CN102251991B - 屏蔽泵轴向力平衡装置及方法 - Google Patents

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CN102251991B CN201110237938.1A CN201110237938A CN102251991B CN 102251991 B CN102251991 B CN 102251991B CN 201110237938 A CN201110237938 A CN 201110237938A CN 102251991 B CN102251991 B CN 102251991B
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Abstract

本发明涉及屏蔽泵轴向力平衡方法及装置，属于流体机械领域中的泵装置。该装置包括泵体、主叶轮、副叶轮、泵轴、推力轴承、前径向轴承、后径向轴承，通过副叶轮带动冷却循环液体工作，在不需外加动力情况下达到了很好冷却效果，实现系统节能。同时，副叶轮产生的轴向力平衡了主叶轮产生的轴向力，由于副叶轮与主叶轮同轴，基本消除了其他屏蔽泵轴向力平衡方法中随着工况变化残余较大轴向力的缺陷，使轴承的负荷减小，延长轴承使用寿命，实现了屏蔽泵的安全可靠运行。本发明结构简单，设计合理。适用于卧式或立式等结构形式的离心泵。

Description

屏蔽泵轴向力平衡装置及方法
技术领域
本发明涉及屏蔽泵轴向力平衡方法及装置，属于流体机械领域中的泵装置。
背景技术
屏蔽泵作为一种无轴封、绝对无泄漏，结构紧凑、体积小、重量轻，无冷却风扇、噪声较低的离心泵，广泛应用于石油化工、航空航天、国防军工、环保等重要领域，用来输送易燃、易爆、易挥发、腐蚀性、剧毒、贵重等介质。但由于其自身的特点，屏蔽泵的轴向力平衡成为影响屏蔽泵使用寿命和效率的关键因素。实践表明，屏蔽泵的失效很多是由于轴向力太大、未能很好平衡造成了石墨轴承损坏。因此，进行屏蔽泵轴向力平衡新方法的研究，尽可能减少或者消除轴向力的破坏显得尤为重要。
(1)屏蔽泵工作原理
屏蔽泵由屏蔽电动机和泵组成为一体，被封闭在一个充满输送介质的压力容器内，其只有静密封，无旋转轴封。屏蔽泵的叶轮和电机转子固定在同一轴上，屏蔽套将电机转子和定子隔开，转子通过定子磁场传递的动力在输送介质中运转，带动叶轮工作。电机定子及液力滑动轴承由被输送介质冷却和润滑。通常屏蔽泵轴向力通过液压均衡方式自动平衡，滑动轴承推力盘只是在起动和停止瞬间承受轴向力。
(2)屏蔽泵轴向力平衡分析
    对于屏蔽泵而言，轴向力的形成是由液体作用在叶轮前后盖板压力差而产生的指向叶轮吸入口的轴向力                                                
Figure 69845DEST_PATH_IMAGE001
，液体流经叶轮进口与出口方向发生变化引起的作用在叶轮上的动反力
Figure 396921DEST_PATH_IMAGE002
，轴头等的水压力
Figure 743589DEST_PATH_IMAGE003
及立式泵中转子的重力
Figure 218433DEST_PATH_IMAGE004
的合力。假定轴向力指向叶轮吸入口方向为正，则屏蔽泵轴向力表达式为：
Figure 980852DEST_PATH_IMAGE005
                     （1）
其中
Figure 224752DEST_PATH_IMAGE001
的大小取决于前后盖板上的压力分布和液体通过叶轮与泵壳之间的泄漏量及其方向。
    从轴向力的计算公式可以看出，轴向力的大小与泵送介质的特性有一定关系，单纯用同一种型号的轴承平衡不同介质产生的轴向力是不可行的。由于造成轴向力的主要部件是叶轮，所以通常采用在叶轮后盖板上设置密封环，同时在叶轮轮毂处开平衡孔或在盖板上增加背叶片来平衡屏蔽泵轴向力。但这些传统的方法不能完全平衡轴向力，只能对一般有滚动轴承的离心泵起到良好作用，因为滚动轴承可以承担残余轴向力。而对于屏蔽泵除了一些低比转速泵可以用这种方式平衡轴向力外，大多数泵用这种方式消除轴向力是远远不够的，常常会造成石墨轴承的异常磨损。
    因此，一般平衡方法难以解决屏蔽泵轴向力的平衡问题。采用新的轴向力平衡结构及方法显得十分必要。
发明内容
为了克服上述现有技术的不足，本发明提供屏蔽泵轴向力平衡方法及装置。
