磁力泵中轴向力的分析与计算

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- 前言磁力泵是-种不存在动密封的无泄漏流体输送机械，主要针对叶片泵中的离心泵进行设计。通常由泵体、隔离套及连接部件组成能够承受压力的屏蔽密封腔体。密封腔体的外部有-个旋转的永磁场，空间无接触地带动密封腔体内部的磁性转子部件同步旋转，并带动叶轮实现对流体做功。由于带动叶轮做功的旋转轴不穿出屏蔽密封腔体，无动密封的存在，从而保证了磁力泵的零泄漏、无污染。

二、磁力泵结构特点目前国内外设计生产的磁力泵结构各不相同，但工作原理及整体结构相似，现以大连科蓝泵业有限公司生产的KMA型磁力泵产品为例进行简单介绍。

磁力泵的主要部件包括泵体、叶轮、泵盖、支撑架、轴承、止推轴承、轴、内磁转子、外磁转子、隔离套以及轴承部件等。具体结构如下图所示。

l 2O l9 l8 l7 l6 15 l4 I3磁力泵结构图1.锁紧螺母 2.泵体 3.叶轮前口环 4.泵体口环 5叶轮 6.叶轮后口环7.支撑架口环 8琏接架 9.外磁转子部件 l0.隔离套 11.轴承部件12驱动轴 13.内磁转子部件 14止推轴承 15.滑动轴承 16.轴套17支撑架 18.泵盖 19.泵轴 2O.叶轮螺母在磁力泵中，当外磁转子带动内磁转子同步旋转时，在内外磁转子中间会产生-个旋转的磁常而处在内外磁转子中间的静止部件隔离套，相对这个旋转磁场来说是在做切割磁力线运动，因此，若隔离套为金属材料，则必然会在隔离套表面产生感生电流，这种感生电流为磁涡流。磁涡流损失是按照焦耳-楞次定律以热量的形式表现出来的。这会使磁力泵的整机效率降低，同2013e et，用x 85 第6期wmv. .com U ，l GM通用税税制道l f l " 胁( ture时使隔离套温度升高，由于工作在隔离套两侧的永磁材料在达到-定温度后会出现消磁现象，因此，隔离套的温度升高对永磁体的安全使用造成影响。

为了避免隔离套温度升高对永磁体的使用造成影响，磁力泵中通常设置有内部的自冷却循环系统，用以带走隔离套表面的热量，同时对滑动轴承进行润滑和冷却。对于常规结构而言，自冷却循环系统通常由叶轮靠近出口的高压部位引出，经支撑架上均布的循环孔，流经隔离套与内磁转子间的间隙，由泵轴上的中，L，4L流回叶轮的吸入口。

三 轴向力的产生及危害由于磁力泵中自冷却循环系统通常由叶轮靠近出口的高压部位引出，循环液在流经支撑架上均布的循环孔及隔离套后，会在内磁转子侧产生-个高于叶轮入1：3压力的高压区域，该压力直接作用在内磁转子的后侧，在磁力泵的转子系上产生-个指向叶轮吸入口方向的轴向力。

因此，磁力泵中产生的轴向力主要由以下几个部分组成：1)叶轮前后盖板上的压力不-致产生的轴向力。

由于磁力泵内的轴向力直接作用于止推轴承上，过大的轴向力将使止推轴承上的端面比压增大，严重影响止推轴承的使用寿命。研究证明，磁力泵损坏的原因多由止推轴承的磨损失效或碎裂失效而产生，而止推轴承失效的主要原因多是过大的轴向力引起的，在大功率磁力泵中此现象尤为突出。因此，如何减小磁力泵内的轴向力，是保证磁力泵安全可靠及长期稳定运行的关键技术问题之-，也是磁力泵向大功率发展过程中必须解决的问题之-。

