内的压力逐渐增加，另一方面，流入压水室的叶轮出口的绝对速度反而增加且方向相反，此液流和压水室中的液流相遇时，因大小和方向不同产生撞击，通过撞击，从叶轮内流出的液体速度下降到压水室中的速度，把它的一部分动能转换成压力能，使压水室内的液体压力上升，因此，从隔舌开始到扩散管进口的流动中，压水室内液体在向前流动中不断受到叶轮液体的冲击，不断增加压力，使压水室内压力从隔舌开始，不断上升，合力P的方向大约与隔舌成90°。在流量大于设计流量时，压水室中液体流速不断增加，压力从隔舌开始不断减小，力的方向指向隔舌相反方向。
另一方面，从叶轮流出液体的动反力对叶轮的作用，叶轮周围压水室中的压力，对液体流出叶轮起阻碍作用，由于压水室的压力不轴对称，液体流出叶轮的速度也不轴对称，压力大的地方流速小，压力小的地方流速大，方向与叶轮出口绝对速度方向相反，动反力引起的径向力R的方向大致压力引起的径向力P反时针旋转90°，在小流量时大约指向隔舌，大流量时指向隔舌相反方向，P和R合成总的径向力F.
2.径向力的计算
F=9.81K
r HD
2
B
2
×103（N）
H－泵扬程（m） D
2－叶轮外径（m） B
2
－包括盖板的叶轮出口宽度（m）
K r －实验系数按斯捷潘诺夫公式：K
r
＝0.36［1-（Q/Q
n
）2］
对环形压水室：K
r ＝0.36Q/Q
n
3.径向力的平衡
1).采用双涡壳结构。
2).在大型单级泵中采用导叶加涡壳。
多级离心泵常见的轴向力平衡装置 軸向力平衡装置的选取是多级离心泵设计中的关键问题，其目的是平衡轴向力，防止转子的轴向窜动。文章分析了多级离心泵轴向力产生原因，并介绍了常用的平衡装置。 标签：多级泵；轴向力；平衡装置 引言 多级离心泵在电力、石油化工等行业被广泛应用。轴向力平衡装置的选取是泵组设计的关键问题，检查平衡装置是否需要更换或优化也是多级离心泵维修中的一项重要工作。泵组运转过程中，若平衡装置不能中和泵组产生的轴向力，则会造成泵动静部件摩擦而降低效率，严重时泵转子与各静部件咬死而导致泵损坏。 1 轴向力的产生 多级离心泵运行过程中产生的轴向力包括以下几种：因作用在各叶轮吸入端（驱动端）和吐出端（自由端）的压力不相等，从而产生指向泵驱动端的轴向力；液体从吸入口到排出口改变方向时作用在叶片上的力，指向叶轮背面，称为动反力；由于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向下的轴向力；其他轴向力。 2 轴向力的平衡装置 总轴向力会使转子轴向窜动，造成泵动静部件摩擦，而平衡装置的两端有一个压力差，其中的液体形成一个与总轴向力方向相反的平衡力，平衡力大小随平衡盘的移动而变化，直到与轴向力抵消，但由于惯性的作用转子不会立即停止窜动，而是在平衡位置左右窜动且幅度不断减小，最终停留在平衡位置，故随着运行工况的变化，泵转子始终处于动态平衡状态。 平衡装置的设计为多级离心泵设计中的重点，包括叶轮对称布置（适用于偶数级泵）与平衡盘（鼓）法两大类，平衡盘（鼓）法又包括平衡鼓、平衡盘、平衡盘鼓、双平衡鼓形式，随着结构的逐渐复杂，平衡效果也越好。 平衡盘（鼓）法多与推力轴承配合使用，推力轴承一般只承受5%～10%的轴向力，在设计平衡盘（鼓）时，一般不考虑推力轴承平衡的轴向力，保证泵在推力轴承损坏的情况下，平衡盘（鼓）仍能正常工作。 2.1 叶轮对称布置法 叶轮级数为偶数时可采用叶轮对称布置法平衡轴向力，设计上要注意反向叶
第10 讲：轴向力径向力及平衡 10.1 轴向力产生的原因 1. 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。 2. 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。 3. 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。 4. 立式泵转子重量引起的轴向力，力的方向指下面。 5. 