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如果多级泵的所有单吸叶轮安装的朝向相同，则作用于泵吸入端的理论总水力轴向推力将是单个叶轮推力的总和。推力大小近似等于泵的净压力与环形不平衡面积的乘积。实际上，轴向推力约为这一理论值的 70% 至 80%。

必须使用某种形式的水力平衡装置（机构）来平衡轴向推力，并降低最后一级叶轮附近密封腔的压力。这种水力平衡装置可以是平衡鼓、平衡盘或者两者的组合。

末级叶轮后部的平衡室通过一个平衡鼓与泵内部隔开，平衡鼓通常与轴通过键连接并随轴旋转。平衡鼓与固定在泵壳体上的平衡装置的静止部分（称为平衡套）之间有一个很小的径向间隙。

平衡室通过管路要么与泵的吸入口相连，要么与泵吸入的容器相连。因此，平衡室的背压只略高于吸入压力，两者之间的差值等于平衡室和回流点之间的摩擦损失。当然，平衡鼓和平衡套之间的泄漏量取决于平衡鼓两端的压差和间隙面积。

第一个力大于第二个力，从而平衡施加在单吸叶轮上的轴向推力。根据承载任何推力轴承负载的需要，可以选择平衡鼓的直径以平衡轴向推力或选择平衡90%至95%的轴向推力。

在前面的简单描述中，假设作用在叶轮壁上的压力在其整个表面上是恒定的，并且轴向推力等于所产生的总净压力和不平衡面积的乘积。实际上，由于外部叶轮盖板对液体施加的离心力，该压力在径向方向上有些变化。此外，由于叶轮壁和分隔连续级的壳体部分之间的间隙变化，相对叶轮表面上的两个对应点（图1中的D和E）处的压力可能不相等。最后，叶轮壁表面上的压力分布可能随着扬程和流量的运行工况的变化而变化。

这种压力分布和设计数据可以在任何一种固定的运行工况下非常准确地确定，并且可以基于这种压力分布产生的力来设计有效的平衡鼓。遗憾的是，不同的扬程和流量条件会改变压力分布，而且由于平衡鼓的面积是固定的，因此轴向力的平衡可能会被破坏。

对此的异议主要不是推力的大小，而是由于内部压力的不确定性，无法预先确定推力的方向。尽管如此，还是建议预先确定正常的推力方向，因为这会影响外部机械推力轴承的设计。由于在实践中无法实现100%的平衡，而且推力轴承可以承受轻微但可预测的不平衡，因此平衡鼓通常设计为仅平衡叶轮总推力的90%至95%（不同泵厂有所不同 – 泵沙龙注1）。

平衡鼓能令人满意地平衡单吸叶轮的轴向推力，并降低泵出口侧填料函的压力。然而，它缺乏自动补偿因不同叶轮反作用特性变化而引起的轴向推力的变化。实际上，如果轴向推力和平衡鼓的作用力不相等，则旋转元件将倾向于向作用力更大的方向移动。此时，推力轴承必须防止旋转元件过度移动。在平衡鼓力（通常称为平衡力 – 泵沙龙注2）再次等于轴向推力之前，平衡鼓不执行恢复功能。这种自动补偿是平衡盘与平衡鼓的主要区别。

平衡盘固定在轴上并随轴旋转。它与固定在壳体上的平衡套之间有一个很小的轴向间隙。通过该间隙的泄漏流入平衡室，并从那里通过平衡回流管路流向泵吸入口或泵吸入的容器。平衡盘的背面受平衡室背压的影响，而平衡盘的表面（正面）则承受一系列压力。这些压力从其最小直径处的出口压力到其外围的背压不等。选择平衡盘内径和外径的目的，是使作用在平衡盘表面的总力和作用在平衡盘背面的总力之差能够平衡叶轮的轴向推力。

在运行过程中，如果叶轮的轴向推力超过作用在平衡盘上的推力，则平衡盘会向平衡套移动，从而减小两者之间的轴向间隙。通过间隙的泄漏量减少，从而也减少了泄漏回流管路（即平衡回流管 – 泵沙龙注3）中的摩擦损失，从而降低了平衡室中的背压。这种压力的降低会自动增加作用在平衡盘上的压差，并使其远离平衡套，从而增大间隙。此时，压力在平衡室中积聚，平衡盘再次向平衡套移动，直到达到平衡。

为确保平衡盘在运行中达到适当的平衡，平衡室中背压的变化必须达到可观的幅度。因此，在平衡盘相对于平衡套全开的情况下，背压必须大大高于吸入压力，才能产生恢复正常平衡盘位置的作用力。这可以通过在泄漏回流管路中引入一个节流孔来实现，当通过平衡盘的泄漏量超过正常值时，该节流孔会增加背压。这种布置的缺点是密封腔的压力是可变的，这种情况可能会损害密封的使用寿命，因此应避免这种情况。

尽管简单结构的平衡盘的位置恢复功能需要背压变化很大，但现在可以依赖于中间压力的变化来达到相同的效果。其工作原理如下：当泵转子由于轴向推力增加而向吸入端）移动时，轴向间隙减小，中间缓压室内压力增加，从而增加了作用在区域 B的中间压力平均值。中间压力的增加迫使平衡盘向出口端移动，直至达到平衡。泵转子向出口端移动会产生相反的效果，增加轴向间隙和泄漏，并降低作用在区域B的中间压力。

如今，有许多水力平衡机构的改进型正在使用中。一种典型的设计是将组合结构的鼓部分分成两半，一半在平衡盘之前，另一半在平衡盘之后。这种布置的优点是在中间缓压室有一定的缓冲作用，从而避免了过于积极的恢复动作，因为这可能会导致平衡盘表面接触和划伤。