四.轴向力的平衡磁力泵中平衡轴向力通常采用泵内水力自平衡的方法进行。该方法是在叶轮前口环保持不变的情况下，通过改变叶轮后口环的大小来实现的。叶轮出口产生的压力会按-定规律作用在叶轮的前后盖板上，通过调整86 伽WW.e硼LX， U。l U 2 年第6期叶轮后口环的大小，使叶轮后1：3环的直径大于叶轮前口环直径，从而使叶轮前盖板的受力面积大干叶轮后盖板的作用面积时，叶轮出J：3产生的压力在叶轮前盖板上的作用力将大于作用在叶轮后盖板上的作用力，因此，会在叶轮上产生-个方向指向叶轮后面的轴向力。通过计算和运转试验，可以确定-个合适的叶轮后口环直径，使作用在磁力泵转子系上的轴向力达到-个近似的平衡，从而使作用在止推轴承上的残余轴向力降低至-个合理的范围，保证止推轴承安全可靠地工作，实现磁力泵长周期安全运行的目的。

五、轴向力的计算下面以大连科蓝泵业有限公司设计生产的KMA型磁力泵为例，对泵中的轴向力进行计算。KMA型磁力泵的设计符合美国石油协会API685标准，叶轮配置前后密封环及平衡孔，通过调整叶轮口环及平衡孔大小的方式来平衡泵内轴向力，该泵支撑架上开有均布的循环孔，泵轴中心开有变径中心孔。

1.作用在叶轮前后盖板上的轴向力在增大叶轮后口环直径后，叶轮前盖板的受力面积将大于叶轮后盖板的作用面积，因此，会在叶轮上产生-个方向指向叶轮后方的轴向力F。其计算方法及公式如下：F1y丌 (Rm2-R )HP-u2[1- ( )]/(16gR )l (1)H，eHt[1- /(22 )] (2)HtH/ (3) 10.08351g(Q/n) (4)，7 h2丌R2n/60 (5)式中 F --轴向力，单位为 ；月厂 单级叶轮的势扬程；尺 --叶轮出口半径；尺 --叶轮前口环半径；R --叶轮后口环半径；y--液体密度； --叶轮出口圆周速度；g--重力加速度；- - 单级叶轮理论扬程；，7 --水力效率；- 泵流量； n--泵转速。

2.作用在叶轮后口环以下部分上的轴向力叶轮出口与叶轮入lZl之间存在压力差，部分流体会流经叶轮前口环的间隙回到叶轮入口。同时，部分流体会流经叶轮后口环间隙，然后流经叶轮平衡孔回到叶轮入口。由于叶轮平衡孔前后存在压力差，因此，叶轮后口环以下，叶轮轴颈以上部分存在指向叶轮入口的作用在叶轮上的轴向力 。其计算方法及公式如下：F2z YP3 7r(尺 -只h。) (6)式中 --轴向力；p --叶轮后口环下压力；- - 叶轮轴半径。

3.作用在内磁转子上的轴向力由于磁力泵中自冷却循环系统通常由叶轮靠近出口的高压部位引出，内磁转子前后存在压力差，同时，内磁转子前后受力面积也不相同。因此，内磁转子前后受力不-致将产生作用于内磁转子上的指向叶轮吸入口的轴向力 。

自冷却循环系统的正确设计是保证磁力泵安全可靠运转的关键技术之-，自冷却循环系统的冷却液流经内磁转子与隔离套间的间隙，带走由于磁涡流损失产生的热量，因此，自循环冷却液流量必须大于按磁涡流损失计算所得的必需冷却液流量。在计算轴向力 的过程中应对实际冷却液流量进行校验。若实际冷却液流量不满足要求，应对自循环冷却系统中的结构参数进行调整，如改变循环孔位置、个数、大小等。并按更改后的参数重新计算实际冷却液流量直至满足要求。其计算方法及公式如下。

(1)必需冷却循环流量Q 的计算Qb3 594.8尸W/(3 600tC) (7)Pwkn R M /p (8)式中 Q --必需冷却循环流量；- - 涡流损失功率；f--每小时允许温升；c---流体比热；- - 常数，可取 19×10 。

- - 隔离套内半径；- - 隔离套厚度；P--隔离套材料电阻率；M --最大磁扭矩。

通用祝税制遭GM It M Jlanu铷cttlre l计算中，最大磁扭矩M可按配带电动机额定转矩的1.5倍计算，即：M14 325P /n。整理后可得出必需冷却循环流量Q 的计算公式为：Qb2.717 82×10 nR 6 gPd[(tCp) (9)式中 Q --必需冷却循环流量；尸 --配带电动机功率。

