本发明涉离心泵,尤其涉及一种安装在离心泵上的轴向力平衡机构。
背景技术:
多级离心泵在电力、石油化工等行业被广泛应用。在离心泵叶轮的吸入口处,离心泵后盖板的前侧面受吸入压力的作用,而其后侧面受高压的作用,此外,由于两侧密封泄漏不相等的各种影响,叶轮两盖板上的液体压力分布情况也不相同。因此,液体作用于叶轮上的力是不平衡的,于是产生作用在叶轮上的一个与轴心线相平行的轴向力。
离心泵轴向力的平衡机构的设计是泵组设计的关键问题。泵组运转过程中,若离心泵轴向力的平衡机构不能平衡泵组产生的轴向力,在其作用下转子会发生轴向窜动,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零部件的损坏以致不能工作。
技术实现要素:
为了克服现有技术的缺陷,本发明提出一种离心泵轴向力平衡机构。
本发明所述的一种离心泵轴向力平衡机构,包括安装在泵传动轴4上的平衡鼓1以及安装在泵壳体上的平衡套3,及压紧平衡套3的平衡套压板2。
进一步地,所述平衡鼓1的大外径通过下述公式确定:
平衡鼓大外径d=1.3x多级泵次级叶轮口环直径。
进一步地,所述平衡鼓1的小外径通过下述公式确定:
平衡鼓小外径d=0.83x多级泵次级叶轮口环直径。
进一步地,所述平衡鼓1的大外径面,和/或小外径面加工成多个不规则的节流槽5。
进一步地,所述节流槽5与所述平衡鼓1的外表面所成的一个角度为20°~40°。
进一步地,所述节流槽5与所述平衡鼓1的外表面所成的角度为30°。
进一步地,所述平衡鼓1的小外径面和平衡套3内壁面间隙的宽度为0.4~0.5mm。
进一步地,所述平衡鼓1的大外径面和平衡套压板2内壁面间隙宽度为0.35~0.45mm。
进一步地,所述平衡鼓1的端面和平衡套2的端面的轴向间隙的宽度为0.12~0.15mm。
进一步地,所述平衡机构安装在所述离心泵非驱动端末级叶轮的后端。
本发明所述多级离心泵轴向力平衡结构,其解决了现有多级泵不能完全平衡轴向力的技术问题。所述平衡机构既可以很好地平衡轴向力,又提高了多级离心泵的可靠性,可广泛应用于多级离心泵的轴向力平衡。
附图说明
当结合附图考虑时,通过参照下面的详细描述,能够更完整更好地理解本发明以及容易得知其中许多伴随的优点,但此处所说明的附图用来提供对本发明的进一步理解,构成本发明的一部分,本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明,并不构成对本发明的不当限定,如图其中:
图1为本发明所述平衡机构结构示意图;
图2为本发明所述平衡机构中所述平衡鼓局部放大剖视图。
具体实施方式
下面结合说明书附图,对本发明所述离心泵轴向力的平衡机构的具体实施方式进行说明。
本实施例所述离心泵轴向力平衡机构,安装在泵的非驱动端末级叶轮后,如图1所述,所述平衡机构包括安装在传动轴4上的平衡鼓1以及安装在泵壳体上的平衡套3,及压紧平衡套3的平衡套压板2;
平衡鼓1的小外径面和平衡套3内壁面间隙f的宽度为0.4~0.5mm,优选地,间隙f的宽度为0.45mm;所述平衡鼓1的大外径面和平衡套压板2内壁面的间隙h宽度为0.35~0.45mm,优选地,间隙h的宽度为0.40mm;为保证平衡结构能在启动瞬间后建立平衡力,平衡鼓1的端面和平衡套2的端面的轴向间隙e的宽度为0.12~0.15mm,优选地,所述轴向间隙e的宽度为0.13mm。
如图2所示,平衡鼓1的大外径面与小外径面均加工成多个不规则的节流槽5,优选地,所述节流槽5与平衡鼓1的外表面所成的一个角度g为20°~40°,优选地,所述节流槽5与平衡鼓1的外表面所成的角度g为30°。节流槽5用于增加节流间隙的长度,减小平衡鼓1的泄漏量。
轴向力会使转子轴向窜动,造成泵动静部件摩擦,所述平衡结构安装在离心泵非驱动端的末级叶轮后,如图1所示,离心泵中平衡机构所在位置的a端为高压区,即流体介质压出区,b端为低压区,即流体介质进入区,因此平衡机构的两端有一个压力差,在离心泵工作时,流经平衡机构的液体介质,能够使平衡结构形成一个与总轴向力方向相反的平衡力,平衡力大小与平衡鼓1的尺寸设计有关。
平衡鼓1的大、小直径按照以下方法确定:通过计算残余轴向力以及平衡鼓1两侧的压力差来确定平衡鼓的受力面积,通过平衡鼓的受力面积确定平衡鼓的直径。
通过大量(达到上千次)的现场试验和论证,通过以下公式计算平衡鼓直径:
平衡鼓大外径d=1.3x多级泵次级叶轮口环直径;
平衡鼓小外径d=0.83x多级泵次级叶轮口环直径。
通过上述计算来确定平衡鼓1的尺寸,就能够恰好平衡离心泵工作时产生的轴向力,消除转子的轴向窜动,减小泵工作时的振动及噪声,进而提升了泵的性能及使用寿命。
如上所述,对本发明的实施例进行了详细地说明,显然,只要实质上没有脱离本发明的发明点及效果、对本领域的技术人员来说是显而易见的变形,也全部包含在本发明的保护范围之内。