轴向力径向力及平衡
轴向力径向力及其平衡
二.平衡孔或者平衡管
在叶轮后盖板上附设密封环，密封环所在直径 一般与前密封环相等，同时在后盖板下部开 孔，或设专用连通管与吸入侧连通。由于液 体流经密封环间隙的阻力损失，使密封下部的 液体的压力下降，从而减小作用在后盖板上 的轴向力。
F2
1 2
H p g(R2
Rm )2[Rm
2 3
(
R2
Rm )]
总的轴向力
A1 F1 F2
混流泵叶轮轴向力 的计算
当原动机带动叶轮旋转后，对液体 的作用既有离心力又有轴向推力， 是离心泵和轴流泵的综合，液体斜向流出叶轮。
A1 F3 F1 F2
F3 ( R220 R22h )gH p
F1 (R22h Rh2 )gH p
2 8g
Rh2 )
1 2
(
Rm2
Rh2 )g
2 8g
( Rm2
Rh2 )
( Rm2
Rh2 )g[H
p
3 8g
( R22
Rm2
2
Rh2
)]
半开式叶轮轴向力 的计算
作用于后盖板的轴向力(抛物体的重量) 为
F1
(R22
Rh2 )gH
p
1 2
(R22
Rh2
) gh
h
2 8g
(R22
Rh2
)
作用在前侧的轴向力(三角形压力体重量)为
(
Ae
Ah
)
1 2g
(ue 2
uh2 )g
上面的计算是基于叶片端部和壳体的间隙很小时，但间隙大时 液体转速应该为
多级离心泵轴向力平衡方法有哪几种？
(1)平衡鼓法这是一种径向间隙液压平衡装置，它装在最后一级叶轮和平衡室之间，和泵轴一起旋转的称为平衡鼓轮，静止部分称为平衡鼓轮头。
用一根管线平衡室与泵进口连通，这样平衡室内的压力就等于进口连通管线中损失压力之和。
平衡鼓法平衡原理：平衡鼓轮前面是最后一级叶轮的后泵腔，其压力接近于泵的排出压力，因而平衡鼓两个端面之间有一个很大的压力差，能够把平衡鼓轮向后推，从而带动整个转子向后移动。
如果我们设法使这个推力和离心泵的轴向力相等，就能够达到平衡轴向力的目的。
(2)平衡盘法(下图)：平衡盘是一种轴向间隙液压平衡装置。
装在最后一级叶轮与平衡室之间，和轴一起转动的称为平衡盘，静止不动的称为平衡环(套)。
平衡原理：从叶轮出来的一部分液体经过平衡盘与平衡环之间的轴向间隙漏入平衡室，再用管路把平衡室与泵吸入口连通，这时平衡盘背面所受的压力是平衡室压力。
平衡盘正面最小直径上受到的压力是泵的吐出压力，而在周界上是平衡室压力。
只要选择好平衡盘的内、外直径尺寸，就可以使平衡盘正面与背面的压力差和泵的轴向力相等，从而达到平衡的目的。
平衡盘法假如泵的轴向力增加，这额外的压力就会把泵的转子推向吸入口侧，从而使平衡盘和平衡环之间的端面间隙减小。
此时通过这个间隙的漏失量将减少，平衡室压力下降，这时平衡盘前后的压力差增加，将转子向吐出口方向推，直到与轴向力平衡为止。
反之，如果泵的轴向力减小，就会造成平衡盘与平衡环之间的轴向间隙增大，漏失量增加，平衡压力增高，直到又获得新的平衡为止。
(3)平衡盘与平衡鼓组合法(下图)：平衡盘与平衡鼓组合实际上是一种径向、轴向液压平衡装置。
高压多级离心泵普遍采用此法，平衡效果好，组合法的平衡原理与上述两法相同。
平衡盘与平衡鼓组合法(4)叶轮对称布置平衡法：在多级水平中开式离心泵中通常采用叶轮对称布置平衡法来平衡轴向力，使成组叶轮的吸人口方向正好相反，从而起到平衡轴向力的作用。
在泵上也要安装止推轴承。
轴向力径向力及平衡
第10讲：轴向力径向力及平衡10.1 轴向力产生的原因1. 泵在运转时，叶轮前后盖板压力不对称产生轴向力，其力的方向指向吸入口方向。
2. 动反力：液体从吸入口到排出口改变方向时作用在叶片上的力，该力指向叶轮后面。
