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轴的径向力和轴向力轴的径向力和轴向力，听起来是不是有点高大上？其实它们就像是机器里的一对“老朋友”，你看不见摸不着，却无时无刻不在影响着它的工作状态。
就好比我们生活中，不管做什么事儿，肯定得有人推一把，或者有人顶一顶，是吧？这两股力，其实就是在默默推着、拉着机器转动，保持着它的正常运转。
简单来说，径向力就像是从侧面对轴施加的力量，而轴向力呢，更多的是从轴的两端方向来“发力”。
听起来像是两个“力”的较量，其实它们和机器里的工作方式密不可分。
轴在转动的时候，这两种力是一直在相互博弈的。
比如说你想象一下，车轮转动的时候，轴就像是车轮的“骨架”，要承受车轮转动时产生的压力和摩擦力。
径向力就像是从旁边压过来的，“哎，别转那么快，太晃了！”轴向力则更多像是“嘿，快点，别停下！”的那种推力。
大家都知道，车轮没了轴，就像人没了骨头一样，啥都不能干。
轴的径向力和轴向力也都是为了让轴能够更好地支撑工作，保持运动轨迹不偏离。
再说一下，径向力和轴向力之间的关系，也挺有意思的。
你可别觉得它们是敌人，实际上它们是好搭档。
径向力在轴承里起着支撑作用，帮助轴不被侧面压力压垮。
而轴向力呢，主要作用是推动轴的转动，保持动力传递的稳定性。
有点像是篮球队里的两名球员，一个负责在场上保护篮筐，另一个则负责得分。
两个人分工合作，谁都不能少。
没有径向力，轴可能就会因为侧向压力而变形；没有轴向力，机器的运动就会不连贯，功率传递也会受影响。
所以，这两者就像是一对好搭档，虽然各司其职，但在关键时刻必须联手出击。
但是说到实际应用，轴的径向力和轴向力也不是没有麻烦的。
你看看那些跑得飞快的高铁，或者说是那些重型机械，它们的轴就必须要承受很大的压力。
径向力大了，轴可能会因为受力不均而发生弯曲或者变形，甚至会导致设备的损坏。
轴向力大了，就会让机器产生过多的震动，长时间下来，设备容易磨损。
就像是两个人在扯绳子，力量太大了，绳子可能会断，力量太小了，绳子又拉不动。
离心泵轴向力的产生及平衡措施许华峰【摘要】分析离心泵轴向力产生的原因,根据具体实际情况采用平衡措施,有效减少泵的故障,为装置平稳运行创造有利条件,同时也降低了维修成本.【期刊名称】《中国设备工程》【年(卷),期】2015(000)012【总页数】3页(P61-63)【关键词】轴向力;平衡措施;轴向力计算【作者】许华峰【作者单位】山东天弘化学有限公司,山东东营 257000【正文语种】中文【中图分类】TH311离心泵在运转时产生轴向力，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，此轴向力在工况稳定的情况下是一定值，即静态轴向力，设计时一般采用平衡装置将其平衡掉，剩余部分由止推轴承承担；而实际上，作用在止推轴承上的轴向力并不是固定不变的，运行工况、密封间隙、制造及装配误差等因素均会引起轴向力的变化，轴向力的变化部分称之为动态轴向力，而它是平衡装置无法平衡的。
加上各种轴向力计算公式理论上都存在着误差，静态轴向力的平衡也是不准确的。
这两方面是引起泵本身及电动机损坏的主要原因，极易造成作用在止推轴承上的轴向力过大或过小，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泵壳发生摩擦，电动机负载加大；如果轴向力过小，则会引起转子的前后窜动。
1.轴向力的产生在离心泵中液体是在低压力P1下进入叶轮，而在高压力P2下流出叶轮。
由于出口压力大于进口压力及叶轮前后盖板的不对称，使得叶轮两侧所受的液体压力不相等，因而产生了轴向推力，如图1所示。
从图1可以看出，作用在叶轮右边的压力为:P右=πr22P2;作用在叶轮左边的压力为：P左=πr12P1+π（r22-r12）P2。
式中r1、r2为叶轮的内、外圆半径，ΔP=P右+P左=πr12（P1-P2）。
因P2＞P1，故ΔP是正值。
因此当离心泵运转时总有一个沿轴并指向吸入口的力作用在转子上。
叶轮入口部位是低压，而出口及叶轮背部是高压，在叶轮的前轮盖和后轮盖之间形成压差，这个压差就形成了轴向力。
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 22222222228812222-=-=-='''-''='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 2222122-=-= 即 )u gH (H H t t p 2221-= （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 22228--='-=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⎰⎰--==m h m h R R p R R RdR )]R R (gH [g g RdRh A 22221822ωπρρπ )R R (g g )R R (g gR )R R (gH h m h m h m p 482282224422222222-+---=ωπρπρωπρ 即 )]R R R (g H )[R R (g A h m p h m 2822222221+---=ωπρ （7—3） 这部分轴向力也可很方便地按压力体体积来计算。
图7—1左侧影线部分的压力体体积的重量，在数值上等于轴向力。
这部分压力体体积分为圆柱体和抛物体两部分，而抛物体体积等于同底等高圆柱体积之半，即1A ＝圆柱体重量十抛物体重量 )R R (gg )R R ()R g R g H (g )R R (h m h m h p h m 22222222222282188--++--=ωπρωωπρ )]R R R (g H [g )R R (h m p h m 282222322+---=ωπρ 二、动反力2A 的计算 液体通常沿轴向进入叶轮，沿径向或斜向流出。
液流通过叶轮其方向之所以变化，是因为液体受到叶轮作用力的结果。