屏蔽泵轴向力平衡装置，包括泵体、主叶轮、副叶轮、泵轴、推力轴承、前径向轴承、后径向轴承，其中所述泵体为竖直方向圆筒状，所述泵轴为自下而上的阶梯轴，泵轴下端设有主叶轮、上端设有副叶轮，主叶轮和副叶轮均通过平键与泵轴相联，在副叶轮下部设有推力轴承，泵轴中部还固定设有内磁转子，其上下部分别设有固定在泵轴上的后径向轴承、前径向轴承，内磁转子外部设有屏蔽套间隙；上述装置中的推力轴承开有径向沟槽，后径向轴承与泵轴之间形成后径向轴承环形间隙，前径向轴承与泵轴之间形成前径向轴承环形间隙，泵体外部还安装有外循环管；上述推力轴承的径向沟槽、后径向轴承环形间隙、屏蔽套间隙、前径向轴承环形间隙与外循环管构成一个完整的冷却循环回路，冷却循环回路与副叶轮组成平衡主叶轮产生的轴向力的平衡系统，冷却循环回路内部装有冷却液，其在副叶轮带动下循环流动，平衡轴向力。
上述装置中的副叶轮随同主叶轮同步工作。
上述装置中的泵体上部还设有使泵体内外相通的注水口。
基于上述装置的屏蔽泵轴向力的平衡方法，按照下述步骤进行：
一、确定平衡前磁力泵轴向力：
    通过试验测量或计算获得平衡前磁力泵轴向力
Figure 742321DEST_PATH_IMAGE006
；
二、计算各管路压头损失：
冷却循环流量经各阻力件构成一个冷却循环回路，通过各阻力件的流阻系数
Figure 704461DEST_PATH_IMAGE007
及过流面积计算出各段压头损失
Figure 371907DEST_PATH_IMAGE009
。
三、设计副叶轮
    由冷却循环流量及泄漏流量（与口环半径有关）确定副叶轮流量，由冷却循环回路总压力降确定副叶轮扬程，由扬程和流量，可初步确定副叶轮的主要参数：叶轮直径、叶片宽度、叶片进出口安放角、叶轮入口直径、叶轮口环直径等。
 四、计算副叶轮产生的轴向力（副叶轮结构示意图见图3）
副叶轮形成的轴向力，其计算公式为：
Figure 385179DEST_PATH_IMAGE011
。 
五、内磁转子两端压力差形成的轴向力
Figure 551718DEST_PATH_IMAGE012
式中 
Figure 707893DEST_PATH_IMAGE013
──内磁转子两端压力降，m；
Figure 567265DEST_PATH_IMAGE008
──内磁转子端面受力面积，m3；
六、轴向力平衡
通过以上计算或实验测量主叶轮的轴向力
Figure 176101DEST_PATH_IMAGE006
、副叶轮形成的轴向力
Figure 349593DEST_PATH_IMAGE010
及内磁转子两端压力差形成的轴向力
Figure 422591DEST_PATH_IMAGE014
，进行平衡比较，逐步调整副叶轮的口环直径，最终使不平衡轴向力的理论值低于制造商的规定值[]，平衡公式：
Figure 486679DEST_PATH_IMAGE015
。
本发明中步骤二所述的各阻力件一般可简化为以下几种模型，通过各阻力件流阻系数
Figure 995021DEST_PATH_IMAGE007
及过流面积
Figure 125788DEST_PATH_IMAGE008
可计算出各段压头损失
Figure 326962DEST_PATH_IMAGE009
：
压头损失：
Figure 910390DEST_PATH_IMAGE016
         （2）
（1）推力轴承径向沟槽及径向轴承环形间隙可看着几个圆管
入口阻力系数～0.1；
沿程阻力系数
Figure 207697DEST_PATH_IMAGE018
，
Figure 517455DEST_PATH_IMAGE019
为摩擦阻力系数,通常取
Figure 588179DEST_PATH_IMAGE020
；
流阻系数
Figure 703903DEST_PATH_IMAGE021
；
过流面积为截面积。
（2）屏蔽套间隙
Figure 83730DEST_PATH_IMAGE022
进口阻力系数
Figure 376171DEST_PATH_IMAGE023
,
Figure 233269DEST_PATH_IMAGE024
－圆角系数；
沿程阻力系数：
缝隙断面的水力半径(面积除以湿周)为
Figure 989872DEST_PATH_IMAGE025
，圆管的水力半径
Figure 641433DEST_PATH_IMAGE026
，即 