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3 /2旋转，则任意半径R 处的压头h ‘为：h ‘=(3 2/8g ) (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，V m1 = V m2 ,进口圆周分速度V ui = 0 叶轮出口势扬程H P=H T—((g H T/u 2)2/2g )= H T (1—(g H T//2u 22) 叶轮后盖板任意半径处，作用的压头差为：h = H P—h = H P—(W2/8g ) ( R22—R2) 将上式二侧乘以液体密度P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A i =np(R m2—R h2) [H P—(32/8g ) (( R22—( R m2+ R h2) /2 ))] 10.2.2 动反力A2 A2= pQ t (V mo —V m3COO a) ( N ) 其中p—流体密度 (Kg/m 3) Q t —泵理论流量 V mo V m3 —叶片进口稍前和出口稍后的轴面流速 a—叶轮出口轴面速度与轴线方向的夹角
第10讲：轴向力径向力及平衡 10.1 轴向力产生的原因 1.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。 2.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。 3.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。 4.立式泵转子重量引起的轴向力，力的方向指下面。 5.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，V m1＝V m2，进口圆周分速度V u1＝0 叶轮出口势扬程H P=H T－（（g H T/u2）2/2g）= H T（1－（g H T//2u22） 叶轮后盖板任意半径处，作用的压头差为：h＝H P－h‘＝H P－（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(R m2－R h2)［H P－（ω2/8g）（（R22－（R m2＋R h2）/2））］ 10.2.2 动反力A2 A2=ρQ t（V mo－V m3COOα）（N） 其中ρ－流体密度（Kg/m3）Q t－泵理论流量 V mo V m3 －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）（A C）+ A S i－叶轮级数A C－次级叶轮轴向力 A S－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-R H2)）ρg P2－末级叶轮出口压力P2＝P1＋［H1(i－1)＋H P］ρg P1-第1级叶轮进口压力H1－泵单级扬程H P－末级叶轮势扬程
1)轴向力的平衡装置 单吸单级泵和某些多级泵的叶轮有轴向推力存在，该力只靠泵轴向的止推轴承难以完全承受，必须安装轴向力平衡装置。产生轴向推力的原因主要是作用在叶轮两侧的流体压强不平衡所引起的。 图4-12为作用于单吸单级泵叶轮两侧的压强分布情况。一般认为叶轮与泵体之间的液体压力按抛物线形状分布。在密封环直径以外，叶轮两侧的压是对称的，无轴向力。但在以内，作用在叶轮左侧的压力是人口压力，作用在叶轮右侧的压力是出口压力，且，存在压力差。两侧压力差与相应面积的乘积再积分，就是作用在叶轮上的轴向力。所以，离心泵的轴向力总是指向叶轮的吸入口方向。对于单吸多级泵，每级叶轮都产生轴向力，其值可能很大，仅靠轴向止推轴承平衡会使轴承无法承受，将严重降低其使用寿命。 图4-12叶轮两侧压强分布图 从长期的生产实践中总结出许多平衡轴向力的方法，如利用叶轮的对称性、对叶轮结构进行改造、增设专门的平衡装置等，在应用中都收到了良好的效果。轴向力的平衡方法有：（1）利用叶轮的对称性平衡轴向力，采用双吸叶轮或对称排列的方式。 图4-13叶轮对称排列平衡轴向力 对于单级泵，利用双吸叶轮，使叶轮两侧盖板上的压力相互抵消，可以很有效地平衡轴向力。对于多级泵，利用对称排列方式，即将总级数为偶数的叶轮，如图4-13所示背靠背或面对面地串联在一根轴上。这种方法不能完全消除轴向力，一般还应安装止推轴承。卧式多级泵和立式多级泵，常采用此法。 （2）改造叶轮结构平衡轴向力。 对于单吸离心泵，可以适当改变叶轮结构，消除或减少轴向力。主要的有3种方法：