反之，液体给叶轮一个大小相等方向相反的反作用力，该力即为动反力，指向叶轮后面，由动量定理)cos v v (Q A m m αρ3012-= （N ） (7—4)式中 ρ——液体密度（3m kg ）；1Q ——泵理论流量(s m 3)；0m v 、3m v ——叶片进口稍前、出口稍后的轴面速度(s m )；α——叶轮出口轴面速度与轴线方向的夹角。
对于一般离心泵，可按下式估算轴向力(图7—2)i )R R (gH k A h m 221-=πρ式中 A ——总的轴向力（N ）；1H ——泵单级扬程(m )；m R ——叶轮密封环半径(m )；h R ——叶轮轮毂半径(m )；i ——泵级数；k ——系数，当10030~n s = 时，60.k =；当220100~n s =时，70.k =当280240~n s=时；80.k =三、半开式叶轮轴向力1A 的计算(图7—3)作用于后盖板的轴向力(抛物体的重量)1F 为 gh )R R (gH )R R (F h p h πρπρ222222121---=式中 )R R (g h h 22228-=ω作用在前侧的轴向力(三角形压力体重量)为2F )]R R (R [)R R (g H F m m m p -+-=22232221πρ 总的轴向力 )]R R (R [)R R (g H )R R (g g )R R (gH )R R (F F A m m m p h h p h -+------=-=22222222222221132221821πρωπρπρ 四、混流泵叶轮轴向力1A 的计算(图7—4)由前述2131F F F A -+= p h gH )R R (F πρ222203-= )R R (g g )R R (gH )R R (F h h h h p hh 22222222221821----=ωπρπρ )]R R (g H [g )R R (h h p h h 222222216---=ωπρ )R R (gg )R R (gH )R R (F m m p m 22202222022202821----=ωπρπρ )]R R (g H [g )R R (m p m 22202222016---=ωπρ六、轮毂轴端等结构引起的轴向力3A 的计算(一) 悬臂式叶轮轴头吸入压力和大气压力不同引起的轴向力(图7—6)当泵进口压力高时，作用在轴头上的轴向力的值较大，其值用下式计算)p p (d A a h -=1234π 式中 1p ——泵进口压力(绝对压力)；a p ——大气压力；h d ——填料处的轴径。
(二) 对称布置叶轮由于轴细部结构不同引起的轴向力(图7—7)对称布置叶轮的泵，一般说来，轴向力自动平衡，但是由于细部结构不同，仍作用有轴向力。
现以对称布置叶轮的两级泵说明该轴向力的计算方法。
设第一级叶轮进口的压力为s p ，经过一级增加一个压力p （gH p ρ=，H 为单级扬程），写出各级叶轮前后的轴向力，然后相加。
第1级叶轮前的轴向力：−−−−→−-ss m p )A A (11 第1级叶轮后的轴向力：第2组叶轮后的轴向力：第2组叶轮前的轴向力：相加之后，得通常负号表示轴向力指向第一级叶轮进口。
如果在结构上使得s h A A =，则03=A 。
用和两级泵类似的方法写出各级叶轮上的轴向力，而后相加，可以求出任何多级泵由于轴肩尺寸不同引起的轴向力3A 。
七、立式泵转子(包括其中液体)的重量，造成泵的轴向力八、影响轴向力的其它因素1． 叶轮前后盖板泵腔内的径向流(图7—8)前述计算轴向力的公式，是假设泵腔内液体无径向流动的条件下推得的，当有径向流时会改变压力分布，因而影响轴向力的数值。
图中实线表示无径向流时的压力分布，虚线表示有径向流时的压力分布。
在前盖板泵腔，存在着内向径向流动，压力分布如左侧的虚线所示。
这是因为叶轮出口的压力2p 固定不变，液体在流动中要产生附加的压力下降所致。
后泵腔中存在外向的径向流 时，液体要流动，在轮毂处的压力必须大于无径向流时的压力，到叶轮出口处变为压力2p ，压力分布如右侧虚线所示。
前泵腔总是存在着内向径向流，后泵腔的惰况有所不同，一般无平衡孔的单级泵则无径向流，有平衡孔时存在内向径向流，多级泵因级间泄漏而存在外向的径向流。
对不同的泵，按内向流压力减小，外向流压力增加来分析对轴向力的影响。
2．叶轮两侧密封环不同，双吸泵从理论上讲无轴向力作用，由于上述原因，当两侧密封环间隙长度不同、磨损不同时，会产生指向泄漏大的一侧的附加轴向力。
第二节轴向力的平衡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，造成泵零件的损坏以至不能工作。
可以采用下述方法平衡泵的轴向力。
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。
即使采用其它平衡装置，考虑到总有一定的残余轴向力，有时也装设推力轴承。
如图 7—9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。
（通常取平衡孔的总面积等于五倍平衡环间隙的面积）在这种情况下，仍有l 0％一15％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，值得说明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。
采用这种平衡方式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％一5％)。
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．有的泵在泵体上开孔，通过管线与吸人管连通。
但结构变得复杂。
在非额定流量下，叶轮入口的流动状态发生变化。
小流量状态下．由于预旋的影响．H1飞进口中心部分的压力低于外周的压力．经平衡孔的泄漏增加，尽管泵扬程增加．泵密封环下腔的压力还是很低的，因而铀向力进一步减小。
大流量时．由于泵扬程下降．轴向力也变小、轴向力随流量的变化如图17—10所示，纵坐标月表示轴向力，在0点以上表示釉向力指向叶轮后方，零点以下表示指向前方。
平衡孔泄漏量和平衡程度的计算，由固17一U1 』 J g『 f 5月”——叶轮势扬程：氏——密封阎陈阻力系数。
人＝1．5 C，——平衡孔阻力系数。
通常(p；2；尸m＝0mx6——密封间隙过流面税fj＝专n：件伤ZL‘B6讯。