Figure 686750DEST_PATH_IMAGE027
，利用圆管沿程损失系数公式,得缝隙的沿程损失系数
Figure 693069DEST_PATH_IMAGE029
；
出口阻力系数
Figure 843428DEST_PATH_IMAGE021
；
过流面积
Figure 110461DEST_PATH_IMAGE008
为环缝截面积。
（3）外循环管
入口阻力系数
Figure 43782DEST_PATH_IMAGE017
～0.1；
沿程阻力系数
Figure 774977DEST_PATH_IMAGE018
，
Figure 33920DEST_PATH_IMAGE019
为摩擦阻力系数，与流体流动特性
Figure 584987DEST_PATH_IMAGE030
有关； 
出口阻力系数
Figure 587579DEST_PATH_IMAGE021
；
过流面积
Figure 110964DEST_PATH_IMAGE008
为外循环管截面积。
本发明中步骤三中所述的副叶轮扬程按下述步骤计算：
副叶轮出口压力
Figure 337546DEST_PATH_IMAGE031
,入口压力
Figure 579171DEST_PATH_IMAGE032
，则
Figure 119874DEST_PATH_IMAGE033
式中  
Figure 560083DEST_PATH_IMAGE034
－叶轮的势扬程，m；
Figure 160828DEST_PATH_IMAGE035
－液体密度，kg/m3。
Figure 689417DEST_PATH_IMAGE036
式中  
Figure 33811DEST_PATH_IMAGE037
－叶轮的实际扬程(
Figure 531788DEST_PATH_IMAGE038
,
Figure 100173DEST_PATH_IMAGE039
－水力效率)，m；－叶轮出口直径圆周速度，m/s；
Figure 198896DEST_PATH_IMAGE041
（其中，
Figure 613697DEST_PATH_IMAGE042
为泵的设计流量，m3/s；n为泵的转速，r/min）或
Figure 290666DEST_PATH_IMAGE043
（
Figure 790917DEST_PATH_IMAGE044
为估计泵水力效率时用的叶轮进口有效直径,
Figure 477113DEST_PATH_IMAGE045
，mm)。
本发明中步骤四中所述的副叶轮产生的轴向力计算步骤如下：
（1）副叶轮前端受力
Figure 684104DEST_PATH_IMAGE046
式中  
Figure 859870DEST_PATH_IMAGE032
──副叶轮进口压力，Pa；
Figure 785101DEST_PATH_IMAGE047
──叶轮进口压力下受力面积，m3；──叶轮口环半径，m；
Figure 9409DEST_PATH_IMAGE048
──叶轮轮毂半径，m；
（2）动反力
式中  
Figure 683153DEST_PATH_IMAGE050
──理论流量，m3/s；
Figure 892417DEST_PATH_IMAGE051
、
Figure 920416DEST_PATH_IMAGE052
──叶轮进口前、出口后的轴面速度，m/s；
Figure 101999DEST_PATH_IMAGE053
──叶轮出口轴面速度与轴线方向的夹角。叶轮产生的轴向力方向指向叶轮进口。
（3）推力轴承处压力差形成的轴向力
Figure 619568DEST_PATH_IMAGE001
Figure 519391DEST_PATH_IMAGE054
Figure 144888DEST_PATH_IMAGE055
(N)
Figure 180978DEST_PATH_IMAGE056
(N)
Figure 807131DEST_PATH_IMAGE057
(N)
Figure 990988DEST_PATH_IMAGE058
(N)
式中 
Figure 360789DEST_PATH_IMAGE059
──副叶轮出口压力，Pa；
Figure 516964DEST_PATH_IMAGE060
──液体流经推力轴承后压力，Pa；
Figure 376336DEST_PATH_IMAGE047
──叶轮进口压力下受力面积，m3；
Figure 985171DEST_PATH_IMAGE061