3. 泵内叶轮进口压力与外部大气压不同在轴端和轴台阶上产生的轴向力。
4. 立式泵转子重量引起的轴向力，力的方向指下面。
5. 其它因素：泵腔内的径向流动影响压力分布；叶轮二侧密封环不同产生轴向力。
10.2 轴向力的计算10.2.1 叶轮前后盖板不对称产生的盖板力A 1假设盖板二侧腔的液体无泄漏流动，并以叶轮旋转角速度之半ω/2旋转，则任意半径R 处的压头h ‘为：h ‘＝（ω2/8g ）（R 22－R 2） R 2－叶轮外径半径假定叶轮进口轴面速度与出口轴面速度相等，V m1＝V m2， 进口圆周分速度V u1＝0叶轮出口势扬程H P =H T －（（g H T /u 2）2/2g ）= H T （1－（g H T //2u 22）叶轮后盖板任意半径处，作用的压头差为：h ＝H P －h ‘＝H P －（ω2/8g ）（R 22－R 2）将上式二侧乘以液体密度ρ和重力加速度g ，并从轮毂半径积分到密封环半径，则得盖泵轴向力A 1＝πρg(R m 2－R h 2)［H P －（ω2/8g ）（（R 22－（R m 2＋R h 2）/2））］ 10.2.2 动反力A 2A 2=ρQ t （V mo －V m3COO α） （N ）其中ρ－流体密度 （Kg/m 3） Q t －泵理论流量V mo V m3 －叶片进口稍前和出口稍后的轴面流速 α－叶轮出口轴面速度与轴线方向的夹角 10.2.3 总的轴向力：A= A 1－A 2 对多级泵：A ＝（i －1）（A C ）+ A S i －叶轮级数 A C －次级叶轮轴向力 A S －首级叶轮轴向力按上述方法计算得到的轴向力，通常比实际的要小15～20％。
轴向力径向力及其平衡 PPT
任意半径R 处的压头 h h h h (u 2 2 2 g )2(2 u 2 g )28 1 g(u 2 2u2)8 g 2(R 2 2R 2)
假设：vm1 vm2 vu1 0
H p p 2 g p 1 H t v 2 2 2 g v 2 H t (v m 2 2 v u 2 2 ) 2 g (v m 2 1 v u 2 1 )
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混流泵叶轮轴向力 的计算 当原动机带动叶轮旋转后，对液体 的作用既有离心力又有轴向推力， 是离心泵和轴流泵的综合，液体斜向流出叶轮。
A1F3F1F2
F3(R220R22h)g H p
F1 (R22h Rh2)gHp 12(R22h Rh2)g8g2 (R22h Rh2)
2
(R 2 2hR h 2) g[H p1g 6(R 2 2hR h 2)]
( R m 2 R h 2 )g ( H p 8 g 2 R 2 2 8 g 2 R h 2 ) 1 2 ( R m 2 R h 2 )g 8 g 2 ( R m 2 R h 2 )
(R m 2R h 2) g[H p8g 3(R 2 2R m 2 2R h 2)]
半开式叶轮轴向力 的计算
三.双吸叶轮
使用双吸叶轮由于结构对称，能平衡轴向力。 但由于制造误差，或者两边密封环 磨损不同会存在一定的残余轴向力。
四.背叶片平衡轴向力
已知未加背叶片的时候轴向力大小为
A 1 g(R m 2R h 2)H [p8g 2(R 2 2R m 2 2R h 2)]
加背叶片后，背叶片强迫液体旋转，液体的旋转角度增加。后侧的压力 水头如曲线AGK所示，它和线AGF相差的曲线既为背叶片平衡的轴向力。