图4-14改变叶轮结构平衡轴向力 （a）平衡孔法（b）平衡管法 ①平衡孔法。即在如图4-14（a）所示的叶轮后盖板上开一圈小孔，称作平衡孔，使后盖板密封环内的压力与前盖板密封环内的压力基本相等。由于前、后盖板密封环直径相同，故大部分轴向力可以被平衡。 ②平衡管法。如图4-14（b）所示，在前、后盖板上都安装有直径相同的密封环，并自后盖板泵腔处接一根平衡管，使叶轮背后的压力液与泵的吸入口接通，以消除大部分轴向力。 ③安装专用的平衡装置。对于单吸多级泵，特别是分段式多级泵，叠加的轴向力很大，一般依靠平衡装置平衡轴向力。主要有： a.自动平衡盘平衡轴向力。自动平衡盘多用于多级离心泵，安装在末级叶轮之后，随转子一起旋转，如图4-15所示。该平衡装置有两个间隙，一个是轮毂或轴套与泵体间的径向间隙b0=0.2～0.4mm；另一个是平衡盘端面与泵体上平衡圈间的轴向间隙b0=0.1～0.2mm；平衡盘后面的平衡室用连通管与泵的吸入口连通，压力接近吸入口压力p0。 图4-15平衡盘装置 液体在径向间隙前的压力是末级叶轮后盖板下面的压力p，通过径向间隙后下降为p＇，压力降Δp=p－p＇液体再流经轴向间隙后，压力降为p0，轴向间隙两边的压力差Δp2=p＇－p0；平衡盘两边的压力差Δp=Δp1+Δp2=（p－p＇）+（=p＇－p0）=p－p0。 而在平衡盘两边的压差只有，故液体对平衡盘就有一个力P，此力与轴向力方向相反，称为平衡力，其大小应与轴向力相等，方向相反，即F—P=0，此时轴向力得到完全平衡。 这种装置中的径向间隙和轴向间隙各有其作用，又互相联系，可以自动平衡轴向力。当工况改变，轴向力F与平衡力P不相等时.转子就会轴向窜动。若转子就向左边的吸入方向移动，轴向间隙b0减小，液体流动损失增加，漏失量减少，平衡盘前面的压力p＇增加。在总液压差不变的情况下，因泄漏量减少，下降，因而压差增大，平衡力P随之增大，转子开始向右边的出口方向移动，直至与轴向力平衡为止。若轴向力F＜P，转子向右移动，轴向间隙b0增大，流动损失减小，泄漏量增加，平衡盘前压力p＇减小，Δp1增大，Δp2减小，平衡力P随之减小，转子又开始向左移动，直至再与F平衡。
图 7—1 轴向力计算原理图 第七章 轴向力径向力及其平衡 第一节 产生轴向力的原因及计算方法 泵在运转中，转子上作用着轴向力，该力将拉动转子轴向移动。因此，必须设法消除或平 衡此轴向力，方能使泵正常工作。泵转子上作用的轴向力，由下列各分力组成： 1．叶轮前、后盖板不对称产生的轴向力，此力指向叶轮吸入口方向，用1A 表示； 2．动反力，此力指向叶轮后面，用2A 表示； 3．轴台、轴端等结构因素引起的轴向力，其方向视具体情况而定，用3A 表示； 4．转子重量引起的轴向力，与转子的布置方式有关，用4A 表示； 5．影响轴向力的其它因素。 下面分别计算各轴向力。 一. 盖板力1A 的计算(图17—1) 由图可知，叶轮前后 盖板不对称，前盖板在吸 入眼部分没有盖板。另一 方面，叶轮前后盖板象轮 盘一样带动前后腔内的 液体旋转，盖板侧腔内的 液体压力按抛物线规律 分布。 作用在后盖板上的 压力，除口环以上部分与 前盖板对称作用的压力 相抵消外，口环下部减去 吸入压力1P 所余压力， 产生的轴向力，方向指向 叶轮入口，此力即是1A 。假设盖板两侧腔的液体无泄漏流动，并以叶轮旋转角速度之半2ω旋转，则任意半径R 处 的压头h '为(推导见十八章) )R R (g )u u (g g )u (g )u ( h h h 22222222 228812222-=-=-='''-''='ω （7—1） 叶轮出口势扬程，当假定21m m v v =，01=u v 时，为 g )v v ()v v (H g v v H g p p H u m u m t t p 222121222222212+-+-=--=-=ρ g )u gH (H g v H t u t 222 2122-=-= 即 )u gH (H H t t p 22 21-= （7—2） 叶轮后盖板任意半径处，作用的压头差为 )R R (g H h H h p p 2222 8--='-=ω 将上式两侧乘以液体密度ρ和重力加速度g ，并从轮毂半径积分到密封环直径，则得盖板轴向力1A