──推力轴承处轴半径，m；
Figure 955401DEST_PATH_IMAGE062
──推力轴承内半径，m；──推力轴承外半径，m；──叶轮半径，m。
本发明的优点：
本发明通过增加一个副叶轮带动冷却循环液体工作，在不需外加动力情况下达到了很好冷却效果，实现系统节能。同时，副叶轮产生的轴向力平衡了主叶轮产生的轴向力，由于副叶轮与主叶轮同轴，基本消除了其他屏蔽泵轴向力平衡方法中随着工况变化残余较大轴向力的缺陷，使轴承的负荷减小，延长轴承使用寿命，实现了屏蔽泵的安全可靠运行。本发明结构简单，设计合理。适用于卧式或立式等结构形式的离心泵。
附图说明
图1是屏蔽泵结构示意图；
图中1泵体，2主叶轮，3前径向轴承，4屏蔽套间隙，5内磁转子，6泵轴，7外循环管，8后径向轴承，9推力轴承，10副叶轮。
图2是冷却循环回路示意图；图中3前径向轴承，4屏蔽套间隙，7外循环管，8后径向轴承，9推力轴承，10副叶轮，
Figure 92488DEST_PATH_IMAGE065
为冷却循环流量。
图3是副叶轮结构示意图；图中6泵轴，9推力轴承，10副叶轮。 
为副叶轮进口压力，
Figure 934859DEST_PATH_IMAGE031
为副叶轮出口压力，
Figure 136033DEST_PATH_IMAGE060
为液体流经推力轴承后压力；
Figure 453882DEST_PATH_IMAGE048
为叶轮轮毂半径，为副叶轮半径，为副叶轮口环半径，
Figure 326526DEST_PATH_IMAGE061
为推力轴承处轴的半径，
Figure 193988DEST_PATH_IMAGE062
为推力轴承内半径，为推力轴承外半径。 
具体实施方式
如图1和图2所示，屏蔽泵轴向力平衡装置，包括泵体1、主叶轮2、副叶轮10、泵轴6、推力轴承9、前径向轴承3、后径向轴承8，其中所述泵体1为竖直方向圆筒状，所述泵轴6为自下而上的阶梯轴，泵轴6下端设有主叶轮2、上端设有副叶轮10，主叶轮2和副叶轮10均通过平键与泵轴6相联，在副叶轮10下部设有推力轴承9，泵轴6中部还固定设有内磁转子5，其上下部分别设有固定在泵轴6上的后径向轴承8、前径向轴承3，内磁转子5外部设有屏蔽套间隙4；上述装置中的推力轴承9开有径向沟槽，后径向轴承8与泵轴6之间形成后径向轴承环形间隙，前径向轴承3与泵轴6之间形成前径向轴承环形间隙，泵体1外部还安装有外循环管7；上述推力轴承9的径向沟槽、后径向轴承环形间隙、屏蔽套间隙、前径向轴承环形间隙与外循环管7构成一个完整的冷却循环回路，冷却循环回路与副叶轮10组成平衡主叶轮2产生的轴向力的平衡系统，冷却循环回路内部装有冷却液，其在副叶轮10带动下循环流动，平衡轴向力。
上述装置中的副叶轮10随同主叶轮2同步工作。
上述装置中的泵体上部还设有使泵体内外相通的注水口。
1．思路及原理
    这种方法的原理就是设计一个副叶轮，通过副叶轮产生的轴向力与主叶轮产生的轴向力相互平衡，从而消除轴向力。当屏蔽泵主叶轮开始工作时，将产生一个较大的轴向力；与此同时，副叶轮开始工作，带动冷却液在冷却回路中循环流动，副叶轮也将产生一个轴向力，此轴向力与主叶轮产生的轴向力及转子重力等合力大小相等，方向相反。
2．计算方法
    设计时通常采用校核计算的方法，先由泵的总体结构要求初步确定主叶轮产生的轴向力大小及冷却循环流量，计算冷却液经过冷却循环回路后产生的压头损失，从而得出决定副叶轮的性能参数（流量和扬程）。初步设计副叶轮，确定主要的参数，然后根据两叶轮产生的轴向力平衡，反算出副叶轮口环直径，如果平衡后残余轴向力小于规定值，说明设计合理。
下面结合工程实例对本发明作进一步说明。
2.1磁力泵平衡前轴向力
    通过试验测量：电机转速n=2950r/min时，主叶轮产生的轴向力为7000N，转动部件自重320kg，则总轴向力为
Figure 87174DEST_PATH_IMAGE068
N。
2.2 计算各管路压力降
    已知：冷却循环流量
Figure 633081DEST_PATH_IMAGE069
。
（1）推力轴承径向沟槽压力降
，
Figure 804802DEST_PATH_IMAGE072
；则
Figure 456363DEST_PATH_IMAGE073
。
（2）后径向轴承处压力降
Figure 298417DEST_PATH_IMAGE074
