（定稿）水泵平衡装置设计（全套下载）

!.!!时它表示当油膜厚度为时，引起单位油膜厚度变化的载荷大小，并当载荷增大时，油膜厚度将减小。

油膜刚度又可表达成式中无量纲油膜刚度，它与节流器及支承的结构形式，节流比及油膜相对位移有关。

由上式可知，当其他条件不变时，液体静压支承的油膜刚度与油腔有效承载面积及油泵供油压力成正比，与设计间隙成反比。

液体静压支承的油膜刚度往往不是常数，加载过程中，对应于不同的油膜具有不同的油膜刚度。

般可按下列两种条件分别表示支承的油膜刚度。

设计状态时的油膜刚度用这种表示方法来选择有关设计参数时，由于它不包括载荷因素，因此简单，明了。

对可变节流器静压支承按油膜刚度无穷大条件来选择设计设计参数时，调整容易。

在载荷通常是额定载荷或在油膜厚度时的油膜刚度。

式中在载荷作用时的油膜厚度这种表示方法的计算比较复杂，但计算结果精确。

单油腔静压支承油膜刚度计算由单油腔静压支承的油腔压力计算式求油膜刚度由单油腔静压支承的流量计算式求油膜刚度因油腔流量则油膜厚度可得当时，油膜刚度为正，既时，油膜刚度为负，既由无量纲承载系数求得无量纲油膜刚度总体设计方案本章重点在于对型离心式水泵进行平衡装置改造，作为事例来进步说明采用液体静压支承来平衡离心式水泵轴向力的方法，及做出相应的液压系统。

.水泵的轴向推力计算选用型水泵，叶轮半径为.毫米，级叶轮进水口缝隙半径为毫米，进水口内侧半径为毫米，轮毂半径为.毫米，其余叶轮进水缝隙半径为毫米，进水口内侧半径为.毫米。

泵轴转速为转分，单湿周长度取各封油边的中点连线。

当各处间隙均等时，可得矩形油腔的流量为式中支承流量系数，对于矩形油腔油腔液阻，对于矩形油腔环行油腔推力轴承的流量计算原理图环行油腔推力轴承.环行油腔推力轴承的流量是由平面圆形支承油腔的流量得来式中润滑油油膜厚度，润滑油动力粘度，油腔中供油压力，止推板外径，环行槽外径，润滑油向环行油腔外侧流动的流量式中止推板内径，环行槽内径，润滑油向环行油腔内侧流动的流量，式中环行油腔推力轴承流量式中对于环行油腔推力轴承的支承流量系数式中对于环行油腔推力轴承的油腔液阻环行油腔推力轴承的总推力由三部分组成所构成的圆环面积上的推力分别为侧环行油腔推力轴承的有效承载面积为.节流器的流量计算小孔节流器小孔节流器的孔径远大于其长度，般，.。

由流体流动的伯努利方程可得小孔节流器的流量为式中节流器液阻式中小孔的流量系数，与雷诺数有关，般取小孔节流器的液体静压支承，由于节流器内的流动状态为素流，当润滑油温度升高时，其流量几乎与温度无关，而静压支承油腔内的流动状态为层流，它的流量却受温升影响。