滚动轴承所承受的载荷取决于 所支承的轴系部件承担的载荷。右图 为一对角接触球轴承反装支承一个 轴和一个斜齿圆柱齿轮的受力情况。 图中的F re、F te、F ae分别为所支承零 件（齿轮）承受的径向、切向和轴向 载荷，F d1和F d2为两个轴承在径向 载荷F r1和F r2（图中未画出）作用下 所产生的派生轴向力。这里，轴承所 承受的径向载荷F r1和F r2可以依据 两个角接触球轴承反装的受力分析 （径向反力） F re、F te、F ae经静力分析后确定，而轴向载荷F a1和F a2则不完全取决于外载荷F re、F te、F ae，还与轴上所受的派生轴向力F d1和F d2有关。 对于向心推力轴承，由径向载荷F r1和F r2所派生的轴向力F d1和F d2的大小可按下表所列的公式计算。 注：表中Y和e由载荷系数表中查取，Y是对应表中F a／F r＞e的Y 值 下图中把派生轴向力的方向与外加轴向载荷F ae的方向一致的轴承标为2，另一端则为1。取轴和与其相配合的轴承内圈为分离体，当达到轴向平衡时，应满足：F ae＋F d2＝F d1 由于F d1和F d2是按公式计算的，不一定恰好满足上述关系式，这时会出现下列两种情况： 当F ae＋F d2＞F d1时,则轴有向左窜动的趋势,相当于轴承1被“压紧”,轴承2被“放松”,但实际上轴必须处于平衡位置，所以被“压紧”的轴承1所受的总轴向力F a1必须与F ae＋F d2平衡，即 F a1＝F ae＋F d2 而被“放松”的轴承2只受其本身派生的轴向力F d2，即F a2＝F d2。 当F ae＋F d2＜F d1时,同前理，被“放松”的轴承1只受其本身派生的轴向力F a1， 即F a1＝F d1 而被“压紧”的轴承2所受的总轴向力为: F a2＝F d1－F ae
第三节离心泵的轴向力 一、轴向力的产生 双吸叶轮由于叶轮对称布置，轴向力相互平衡，所以不存在轴向力。 但是单吸叶轮不具备像双吸叶轮那样的对称性，由于作用在叶轮两侧的压力不等，故有轴向力存在。 下图为一般单吸多级泵叶轮两侧的压力分布情况。 叶轮吐出压力为P2，一般认为在叶轮和泵体间的液体，受叶轮旋转效应的影响以N/2（N为泵转速）速度旋转，所以在叶轮和泵体间的压力是按抛物线形状分布的。 图的右侧是在叶轮后盖板上压力分布情况，左侧为在前盖板上压力分布情况。由图中可见，在密封环半径r w以上，叶轮两侧的压力是对称的，没有轴向力。在密封环半径r w以下，作用在左侧的是叶轮入口压力P1，作用在右侧的仍是按抛物线分布的压力。因此，两侧压差ABCD乘相应的面积就是作用在叶轮上的轴向力。 轴向力的大小可按下列经验公式计算： F1=KHiγπ(rw2-rh2) 式中F1—作用在一个叶轮上的轴向力（公斤）； Hi—单级杨程（米）； γ—液体重度（公斤/米 r w—叶轮密封环半径（米）； r h—叶轮毂半径（米）； K—实验系数。与比转数有关。当n s =40–200时，K=0.6–0.8。 半开式（没有前盖板）叶轮的形状与比转数有关。作用在半开式叶轮上的轴向力也与比转数有关，可以近似地用下列经验公式计算： F1=2πr1d1kHiγ 式中k—轴向力系数； d1—圆心在叶片进口边上，并与叶轮轮廓相切的圆的直径（米）；它的圆心处的半径就是r1（米）。 除了由于压力不对称所引起轴向力以外，液体的反冲力也能产生轴向力。液体进入叶轮后运动方向由轴向变为径向，就给予叶轮一个反冲力，其方向与轴压力不对称所引起的轴向力相反。在起动时，由于泵内正常压力还没有建立，所以反冲力的作用比较明显。如：起动时深井泵转子上串，多级泵转子后串，都是这个原因，但是正常运转中，这个力是比较小的，可以忽略不计的。