Figure 693627DEST_PATH_IMAGE075
，
Figure 570316DEST_PATH_IMAGE076
；则
Figure 392778DEST_PATH_IMAGE077
。
（3）屏蔽套间隙压力降
Figure 722128DEST_PATH_IMAGE078
进口阻力系数
Figure 921029DEST_PATH_IMAGE079
取0.05，出口阻力系数
Figure 589907DEST_PATH_IMAGE080
取1，当
Figure 645588DEST_PATH_IMAGE081
取0.04时，
Figure 399917DEST_PATH_IMAGE082
；则
Figure 464825DEST_PATH_IMAGE083
，
Figure 988211DEST_PATH_IMAGE084
；则。
（4）前径向轴承处的压力降
Figure 456418DEST_PATH_IMAGE086
Figure 997121DEST_PATH_IMAGE087
，m2，m
（5）外循环管压力降
Figure 498488DEST_PATH_IMAGE086
进口阻力系数
Figure 905198DEST_PATH_IMAGE090
取0.05，出口阻力系数
Figure 137597DEST_PATH_IMAGE091
取1，沿程阻力系数
确定流动类型：雷诺数>4000，
Figure 804704DEST_PATH_IMAGE094
m/s。因<
Figure 162053DEST_PATH_IMAGE096
<，用尼克拉兹公式
Figure 348501DEST_PATH_IMAGE098
，则
Figure 617808DEST_PATH_IMAGE099
，故
Figure 731258DEST_PATH_IMAGE100
m。
总压力降：
Figure 656488DEST_PATH_IMAGE101
m
2.3 设计副叶轮
确定流量
Figure 943113DEST_PATH_IMAGE102
式中为泄漏流量，与口环半径有关，这里取0.6m3/h，故
Figure 288961DEST_PATH_IMAGE042
=9m3/h。
确定扬程
Figure 763805DEST_PATH_IMAGE104
，故m。
确定主要几何参数
叶轮直径 
Figure 38633DEST_PATH_IMAGE106
mm
叶片宽度 
Figure 493885DEST_PATH_IMAGE107
5mm
叶片进出口安放角
Figure 128129DEST_PATH_IMAGE108
15.6，
Figure 756556DEST_PATH_IMAGE109
35
叶轮入口直径
Figure 58224DEST_PATH_IMAGE110
95mm
叶轮口环直径
Figure 684378DEST_PATH_IMAGE111
mm
2.4 计算副叶轮产生的轴向力
1．副叶轮受力
（1）副叶轮前端受力
（2）动反力
Figure 238036DEST_PATH_IMAGE113
N，可忽略不计。
（3）推力轴承处压力差形成的轴向力
Figure 456528DEST_PATH_IMAGE001
(N)
Figure 862418DEST_PATH_IMAGE115
(N)
(N)
Figure 843330DEST_PATH_IMAGE117
(N)
2．副叶轮形成的轴向力
Figure 811286DEST_PATH_IMAGE118
若
Figure 969734DEST_PATH_IMAGE119
MPa，则MPa，则
Figure 608843DEST_PATH_IMAGE121
(N)
2.5 内磁转子两端压力差形成的轴向力(N)
2.6 轴向力平衡
由平衡公式：
Figure 331129DEST_PATH_IMAGE123
N，则不能满足平衡要求，需加大副叶轮口环直径。
取叶轮口环直径
Figure 908741DEST_PATH_IMAGE124
mm
则
Figure 628435DEST_PATH_IMAGE125
(N)
(N)
Figure 91742DEST_PATH_IMAGE127
(N)
Figure 145149DEST_PATH_IMAGE128
(N)
故
Figure 47246DEST_PATH_IMAGE129
    当副叶轮口环直径