(2)自循环冷却循环流量Q 的计算Q ： 2gp /f( /A 1 ) ( 2/A 2 )( /A 3 ) ( 4/A 42)( /A ) ] (10)式中 Q --实际自循环流量；- - 支撑架循环孔处压力；- - 支撑架循环孔阻力系数；：- - 隔离套与内磁转子间阻力系数；- - 轴大中心孔阻力系数；- - 轴小中，07L阻力系数；- - 叶轮螺母上回流孔阻力系数；A --支撑架循环孔总面积；A ：--隔离套与内磁转子间间隙面积；A ，--轴大O，OL面积；A --轴小中心孔面积；A --叶轮螺母上回流孔总面积。

(3)自循环冷却各部位压力的计算 首先计算自循环冷却系统中各部位压力的损失b，p ：Ap ( /2g) (a /A ) (11)Ap 2 ( 2，2g) (Q ，a 2)。 (12)Ap ( /2g) (Qx/A 3) (13)Ap ( /2g) (Q ，A ) (14)Ap ( ，2g) (Q /A 5) (15)式中 Ap 。--支撑架循环孔处压力损失；Ap --隔离套与内磁转子问压力损失；Ap --轴大O，L，TL处压力损失；Ap --轴小中心孔处压力损失；Ap --叶轮螺母上回流孔处压力损失。

内磁转子前后压力的计算：P lP -△ 1 (16)Px2P -Ap l-△px2△p △px4Ap 5(17)式中 P 。--内磁转子前压力；p 厂 内磁转子后压力。

(4)作用在内磁转子上的轴向力 的计算2013 et用yj COIFI 87 第6期Ⅵmv. . V l GM透用祝械蒯遭I GM tla，ufactureYP 2丌R2 -'，p 1丌 (R 2 -R ) (18)式中 轴向力；- - 内磁转子前受力；- - 内磁转子后受力；A --内磁转子前受力面积；A ：--内磁转子后受力面积；R --止推轴承外半径。

4.作用在叶轮上的动反力液体沿轴向进入叶轮，由叶轮的径向或斜向出1：1流出，流体通过叶轮后其流动方向的改变，是因为流体受到叶轮作用力的结果，反之，液体给叶轮-个大IJ，H等，方向相反的反作用力，该力即为动反力，由于动反力的存在，叶轮上存在指向叶轮后方的作用在叶轮上的轴向力F4。其计算方法及公式如下：F4QtY (vm0-lm3COS口) (19)式中 --轴向力g；Q广-泵理论流量；v 。--叶轮进口稍前轴面速度；v --叶轮出口稍后轴面速度；口--叶轮出口轴面速度与轴面夹角。

5.作用在磁力泵转子系上的总轴向力F的计算作用在磁力泵转子系上的总轴向力等于作用在叶轮和内磁转子上的轴向力的矢量和，即：户：户1 3 (20)磁力泵内轴向力平衡的检验标准：工程上采用计算及运行试验的方法检验磁力泵内的轴向力是否平衡，计算方法是通过计算确定叶轮后El环直径，保证止推轴承的端面比压小于0.05MPa；试验的方法是通过运转试验后，将泵解体，观察泵内前后止推轴承端面的磨损情况，若无磨损痕迹，表示轴向力满足工程条件，否则应调整叶轮后口环尺寸，并重新进行计算及运转试验检查。

Pd ×10-6/[7r(Rt2-R1 )] (21)式中 p --止推轴承端面比压； 泵内残余轴向力；A --止推轴承端面受力面积；R。--止推轴承内半径。

6.用Microsoft Excel和逼近法确定叶轮后口环直径通过以上轴向力计算方法的分析可以看出，磁力88 年籼泵内轴向力的计算比较复杂，为了平衡磁力泵内的轴向力，需增大叶轮后1：1环的直径，而轴向力计算过程当中的许多参数是与叶轮后口环的直径有直接关联的，同时，各个计算参数之间也是彼此相关联的，改动-个参数，就需对整个计算过程进行重新计算，因此，直接通过公式求得叶轮后口环直径的尺寸是比较困难的。现利用Microsoft Excel软件强大的计算功能，利用逼近法确定叶轮后口环直径D 。采用这种计算方法可实现计算数据的实时联动变化，通过逼近叶轮后口环理论尺寸的方法，最终确定叶轮后口环及叶轮平衡孔的尺寸。