离心泵轴向力的平衡方法总结 如果不设法消除或平衡作用在叶轮上（传到轴上）的轴向力，此轴向力将拉动转子轴向串动，与固定零件接触，将造成泵零件的损坏以致不能工作。一般常用以下7大方法来平衡泵的轴向力。一、推力轴承 对于轴向力不大的小型泵，采用推力轴承承受轴向力，通常是简单而经济的方法。即使采用其他平衡装置，考虑到总有一定的残余轴向力，有时也装设推力轴承。 二、平衡孔或平衡管 如图1所示，在叶轮后盖板上附设密封环，密封环所在直径一般与前密封环相等，同时在后盖板下部开孔，或设专用连通管与吸入侧连通。由于液体流经密封环间隙的阻力损失，使密封下部的液体的压力下降，从而减小作用在后盖板上的轴向力。减小轴向力的程度取决于孔的数量和孔径的大小。在这种情况下，仍有10~15%的不平衡轴向力。要完全平衡轴向力必须进一步增大密封环所在直径，需要指出的是密封环和平衡孔是相辅相成的，只设密封环无平衡孔不能平衡轴向力；只设平衡孔不设密封环，其结果是泄漏量很大，平衡轴向力的程度甚微。图1平衡孔示意图（具体见2楼） 采用这种平衡方法可以减小轴封的压力，其缺点是容积损失增加（平衡孔的泄漏量一般为设计流量的2~5%）。另外，经平衡孔的泄漏流与进入叶轮的主液流相冲击，破坏了正常的流动状态，会使泵的抗汽蚀性能下降。为此，有的泵体上开孔，通过管线与吸入管连通，但结构变得复杂。 采用上述平衡方法，轴向力是不能达到完全平衡的，剩余轴向力需由泵的轴承来承受。用平衡孔平衡轴向力的结构使用较广，不仅单级离心泵上使用，而且多级离心泵上也使用。但由于轴向力不能完全平衡，仍需设置止推轴承，且由于多设置了一个口环，因而泵的轴向尺寸要增加，因此仅用于扬程不高，尺寸不大的泵上。 三、双吸叶轮 单级泵采用双吸式叶轮后，因为叶轮是对称的，所以叶轮两边的轴向力互相抵消。但实际上，由于叶轮两边密封间隙的差异，或者叶轮相对于蜗室中心位置的不对中，还是存在一个不大的剩余轴向力，此轴向力需由轴承来承受。 四、背叶片
轴向力及其平衡装置 （一）转子的轴向力 深圳空压机配件离心式压缩机转子在机体内的气体中旋转，叶轮的两侧都要受到气体压力的作用，所售气体力的方向相反，可以互相平衡掉一部分，所有叶轮轴向力之和就是整个庄子的轴向推力，轴向力的作用方向一般是从高端向低压端。转子的轴向推力经过平衡后，剩下的轴向推力由推力轴承来平衡。如果推力过大，会影响轴承的寿命，严重的会使轴承损坏，引起转子窜动，使转子上的零部件和固定元件发生碰撞，以至机器破会爱，因此，在运行中必须注意轴向力的变化，确保压缩机的安全稳定运行。 （二）轴向推力的平衡方法 1.叶轮对称排列 使叶轮背靠背排列，可以大大减少生于轴向力，故通常总是在气体中间冷却后，变更叶轮进口的朝向。这种平衡轴向力的缺点是机壳的结构和管路布置较为复杂，但是平衡结果十分可靠。 2.采用平衡盘 这种方法是多级压缩机正常的方法，平衡盘一般装在高压端，盘的外缘装有迷宫密封纸片，盘的内侧收到mow级出口气体压力的作用，盘的外侧用平衡管与压缩机进气室相连以保证盘的两侧有最大的气体压力差。 平衡盘轴向力的方向与转子轴向力的方向正好相反，如果设计使两种轴向力数值相等，那么转子的轴向力得到完全平衡，但是慈宁宫另外一个方面考虑的话，为避免压缩机云状时庄子的来回窜动，一般总要保留一部分生于轴向力作用在推力轴承上，使转子得到轴向定位。 为防止由于推力轴承磨损过量使转子轴向位移过大而导致转子与气缸发生摩擦，碰撞，压缩机上通常都装有转子轴向位移指示及监控系统。 （三）运行中可能引起轴向力增加的原因 深圳空压机配件影响转子轴向力的因素很多，有设计方面的也有运行方面的，运行中引起轴向推力增加的原因如下： （1）压缩机出口压力超压，排气压力增加会使轴向推力增加。 （2）轮盖密封，级间密封损坏，内泄漏的加大也会造成轴向力加大，密封损坏得越严重，轴向推力增加得越多。 （3）平衡装置密封损坏吗，或者平衡气源管堵塞，都会造成转子轴向力的增加。 总之，如果轴向力增加得过大，超过推力轴承的承载能力，推力轴承的瓦块就会损坏，更严重会造成转子的轴向大幅度窜动，转子和气缸发生碰撞，造成严重的设备事故。 更多相关资讯请点击：https://www.doczj.com/doc/d515851969.html,/