Figure 527906DEST_PATH_IMAGE124
mm时，能基本完全平衡轴向力。

Claims (4)

1.屏蔽泵轴向力平衡装置，其特征在于包括泵体、主叶轮、副叶轮、泵轴、推力轴承、前径向轴承、后径向轴承，其中所述泵体为竖直方向圆筒状，所述泵轴为自下而上的阶梯轴，泵轴下端设有主叶轮、上端设有副叶轮，主叶轮和副叶轮均通过平键与泵轴相联，在副叶轮下部设有推力轴承，泵轴中部还固定设有内磁转子，其上下部分别设有固定在泵轴上的后径向轴承、前径向轴承，内磁转子外部设有屏蔽套间隙；上述装置中的推力轴承开有径向沟槽，后径向轴承与泵轴之间形成后径向轴承环形间隙，前径向轴承与泵轴之间形成前径向轴承环形间隙，泵体外部还安装有外循环管；上述推力轴承的径向沟槽、后径向轴承环形间隙、屏蔽套间隙、前径向轴承环形间隙与外循环管构成一个完整的冷却循环回路，冷却循环回路与副叶轮组成平衡主叶轮产生的轴向力的平衡系统，冷却循环回路内部装有冷却液，其在副叶轮带动下循环流动，平衡轴向力；
上述装置中的副叶轮随同主叶轮同步工作；
上述装置中的泵体上部还设有使泵体内外相通的注水口。
2.基于权利要求1所述的屏蔽泵轴向力平衡装置的平衡方法，其特征在于按照下述步骤进行：
一、确定平衡前磁力泵轴向力：
    通过试验测量或计算获得平衡前磁力泵轴向力                                                
Figure 2011102379381100001DEST_PATH_IMAGE001
；
二、计算各管路压头损失：
冷却循环流量经各阻力件构成一个冷却循环回路，通过各阻力件的流阻系数
Figure 2011102379381100001DEST_PATH_IMAGE002
及过流面积
Figure 2011102379381100001DEST_PATH_IMAGE004
计算出各段压头损失
Figure 2011102379381100001DEST_PATH_IMAGE005
；
三、设计副叶轮：
    由冷却循环流量及与口环半径有关的泄漏流量确定副叶轮流量，由冷却循环回路总压力降确定副叶轮扬程，由扬程和流量，可初步确定副叶轮的主要参数：叶轮直径、叶片宽度、叶片进出口安放角、叶轮入口直径、叶轮口环直径；
 四、计算副叶轮产生的轴向力：
副叶轮形成的轴向力
Figure 2011102379381100001DEST_PATH_IMAGE006
，其计算公式为：
Figure 2011102379381100001DEST_PATH_IMAGE007
；式中 
Figure 2011102379381100001DEST_PATH_IMAGE008
──副叶轮前端受力，N；
Figure 2011102379381100001DEST_PATH_IMAGE009
──动反力，N；──推力轴承处压力差形成的轴向力，N;
五、内磁转子两端压力差形成的轴向力
Figure DEST_PATH_IMAGE011
式中 
Figure DEST_PATH_IMAGE012
──内磁转子两端压力降，m；──内磁转子端面受力面积，m3；
六、轴向力平衡：
通过以上计算或实验测量主叶轮的轴向力、副叶轮形成的轴向力
Figure 303383DEST_PATH_IMAGE006
及内磁转子两端压力差形成的轴向力
Figure DEST_PATH_IMAGE014
，进行平衡比较，逐步调整副叶轮的口环直径，最终使不平衡轴向力的理论值低于制造商的规定值[
Figure 145437DEST_PATH_IMAGE001
]，平衡公式：；
步骤二所述的各阻力件简化为以下几种模型，通过各阻力件流阻系数
Figure DEST_PATH_IMAGE016
及过流面积
Figure DEST_PATH_IMAGE017
计算出各段压头损失：
压头损失：      
Figure DEST_PATH_IMAGE018
   （2）；
（1）推力轴承径向沟槽及径向轴承环形间隙，
入口阻力系数
Figure DEST_PATH_IMAGE019
～0.1；
沿程阻力系数
Figure DEST_PATH_IMAGE020
，为摩擦阻力系数,通常取
Figure DEST_PATH_IMAGE022
；
流阻系数；
截面积为过流面积
Figure 895590DEST_PATH_IMAGE017
；
（2）屏蔽套间隙