现以大连科蓝泵业有限公司设计生产的KMA100～315型磁力泵为例，对所编制的Excel程序进行说明。

KMA100--315型磁力泵的具体设计参数如下：设计流量Q为250m /s；设计扬程日为125m；转速：2 950r/min；配带电动机功率P为160kW；磁传动为05档位160kW (厂内标准)；内循环系统为05档标准结构(厂内标准)；隔离套材料为TC4。

确定叶轮后 口环尺寸依据：止推轴承端面比压Pd<0.05MPa；实际冷却循环流量Q >Qb。

具体Microsoft Excel程序及计算过程说明如下：(1)原始数据输入及单位转换 将计算所需已知数据输入，其中已知的结构尺寸是在泵的结构设计中确定的〖虑泵行业习惯，原始数据输入可按泵行业习惯输入，如流量单位采用rn /h等～输入的数据转换为计算公式中所需的参量及单位，如流量单位采用m /s等。

在以下的示例程序中，叶轮后口环直径为非确定值，首次输入可取叶轮前口环直径值JIll0～30mm；通过计算得出的结果进行相应调整至最终值，示例中叶轮后 口环直径尺寸取205mm。

(2)轴向力F 、 、 的计算 将已知的输入数据带入，可求得轴向力F 、F2、F，♂果为负值，表示力的方向指向叶轮后面，即指向内磁转子方向♂果为正值，表示力的方向指向叶轮入口。

(3)自循环冷却流量的计算及检验 将已知的数据输入带入，可求得必需的自循环冷却流量Q 。与实际的自循环流量Q 进行比较，应保证Q >Q 。若不满足此要求，则应对泵内的自循环系统进行调整，如改变循环孔位置、大小，改变轴中心孔尺寸等。然后重新进行以上的轴向力计算，直到实际的自循环流量满足要求为I 。

(4)轴向力 及总轴向力 (残余轴向力)F的计算 将已知的输入数据带入，可求得轴向力 及，。

(5)止推轴承端面比压p 的计算及检验 将已知的输入数据带入，可求得止推轴承的端面比压P 。应保证止推轴承的端面比压小于0.05MPa；若不满足此要求，则应对叶轮后口环尺寸进行调整，然后重新进行以上的轴向力计算，直到止推轴承上的端面比压满足要求为止。

结果表明，止推轴承的端面IzL/p >0.05MPa，不通用祝 蒯造GM IGM Manuhtcture I满足设计要求，重新调整叶轮后13环直径尺寸为206mm，重新带入Microsoft Excel程序。

结果表明，止推轴承的端面比压p <0.05MPa，满足设计要求，最终确定叶轮后口环直径尺寸为206ram，平衡孔直径尺寸为16ram，其他输入中的结构尺寸也同时可以确定下来。

(6)Excel程序及计算结果 利用Microsoft Excel软件当中强大的计算功能，编制的轴向力计算程序见下表 (由于篇幅限制，仅提供数据转换及F 的计算的-部分)。