浅谈离心泵的轴向力产生及解决方法 摘要：泵的轴向力尤其是多级离心式泵的轴向力不平衡在日常生产中常常遇到，较好的了解泵的轴向力的产生对于生产中有效缓解轴向力，延长设备使用寿命，从而提高设备的经济运行能力十分有必要。 关键词：离心泵叶轮轴向力平衡 一、引言 离心泵在运转时，在其转子上产生一个很大的作用力，由于此作用力的方向与离心泵转轴的轴心线相平行，故称为轴向力。流体作用在转子上的轴向力主要是由于其作用在叶轮两侧的压力分布不对称而引起的，分为静态轴向力和动态轴向力两部分，采用平衡装置无法完全平衡，易引起机器本身及原动机（尤其是电动机）损坏，例如轴向力过大则造成烧瓦、断轴、密封隔板的损坏或增大止推轴承的摩擦，主轴、叶轮向进口方向移动致使叶轮与机壳摩擦，原动机负载加大；如果轴向力过小，则会引起转子的前后窜动。 二、转子产生轴向力分析[1] 三、离心泵产生的轴向力产生的原因 1.水泵叶轮的前后盖板上液体压力作用的面积大小不相等，前后泵腔中液体压强的分布也不对称。因此，作用于叶轮前盖板上的液体压力和作用于吸入口的压力在轴向上不能与作用在后盖板上的液体压力相平衡，从而造成一个轴向的力，这个力是轴向力的主要组成部分。 2.液体从叶轮吸入口流入又从叶轮出口流出，其速度大小和方向均不相同，液体动量的轴向分量发生了变化。因此，根据动量定理，在轴向方向作用了一个冲力，或称动反力，此力指向叶轮后面。 3.轴台、轴端等结构因素引起的轴向力，其方向视具体情况而定。 4.转子重量引起的轴向力，与转子的布置方式有关。 5.影响轴向力的其它因素。 简单的说轴向力的分力可分为以下四种： ①叶轮进出口流体的压力差差生的轴向力；②转子对流体做功而受到流体的反作用力的轴向分力；③转子安装后重心与几何中心的偏差产生的轴向分力；④轴承以及电机不平衡传递至转子的轴向力；
滚动轴承轴向力算
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滚动轴承所承受的载荷取决于所 支承的轴系部件承担的载荷。右图为 一对角接触球轴承反装支承一个轴和 一个斜齿圆柱齿轮的受力情况。图中 的F re、F te、F ae分别为所支承零件（齿 轮）承受的径向、切向和轴向载荷， F d1和F d2为两个轴承在径向载荷F r1 和F r2（图中未画出）作用下所产生的 派生轴向力。这里，轴承所承受的径 向载荷F r1和F r2可以依据 两个角接触球轴承反装的受力分析 （径向反力） F re、F te、F ae经静力分析后确定，而轴向载荷F a1和F a2则不完全取决于外载荷F re、F te、F ae，还与轴上所受的派生轴向力F d1和F d2有关。 对于向心推力轴承，由径向载荷F r1和F r2所派生的轴向力F d1和F d2的大小可按下表所列的公式计算。 注：表中Y和e由载荷系数表中查取，Y是对应表中F a／F r＞e的Y 值 下图中把派生轴向力的方向与外加轴向载荷F ae的方向一致的轴承标为2，另一端则为1。取轴和与其相配合的轴承内圈为分离体，当达到轴向平衡时，应满足：F ae＋F d2＝F d1 由于F d1和F d2是按公式计算的，不一定恰好满足上述关系式，这时会出现下列两种情况： 当F ae＋F d2＞F d1时,则轴有向左窜动的趋势,相当于轴承1被“压紧”,轴承2被“放松”,但实际上轴必须处于平衡位置，所以被“压紧”的轴承1所受的总轴向力F a1必须与F ae＋F d2平衡，即 F a1＝F ae＋F d2 而被“放松”的轴承2只受其本身派生的轴向力F d2，即F a2＝F d2。 当F ae＋F d2＜F d1时,同前理，被“放松”的轴承1只受其本身派生的轴向力F a1， 即F a1＝F d1 而被“压紧”的轴承2所受的总轴向力为: F a2＝F d1－F ae
