漫谈离心泵轴向推力及其平衡

阿斯米

前言关醒凡老师《现代泵理论与设计手册》中指出：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；
2）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；
3）转子重量引起的轴向力（如立式泵），与转子的布置方式有关；
4）影响轴向力的其它因素；
5）动反力，此力指向叶轮后面。
本文主要内容来自于KSB网站，看看欧洲人是如何理解轴向推力的。

轴向推力的构成
轴向推力是作用在泵转子上的所有轴向力（F）的合力，参见图1。



图1：单级离心泵的轴向推力
对于单级离心泵，作用在转子上的轴向推力包括：
1）叶轮轴向力（F1）：是吐出侧叶轮盖板（Fd）和吸入侧叶轮盖板（Fs）上的轴向压力之差，即F1 = Fd-Fs2）动量（FJ）：是一种持续作用于特定空间中流体的力（可参见流体力学中的动量守恒原理），其计算如下：FJ = ρ·Q·ΔVax式中，ρ为泵送介质的密度Q为泵送流量ΔVax为叶轮进口和出口处绝对速度轴向分量之间的差值3）在轴封处轴的横截面Ass上由轴封上游和下游的静压产生的合成压力，即FWd = AWd·ΔpWd4）特殊的轴向力，例如，在泵启动过程中，叶轮和壳体之间的间隙（侧隙）中的涡流条件发生变化时产生的轴向力。5）其它的轴向力，例如非卧式离心泵上的转子重量（FW）或电动机中的磁拉力（Fmech）等。
对于非水力平衡的闭式叶轮的轴向推力构成（如图2叶轮轴向推力的计算）：



式中，α为轴向推力系数（基于经验）ρ为泵送介质密度g为引力常数（重力加速度）H为扬程D2m为平均叶轮直径，


轴向推力系数基本上取决于比转速（ns，泵沙龙注：此处为欧盟所用的比转速）。对于径向和混流叶轮，以下计算公式适用于6 rpm < ns < 130 rpm的范围：α=0.5 ×(Dsp/D2m)3 + 0.09 ≈ 0.1 ～ 0.3式中，Dsp为吸入侧叶轮盖板处受控间隙的直径。



图2：混流非平衡叶轮
该公式适用于0.8·Qopt至1.0·Qopt的流量（Q），以及间隙宽度S=0.1 mm。如果间隙宽度增加一倍，α则增加约8 %。
泵沙龙注德国、英国等欧洲国家的比转速的标准单位是 r/min，其计算公式如下：



式中，Qopt为最佳效率时的流量，单位m3/sHopt为最佳效率时的扬程，单位mn为泵的转速，单位r/minns为比转速，单位r/min
如果换算成无量纲的比转速，其计算公式如下：



式中，g为重力加速度，9.81 m/s2。对于带有导叶的多级泵（例如锅炉给水泵），叶轮轴向力（F1）在很大程度上取决于叶轮相对于导叶的轴向位置。在吸入侧没有盖板的开式径向叶轮的情况下，轴向力（Fs）远低于闭式叶轮，这意味着叶轮轴向力（F1）更高。在相邻叶轮叶片之间的叶轮盖板中带有切口的开式叶轮产生的压力（Fd）较低，因此，与具有完整的吐出侧盖板的叶轮相比，其轴向力（F1）也较低，参见图13叶轮。
对于轴向螺旋桨（轴向叶轮，见图14），轴向推力系数（α）几乎等于反作用力（rth）。可以使用轴向叶轮的外径（OD）粗略计算轴向推力：