轴向力Excel计算程序1 A B C D E F2 -、原始数据输入 (部分) 数据转换为计算公式中要求的形式3 需要输入数据项目 数据值 说明 计算公式需要数据项目 数据值 说明4 输送介质密度 1 000 输送介质比重 B4 y5 输送介质比热J/kg.℃ 4 200 输送介质比 J/kg.℃) B5 C6 隔离套材料电阻率/( Q m) 1.7 隔离套材料电阻率/( Q m) B6 p7 隔离套允许温升/'C 5 隔离套允许温升，℃ B7 f8 隔离套内直径/mm 197 隔离套内半径/m B8/2按泵 9 隔离套厚度/ram 1.5 隔离套厚度/ram B9 6 g 行业习1O 流量/(m /h) 250 流量/(m3/s) B1 o/3 600 Q 惯进行儿 扬程/m 15O 数据输 扬程/m Bl112 转速/(fmin) 2950 入，各 转速/(r/min) B12 n13 电动机功率/kW 160 参数按 电动机功率/kW B13 Pdl4 叶轮出口直径/mm 324 实际泵 叶轮出13半径/m B1 2 000 尺215 叶轮入口直径/mm 140 型的具 叶轮入IZl半径，m Bl5/2 000l体结构 16 叶轮轴直径/mm 45 叶轮轴半径，mB16/2 O00 风尺寸确l7 叶轮前口环直径，mm l75 叶轮前1：3环半径/m B17/2 000 月m 定18 叶轮前1：3环长度/mm 20 叶轮前口环长度/m B18/1 000 L19 叶轮前口环间隙/mm O-3 叶轮前I：1环间隙，m B1 9/1 O0020 叶轮后口环直径/mm 205 叶轮后口环直径，m B20/2 0oO R21 叶轮后15环长度/mm 20 叶轮后口环长度/m B21/1 000 L22 叶轮后口环间隙/mm O3 叶轮后口环间隙，m B22/1 000 645 二、轴向力 的计算46 计算项目 说明 计算结果 (公式) 计算后结果 说明47 叶轮出口圆周速度/(m/s) 式 (5) PI E14E12/30 50.O5 248 水力效率 式 (4) 10.0835LOG10(POWER (E10/E12，1/3)) 0.87 玎h49 理论扬程/m 式 (3) El/B48 172.18 H50 势扬程，m 式 (2) B49'(1-(B49 9.8/2/POWER (B47，2))) 114.18 E4 PI (POWER (El7，2)-POWER (E20，2))51 轴向力 式 (1) (B50-POWER (B47，2)/8/9.8 (1-((POWER (El7，2) .835.26 ，1POWER (E20，2))/2/POWER (E14，2))))7.轴向力计算的实际验证按此轴 向力计算方法设计的KM A 1 00-3 1 5(160kW)磁力泵，其轴承、轴套及止推轴承全部采用无压烧结碳化硅材料。在大连科蓝泵业有限公司的开式试验台上进行了运转试验，试验内容包括72h额定流量点运行，12h的O.7倍额定流量点运行，12h的1.2倍额定流量点运行，20次起动停机试验，试验过程中泵运行平稳，水力性能及功率参数正常，振动值达到B级标准；GM 遵用虮麓2013 第6期 Ⅵww.e研X.com球阀阀座密封结构的探讨浙东高中压阀门有限公司 (浙江温州 325105)金衍臣凯瑞特阀业有限公司 (浙江温州 325105)张清明摘 要介绍了密封阀座的密封原理和功能，重点分析目前典型的管道球阀阀座的密封结构形式和特点；论述了密封阀座的结构设计方法和计算过程以及阀座的常用材料。

关键词球阀 密封 阀座 结构 材料-、 前言球阀的主要功能是切断或接通管道中的流体通道。而阀座是球阀中最重要的部件之-，球阀关闭时，它起到阻止介质从上游流到腔体、从腔体流到下游的作用。

阀座的密封形式很多，常用的阀座密封可分固定阀座浮动球体和固定球体浮动阀座两大类。固定阀座浮动球体，是在流体压力作用下球体在流体流动方向产生位移，使它与后阀座密封而更紧密地接触，形成单面密封。固定球体浮动阀座，是流体压力不能使球体产生位移，而是阀座借助于弹簧或流体推力压向球体，建立密封比压∩形成双面密封。固定球体浮动阀座双可分双截断和排放 (DBB)、双隔离和排放 (D1B)等结构。

二 典型的阀座密封结构1.普通式软密封阀座普通阀座 (见图1)的特点是，在预紧力或流体压力作用下，阀座与球体压紧，并使阀座材料产生弹塑性变形而达到密封，其密封效果撒于阀座在流体压力或预紧力的作用下，能够补偿球体不圆度和表面微观不平度的程度，因此，阀座与球体之间必须具有足够大的密(a)圆弧普通阀座 (b)锥面普通阀座(C)带防火普通阀座 (d)带内环普通阀座图1 普通式阀座试验结束后拆机检查，止推轴承完整、表面未发现肉眼可见磨损。运转试验结果证明利用上述计算轴向力的方法来确定叶轮后口环尺寸的方法是可行的，可以满足工程实际要求，同时，利用Microsoft Excel程序编制的轴向力计算程序准确、简单、实用。正常情况下，对-新型号、新工况的磁力泵轴向力计算仅需几分钟便可完成∩以大幅降低设计人员的工作强度，提高轴向力计算工作的效率及准确性。

磁力泵内轴向力的计算方法及利用Microsoft Excel软件编制的轴向力计算程序，为磁力泵系列化设计及大9O ： 年籼功率磁力泵的设计提供了有力的保证。