单级离心泵轴向力平衡方法 ①轮上开平衡孔。其目的是使叶轮两侧的压力相等，从而使轴向力平衡，如图6-13（a）所示，在叶轮轮盘上靠近轮毂的地方对称地钻几个小孔（称为平衡孔），并在泵壳与轮盘上半径为r,处设置密封环，使叶轮两侧液体压力差大大减小，起到减小轴向力的作用。这种方法简单、可靠，但有一部分液体回流叶轮吸人口，降低了泵的效率。这种方法在单级、单吸离心泵中应用较多。 ②采用双吸叶轮。它是利用叶轮本身结构特点，达到自身平衡，如图6-13(b)所示，由于双吸叶轮两侧对称，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，不可能使轴向力完全平衡。 ③叶轮上设置径向筋板。在叶轮轮盘外侧设置径向筋板以平衡轴向力，如图6-13（c）所示，设置径向筋板后，叶轮高压侧内液体被径向筋板带动，以接近叶轮旋转速度的速度旋转，在离心力的作用下，使此空腔内液体压力降低，从而使叶轮两侧轴向力达到平衡。其缺点就是有附加功率损耗。一般在小泵中采用4条径向筋板，大泵采用6条径向筋板。 ④设置止推轴承。在用以上方法不能完全消除轴向力时，要采用装止推轴承的方法来承受剩余轴向力。 多级离心泵轴向力平衡方法 ①泵体上装平衡管如图6-14所示，在叶轮轮盘外侧靠近轮毅的高压端与离心泵的吸人端用管连接起来，使叶轮两侧的压力基本平衡，从而消除轴向力。此方法的优缺点与平衡孔法相似。有些离心泵中同时设置平衡管与平衡孔，能得到较好的平衡效果。 ②叶轮对称排列将两个叶轮如图6-15所示背对背或面对面地装在一根轴上，使每两个相反叶轮在工作时所产生的轴向力互相抵消。
③采用平衡鼓装置，在分段式多级离心泵最后一级叶轮的后面，装设一个随轴一起旋转的平衡鼓，如图6-16所示。 ④采用平衡盘装置，如图6-17所示，在分段式多级离心泵最后一级叶轮后面，装设一个随轴一起旋转的平衡盘和在泵壳上嵌装一个可更换的平衡座。 ⑤采用平衡鼓与平衡盘联合装置该装置的特点就是利用平衡鼓将50% -80% 的轴向力平衡掉，剩余轴向力再由平衡盘来平衡，其结构图如6-18所示。
泵的轴向力产生及解决方法 黄洋 泵的轴向力尤其是多级离心式泵的轴向力不平衡在日常生产中常常遇到，较好的了解泵的轴向力的产生对于生产中有效缓解轴向力，延长设备使用寿命，从而提高设备的经济运行能力十分有必要。 产生轴向力的定义：离心泵在运转时，在其转子上产生一个很大的作用力，由于此作用力的方向与离心泵转轴的轴心线相平行，故称为轴向力。 离心泵产生的轴向力有以下几方面的原因： （1）水泵叶轮的前后盖板上液体压力作用的面积大小不相等，前后泵腔中液体压强的分布也不对称。因此，作用于叶轮前盖板上的液体压力和作用于吸入口的压力在轴向上不能与作用在后盖板上的液体压力相平衡，从而造成一个轴向的力，这个力是轴向力的主要组成部分。 （2）液体从叶轮吸入口流入又从叶轮出口流出，其速度大小和方向均不相同，液体动量的轴向分量发生了变化。因此，根据动量定理，在轴向方向作用了一个冲力，或称动反力，此力指向叶轮后面。 （3）轴台、轴端等结构因素引起的轴向力，其方向视具体情况而定。 （4）转子重量引起的轴向力，与转子的布置方式有关。 （5）影响轴向力的其它因素。 简单的对轴向力定义可以这样：转子沿着轴方向受到的合力。
轴向力的分力有： 1、叶轮进出口流体的压力差差生的轴向力； 2、转子对流体做功而受到流体的反作用力的轴向分力； 3、转子安装后重心与几何中心的偏差产生的轴向分力； 4、轴承以及电机不平衡传递至转子的轴向力； 轴向力平衡方法 在大多数情况下,泵内的轴向力值是比较大的。因此,必须设法平衡或消除作用在叶轮上的轴向力,否则,它将使转子串动甚至与固定零件接触,造成零部件损坏。 平衡轴向力的方法有： （1）用止推轴承平衡离心泵轴向力。如果止推轴承能可靠的承受轴向推力,这将是最有效的解决方法。但由于轴向力通常较大,用止推轴承来平衡轴向力就会使泵的结构非常复杂。所以,最好用水力方法来平衡轴向力。但是这样就只有在降低离心泵效率的情况下才能做到这一点。 （2）用背(副)叶片方法平衡轴向力。在叶轮后盖板上作几个径向肋筋———背(副)叶片,当叶轮旋转时由于背叶片的作用,使作用与叶轮后盖板上的液体压力值下降,从而使作用于叶轮上的轴向力的到部分平衡。 (3)用双吸叶轮平衡轴向力。双吸叶轮由于结构对称，能平衡轴向力。但由于制造误差，或两侧密封环磨损不同，亦会存在一定的残余的轴向力。