以下比例适用于在规定转速（n）和最大叶轮直径（D2）下几何相似的泵的轴向推力F1分量（见图1：轴向推力）：



在叶轮与壳体之间的吐出侧和吸入侧间隙中，处理的流体的旋转对轴向压力（Fd）和（Fs）产生很大影响。所处理的旋转流体的平均角速度约为叶轮转速的一半。另外，由于Coriolis加速度（复合向心加速度），叶轮和壳体之间的吸入侧（即外部）间隙（侧隙）中向内的间隙流进一步增加了侧隙湍流。在泵的吐出侧（即内部）侧隙中，由于叶轮未实现水力平衡而出现向外的间隙流动（该过程与上述相反）。涡旋运动减速，导致轴向力Fd增加，因此F1增加。启动过程中的叶轮轴向力高于稳态运行期间的叶轮轴向力，因为在启动过程中，由于叶轮盖板或静止壳体表面的制动作用引起的圆盘摩擦，所处理的流体开始缓慢旋转。
轴向推力平衡的多种形式
1）机械平衡：通过推力轴承（如滚动轴承、可倾瓦轴承）完全吸收轴向推力。
2）基于设计：叶轮背对背布置，并通过推力轴承吸收剩余轴向推力。
3）通过平衡孔平衡或减少单只叶轮上的轴向推力，见图7和图9。
4）通过具有自动平衡功能的平衡装置（例如平衡盘）平衡整个旋转组件，或通过平衡鼓和双平衡鼓进行部分平衡。
5）通过背叶片减少单个叶轮上的轴向推力，详见图8。
机械轴向推力平衡滚动轴承吸收轴向推力是最有效、最经济的解决方案。然而，如果没有特殊的平衡设备，则需要使用特别复杂的推力轴承，这样的话在效率和成本方面的好处可能会被抵消。基于设计的轴向推力平衡例如，对于具有4级叶轮的管道泵，具有两组背靠背布置的叶轮（每组两只串联）来平衡轴向推力。如果系统条件导致两级出现汽蚀，则每组的最大轴向推力可能是正常轴向推力的两倍。参见图5。然而，如果选择更复杂的（叶轮进出口）平行连接的背靠背叶轮布置，则每级仅产生正常的轴向推力。参见图6。
轴向推力的消除：
1）采用双吸叶轮，见图3。
2）两级背对背布置叶轮，见图4。
3）多级，背对背布置叶轮，见图5。
4）平行连接背靠背布置叶轮（如多级管道泵），见图6。

图3：通过双吸叶轮平衡轴向推力


图4：通过两级背靠背安装的叶轮平衡轴向推力


图5：4级管道泵的轴向推力平衡（具有两组相对布置、每组两只串联的叶轮）


图6：4级管道泵的轴向推力平衡（平行连接的背靠背叶轮布置）
叶轮处的轴向推力平衡这是最古老的平衡轴向推力的方法，包括降低配有节流间隙的腔室中的压力，通常降至叶轮进口处的压力水平。压力通过叶轮上的平衡孔平衡。由于入口条件的变化，这些平衡孔可能会导致轴向推力平衡的变化。参见图7。



图7：带有出口侧密封间隙和平衡孔的单级离心泵的轴向推力平衡
角速度对轴向推力的大小有动态影响。角速度的增加，主要是通过径向布置在叶轮后侧的背叶片来实现的。叶轮盖板和壳体之间间隙中漩涡的平均角速度越高，吐出侧叶轮盖板上的静压越低。这会导致较低的轴向力Fd，从而降低F1。参见图8。大多数径向背叶片的直径（Dbv o、Dbv i）、侧隙深度（a）、叶片高度（h）和叶片数量（z）根据要求而变化。这种轴向推力平衡方法吸收的功率取决于背叶片的尺寸。由于背叶片的原因，泵的效率可能会下降多达三个点。参见图8。



图8：带背叶片的单级离心泵轴向推力的平衡
当叶轮通过在吐出侧的规定区域提供平衡孔（而无需安装吐出侧密封环）来实现平衡时，可以获得类似的效果。流向内部的间隙流在叶轮盖板和壳体之间的空间中产生角动量，从而增加了局部角速度，因此降低了静压。见图9。



图9：仅带平衡孔的单级离心泵轴向推力的平衡
所有水力平衡装置在最佳流量Qopt下完全有效。在低流量和过载工况下产生的残余轴向力必须由推力轴承承担。见图7至图9。
通过平衡装置来平衡轴向推力可使用的选项：
1）平衡盘+平衡回水管线，见图10。
2）平衡鼓+平衡回水管线+推力轴承，见图11。
3）双平衡鼓+平衡回水管线+推力轴承，见图12。
对于上述三种平衡装置，平衡液流通过平衡回水管线返回至泵的吸入口（必要时进行冷却后）或离心泵的进液罐。对于平衡盘结构（见图10），间隙流量较低，因为自调节轴向间隙非常窄，这意味着泵的效率只会略微降低。然而，对于平衡鼓结构，由于径向间隙较大，其间隙流量较大，导致效率下降较大，然后由于需要额外的推力轴承而进一步加剧。见图11。对于安装了迷宫式间隙的双平衡鼓结构，最大限度地减少了高间隙流量。由于其具有较大的轴向间隙，双平衡鼓结构允许安装额外的推力轴承，其主要设计用于防止平衡系统中的机械卡滞。见图12。



图10：带有平衡盘的轴向推力平衡结构



图11：带有平衡鼓和推力轴承的轴向力平衡结构



图12：带有双平衡鼓和推力轴承的轴向力平衡结构
在启动过程中、在极端过载条件下运行期间或发生汽蚀时，都有可能会发生卡滞现象。



图13：吐出侧盖板带有切口的开式叶轮



图14：轴向叶轮
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