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轴向力径向力及平衡

发布时间:2022-05-18 14:32:29 作者:澳客体育比赛直播 来源:澳客体育比分网址

  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‘=(ω 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,Vm1=Vm2, 进口圆周分速度 Vu1=0

  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=π ρ g(Rm2-Rh2)[HP-(ω 2/8g) ( (R22-(Rm2+Rh2)/2) ) ] 10.2.2 动反力 A2 A2=ρ Qt(Vmo-Vm3COOα ) (N) 其中ρ -流体密度 (Kg/m3) Qt-泵理论流量 Vmo Vm3 -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 总的轴向力:A= A1-A2 对多级泵:A=(i -1) (AC) AS i-叶轮级数 AC-次级叶轮轴向力 AS-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-((ω 2/8g)(R22-RH2))ρ g P2-末级叶轮出口压力 P2=P1+[H1(i-1)+HP]ρ g

  P1-第 1 级叶轮进口压力 H1-泵单级扬程 HP-末级叶轮势扬程 P5-平衡鼓后压力 P5=P1+ρ gh P5 通常取 0.5 kg/cm2 h-平衡回水管阻力损失 2 2 平衡鼓面积:F=△P(R1 -R h)π R1-平衡鼓外半径 Rh -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=△P1+△P2=P3-P6 △ P1-平衡盘径向间隙压差 △P1=P3-P4 P3 -末级叶轮后腔压力 P4-平衡盘轴向间隙前压力 P6 -平衡盘后压力 △P2-平衡盘轴向间隙压差 △P2=P4-P6 平衡盘的灵敏度:k=△P2/△P=△P2/(△P1+△P2) 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 RO 至平衡盘轴向间隙内半径 R1 园截面上产生的力 F1=( R12-R2O) π △P2

  1. 平衡鼓尺寸的计算 平衡鼓平衡的轴向力为:Fd=EF=π △P(Rh2-rh2) 式中 E=0.5~0.95 Rh 平衡鼓半径 rh 轮毂半径 2 0.5 平衡鼓半径 Rh=((EF/π △P) rh ) 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 Kd,平衡盘内 半径为 Rn,轴向间隙为 b0,则平衡盘的平衡力为: P=π △P2(α Rh2-rh2)=π Kd△P(α Rh2-rh2) -------(1) α -平衡力系数 α =(1/3)(1-φ )( (RW2/Rn2)+(RW/Rn) φ -轴向间隙进口压力降系数 φ =(1+0.5η )/(0.5η (λ l0/2b)(Rn /RW)(Rn2/ RW2)) 此时总的平衡力为平衡鼓加平衡盘的平衡力:F= EFπ Kd△P(α Rh2-rh2) 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 2 倍,则 LF= EFπ Kd△P(α 'Rh -rh2), 可改写成(L-E)F=π Kd△P(α 'Rh2-rh2)――(2) 由(1)式可改写成 (1-E) F=π Kd△P(α Rh2-rh2)―――――――――――――――― (3) 可求得压差系数 Kd=(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 Rn=C(LF/(π △P)+rh2)0.5 C=(1/α )0.5 平衡盘外半径 RW=(1.2~1.4)Rn 平衡盘轴向间隙长度 l0=(0.2~0.4)Rn 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:P1; P2; P3; P1 是由平衡盘(大鼓)内径至平衡盘外径由压力差△P2 产生的力, P1=∫RWRN2π RdR△PX=(1/3) π △PX[ (1-φ ) (RW2+RW Rn-2 Rn2) ] 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 (λ l0/2b0) (Rn /RW)(Rn2/ RW2) )+(1λ lw/2bw)( Rn/ RW)(b0/bw)]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 ”=(1λ lw/2bw)[( Rn/ RW)(b0/bw)]2/[(0.5η (λ l0/2b0)(Rn /RW)(Rn2/ RW2)) +(1λ lw/2bw)(( Rn/ RW)(b0/bw))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 b0 进口损失系数 (λ l0/2b0)(Rn /RW)为平衡盘轴向间隙 b0 沿程损失系数 (Rn2/ RW2)为平衡盘轴向间隙出口拐弯损失系数 (1λ lw/2bw)(( Rn/ RW)(b0/bw))2 为平衡盘外园间隙 bw 出口沿程损失系数 如果 b0 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 △P2(RW2-Rn2) ,这时平衡盘就变成了平衡鼓。 2. 平衡盘的泄漏量 q=μ 0Dnπ b0(2g△P2/ρ g)0.5 μ 0=1/[(0.5η +((λ 2L0)/2 b0)/ (R2n/ R2w))(1λ lw/2bw)(( Rn/ RW)(b0/bw))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=9.81KrHD2B2×103 (N) H-泵扬程(m) D2-叶轮外径(m) B2-包括盖板的叶轮出口宽度(m) Kr-实验系数 按斯捷潘诺夫公式:Kr=0.36[1-(Q/Qn)2] 对环形压水室:Kr=0.36Q/Qn 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。