第10讲：轴向力径向力及平衡 轴向力产生的原因 1. 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。 2. 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。 3. 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。 4. 立式泵转子重量引起的轴向力，力的方向指下面。 5. 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。 轴向力的计算 10.2.1 叶轮前后盖板不对称产生的盖板力A 1 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 ）（R 22－R 2） R 2－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，V m1＝V m2， 进口圆周分速度V u1＝0 叶轮出口势扬程H P =H T －（（g H T /u 2）2/2g ）= H T （1－（g H T 8g8g10.2.210.2.310.3.1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=P 3-P 5 P 3-平衡鼓前压力 P 3＝P 2－（(ω2/8g)(R 22-R H 2)）ρg P 2－末级叶轮出口压力 P 2＝P 1＋［H 1(i －1)＋H P ］ρg P 1-第1级叶轮进口压力 H 1－泵单级扬程 H P －末级叶轮势扬程 P 5－平衡鼓后压力 P 5＝P 1＋ρgh P 5 通常取0.5 kg/cm 2 h －平衡回水管阻力损失 平衡鼓面积：F=△P(R 12-R 2h )π R 1－平衡鼓外半径 R h －轮毂半径
离心泵轴向力的平衡 摘要：简述离心泵的几种平衡方式，分析各种平衡方式的特点和其平衡力的计算 关键词：轴向力平衡力计算 我们知道离心泵在运行过程中由于进出口压力的不同，以及流体在泵的进出口的运动状态发生的变化等等因素，在离心泵转子上产生不同方向和大小的轴向力，这些轴向力的合力，会使离心泵的转子在其轴向窜动。这种窜动的后果是严重的，他会使泵的转子与固定零件接触产生摩擦，造成泵零件的损坏以至于不能工作。因此在机械上必须消除或平衡掉这些轴向力，使泵可以正常稳定的工作，保证其工作寿命。以下简单介绍轴向力的平衡方法和平衡力的计算。 1、轴向力的平衡方法 1.1 推力轴承 对于轴向力不大的小型泵，通常采用推力轴承承受轴向力。这种方既简单又法经济适用，即使在采用其他的平衡装置，考虑到总有一定的残余轴向力，有时也装推力轴承。 1.2 平衡孔配密封环（或平衡管） 平衡孔配密封环平衡轴向力的效果是减小轴向力，而不能完全平衡轴向力。这种平衡方式减少轴向力的程度取决于孔的数量和孔径的大小，通常取平衡孔的总面积等于5倍平衡环间隙面积。这种情况下任有10%～15%的不平衡轴向力。 1.3 双吸叶轮 双吸叶轮由于结构对称，能平衡轴向力，但是由于制造误差，以及两侧密封环磨损不同，亦会存在一定的残余的轴向力。 1.4 背叶片 背叶片除平衡轴向力外，同时能减小轴封前液体的压力，装背叶片的泵扬程大约提高1%～2%，但泵的效率下降2%～3%。 1.5 叶轮对称布置 叶轮对称布置是将泵的叶轮半数对半数，面对面或背靠背按一定次序排列起来，可使轴向力相互平衡。这种方法主要用于涡壳式多级泵，也可用在节段式多级泵和潜水泵中。 1.6 平衡鼓 平衡鼓是一个圆柱体，装在末级叶轮之后，随转子一起转动。其外圆表面与泵体形成径向间隙。平衡鼓前面是末级叶轮的后泵腔，后面是与吸入口相连通的平衡室，这样作用