当温度升高时，润滑油的黏度降低，为维持油腔压力，流量需要增加，但节流器的流量当油腔压力不变时仍为定植，这样油腔压力必然减低。

因此，温升将引起小孔节流器液体静压支承油腔压力的变化。

节流比和液阻比节流比是指油泵供油压力与设计状态时油腔压力之比他是液体静压支承的个主要设计参数，和支承的承载能力及油膜刚度有很密切的关系。

当其他条件不变时，在加载过程中对应于个载荷也有个相应的节流比。

使油膜刚度达到最高时的节流比称为最佳节流比，以和分别表示设计状态和受载时的最佳节流比。

轴向力的变化，平衡盘会自动调节平衡力的大小。

如果推理增大时，叶轮，泵轴，平衡盘三者起向前移动。

这时缝隙的流量减少，平衡室内的压强增大，则向后的平衡力加大，直到平衡为止。

.产生轴向推力的主要原因产生轴向推力的主要原因是由于在叶轮前，后底盘外表面的压力不平衡和叶轮内表面上水动压力的轴向所致。

图轴向推力.叶轮和包围它的壳体之间形成左右两空腔，腔内水受到叶轮旋转效应以叶轮角速度角速度旋转。

若不考虑大，小口环泄露的影响，可将腔内水的运动看成绕轴等，角速旋转器皿中的液体运动。

由流体力学可知，任意半径处的压强，如图所示，可用下式表达。

利用时，的条件，可以求得，带入上式经变化后得到腔中压强分布规律的表达式。

式中叶轮的角速度，叶轮的半径，任意半径，任意半径处的压力，此式表明，腔中压强是按抛物线规律分布的。

由于两侧分布规律相同，方向相反，因而在到范围内，作用于后底盘内外侧的压差，式中为叶轮进口压强。

将上述值代入此式，得到式中叶轮入口的压力，由于压力差而作用于轮盘上的轴向推力，即总压力差。

以叶轮扬程表示压差，即，代入上式，得式中水的密度，重力加速度，叶轮旋转的角速度，叶轮入口半径，叶轮轮毂半径，单级叶轮产生的扬程，叶轮出口半径，水以轴向速度进入叶轮，后又转为径向流出叶轮，造成水动压力的轴向分力，大小等于每秒钟水的质量流经叶轮时的轴向动量增加。

的方向与相反。

有轴向端面跳动。

平衡盘转动周，会在转到角度时，局部出现轴向间隙的最大间隙或最小间隙。

平衡盘的平衡状态是动态的，泵的转子在平衡位置会前后作轴向脉动。

工况点改变时，转子会自动移到新的平衡位置作轴向脉动。

当平衡盘被磨损后，平衡轴向力能力下降，致使泵叶轮随轴同向吸水侧移动，与密封环接触摩擦。

严重时叶轮与隔板摩擦，或在水泵启动瞬时叶轮与隔板发生撞击，造成叶轮损坏。

另外，叶轮摩擦发热也可引起叶轮爆裂。

特别是在应用于矿山水力采煤等场合的多级泵中，由于输送的液体中含有较多的固体颗粒，使得末级叶轮与平衡盘之间的较小间隙处容易堵塞，另方面，固体颗粒会加快平衡盘的磨损，造成平衡盘与平衡环之间的间隙增大，达不到原有的平衡作用，严重影响了泵的使用寿命，为此，人们采用各种措施来解决这问题，其中，采取液体静压支承来平衡轴向力的方法取得了较好的效果，但是，在应用静压支承来平衡多级泵轴向力时，由于多级泵的轴向力很大，如果仍然采用机床用静压支承的尺寸设计原则。

在矿山中水泵的应用本章重点在于对离心式水泵的结构以及工作状态做了简要的介绍，并且对离心式水泵轴向推力的推导过程，做了详细的分析。

.矿山对排水设备的要求井下排水设备要求水泵有定的排水能力，应该在小时内排出小时的正常涌水量。

工作水管应该配合水泵，在小时内排出小时的正常最大涌水量。

工作水泵机组必须工作可靠。

水泵在工作时会产生很大的轴向力。

水泵因为轴向力引起的磨损非常严重，特别是多级水泵。

多年以来直采用的是平衡盘平衡的方法，但是没有从根本上解决这个问题。

所以为了改变旧的平衡方法，把液体静压力支承的理论应用于多级离心泵的平衡装置上。

水泵，平衡，装置，设计，毕业设计，全套，图纸摘要研究的目的是采取液体静压支承来平衡轴向力的方法。

改善矿山排水装置平衡盘受力状况，解决离心水泵轴向力引起磨损严重的问题。

延长水泵使用寿命，提高效率，降低矿井排水装置的维修费用。

液体静压支承是借助于输入支承工作面间的液体静压力来支承载荷的滑动支承。

它处于纯液体润滑条件下工作。

液体静压支承具有速度范围宽支承能力大运动精度高抗振性能好和使用寿命长等优点。

但液体静压支承需要套液压供油系统，润滑油的过滤精度要求较高。

本文以型泵轴向力的液体静压支承平衡为例。

并且适合在各种型号的矿用的水泵的改装，起到代替平衡盘的作用。

因为盘之间的较小间隙处容易堵塞，另方面，固体颗粒会加快平衡盘的磨损，造成平衡盘与平衡环之间的间隙增大，达不到原有的平衡作用。

所以矿用水泵可广泛采用液体静压支承来平衡轴向力。

关健词多级离心泵液体静压支承轴向力平衡盘前言改善矿山排水装置中水泵的平衡盘受力状况，个非常有效的方法就是应用静压支承来平衡多级泵轴向力。

目前流体静压支承的方法多用在大型的机床工业上，在国内仅几乎没有在多级离心泵上应用。

可以延长水泵使用寿命，提高效率，降低矿井排水装置的维修费用。

使离心泵的轴向位移控制在允许范围内，有效平衡轴向推力。

提高矿井排水装置的可靠性扩大适应性并且减少耗能。

因此保证它的经济运行有着十分重要的意义。

因为在矿井建设和生产过程中，大气降水含水层水断层水老空水等水源通过各种