Figure 162623DEST_PATH_IMAGE024
进口阻力系数, 
Figure DEST_PATH_IMAGE026
,
Figure DEST_PATH_IMAGE027
－圆角系数；
沿程阻力系数：
缝隙断面的水力半径为
Figure DEST_PATH_IMAGE028
，圆管的水力半径
Figure DEST_PATH_IMAGE029
，即
Figure DEST_PATH_IMAGE030
，利用圆管沿程损失系数公式
Figure DEST_PATH_IMAGE031
,得缝隙的沿程损失系数；
出口阻力系数；
过流面积
Figure 91351DEST_PATH_IMAGE004
为环缝截面积；
（3）外循环管
入口阻力系数
Figure DEST_PATH_IMAGE034
～0.1；
沿程阻力系数，为摩擦阻力系数，与流体流动特性
Figure DEST_PATH_IMAGE036
有关； 
出口阻力系数
Figure DEST_PATH_IMAGE037
；
外循环管截面积为过流面积
Figure 628960DEST_PATH_IMAGE017
。
3.根据权利要求2所述的屏蔽泵轴向力平衡装置的平衡方法，其特征在于步骤三中所述的副叶轮扬程按下述步骤计算：
副叶轮出口压力
Figure DEST_PATH_IMAGE038
,入口压力，则
Figure DEST_PATH_IMAGE040
式中  
Figure DEST_PATH_IMAGE041
－叶轮的势扬程，m；
Figure DEST_PATH_IMAGE042
－液体密度，kg/m3；
式中  －叶轮的实际扬程，
Figure DEST_PATH_IMAGE045
,－水力效率，m；
Figure DEST_PATH_IMAGE047
－叶轮出口直径圆周速度，m/s；
Figure DEST_PATH_IMAGE048
，其中
Figure DEST_PATH_IMAGE049
为泵的设计流量，m3/s；n为泵的转速，r/min或，其中
Figure DEST_PATH_IMAGE051
为估计泵水力效率时用的叶轮进口有效直径,，mm。
4.根据权利要求2所述的屏蔽泵轴向力平衡装置的平衡方法，其特征在于步骤四中所述的副叶轮产生的轴向力计算步骤如下：
（1）副叶轮前端受力
Figure 6458DEST_PATH_IMAGE024
Figure DEST_PATH_IMAGE053
式中 
Figure DEST_PATH_IMAGE054
──副叶轮进口压力，Pa；
Figure DEST_PATH_IMAGE055
──叶轮进口压力下受力面积，m3；
Figure DEST_PATH_IMAGE056
──叶轮口环半径，m；
Figure DEST_PATH_IMAGE057
──叶轮轮毂半径，m；
（2）动反力
Figure 618836DEST_PATH_IMAGE024
Figure DEST_PATH_IMAGE058
式中 
Figure DEST_PATH_IMAGE059
──理论流量，m3/s；
Figure DEST_PATH_IMAGE060
、
Figure DEST_PATH_IMAGE061
──叶轮进口前、出口后的轴面速度，m/s；
Figure DEST_PATH_IMAGE062
──叶轮出口轴面速度与轴线方向的夹角；
叶轮产生的轴向力方向指向叶轮进口；
（3）推力轴承处压力差形成的轴向力
Figure 516123DEST_PATH_IMAGE024
，单位为N；
Figure DEST_PATH_IMAGE065
，单位为N；
Figure DEST_PATH_IMAGE066
，单位为N；
 ，单位为N；
Figure DEST_PATH_IMAGE068
式中──副叶轮出口压力，Pa；
Figure DEST_PATH_IMAGE070
──液体流经推力轴承后压力，Pa；
Figure 883650DEST_PATH_IMAGE055
──叶轮进口压力下受力面积，m3；──推力轴承处轴半径，m；
Figure DEST_PATH_IMAGE072
──推力轴承内半径，m；
Figure DEST_PATH_IMAGE073
──推力轴承外半径，m；──叶轮半径，m。
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