2gp ( H R m 2 2 R h 2 )2 2 8 g g 2 2 ( R m 2 2 R h 2 ) 2 8 g g 2 ( R m 4 4 R h 4 )
轴向力径向力及其平衡
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汽车轮胎：在汽车行驶过程中，轮胎与地面接触产生的径向力使汽车得 以行驶平稳。
电梯：电梯的升降过程中，导轨对电梯的轴向力保证了电梯的运行稳定。
不平衡的径向力 会影响机器的性 能和寿命
轴向力不平衡：导致旋转轴弯曲或扭曲，影响旋转精度和机械效率 径向力不平衡：引起旋转轴振动，加速轴承磨损，降低机械寿命 产生原因：设计缺陷、制造误差、安装不当等 解决措施：优化设计、提高制造精度、精确安装等
轴向力在旋转机械中起到平衡作用， 防止设备发生轴向窜动。
径向力的作用点：沿着垂直 于轴线方向作用，通常作用 于物体与轴线相交的圆周上
轴向力方向：沿 着转子轴线方向
径向力方向：垂 直于转子轴线， 指向圆心
轴向力与径向力的平衡是指两种力在大小和方向上相互抵消，使物体保持稳定状态。
平衡的概念是物理学中一个重要的概念，它描述了物体在力的作用下保持静止或匀速直线运动 的状态。
力。
径向力在旋转机械 中常常被提及，例 如在轴承、齿轮和 转子等旋转部件中， 径向力会导致轴承 磨损、齿轮振动和 转子失衡等问题。
在轴向力与径向 力的平衡问题中， 径向力的平衡通 常是通过轴承、 支撑和平衡装置
等来实现的。
径向力的计算方 法有多种，可以 根据具体问题选 择适合的方法进
行计算。
轴向力的作用点：沿着轴线 方向作用，通常作用于物体 的两端
自行车：自行车轮胎与地面接触产生的径向力使自行车能够稳定行驶， 而车架受到的轴向力保证了自行车的刚度和稳定性。
3 第三章 离心泵与风机的主要部件与整体结构
离心风机叶轮一般采用后弯式叶片：
机翼型、直板型、弯板型
空气动力性能好 效率高
制造方便 效率低
叶轮前盘的形式有：平直前盘、锥形前盘、弧形前盘。
平直—气流进口后分离损失较大，风机效率低； 弧形反之。
CHTA / CHTC / CHTD
主要特征：双层壳体（内、外壳之间充有水泵出口引来的 高压水） （1）克服热冲击产生的热应力 （2）高压液体自动密封内壳体节段结合面 （3）检修方便
见教材 P49
美国1300MW机组配用的4大多采用 圆筒型泵壳结构？（P48）
（二）凝结水泵
大容量火力发电厂汽轮机组采用筒袋型立式多级离心泵。
作用：将凝结水送至低加
主要特点：垂直悬吊式 平衡装置：平衡孔＋叶轮背
口环＋推力轴承
花两分钟看看教材P48图
（NLT型）
卧式
叶轮前 装置诱 导轮
第三节 离心风机主要部件
第三节 离心风机主要部件
一、叶轮
离心风机传递能 量的主要部件
1.前盘；2.后盘；3.叶片；4.轮豰
四、压出室
压出室的作用：将流来的高速液体汇集起来，引 向次级叶轮的进口或引向压出口，同时还将液体 中的部分动能转变成压力能。 螺旋形压出室（蜗壳体） 压出室结 构形式 环形压出室 径向式导叶与流道式导叶压出室
其它形式（双层压出室、双压出室、 倒置双涡室）
1.螺旋形压出室（蜗壳体）
特点：流道截面逐渐扩大，易于将速度水头转化为压力水头。 缺点：非设计工况时，径向力不均匀，会使泵轴产生挠度，造 成震动和密封环、轴套部件的磨损。 扩散管：使液体中的部分动能进一步转变为压力能。扩散管一 般做成向叶轮旋转方向一边扩大，扩散角为8－12度。
实测离心泵压出室内液体的压力分布图，小于设计流量与大 于设计流量时压出室压力分布正好相反。
课题二 离心泵的径向推力、轴向推力及其平衡方法
流量小于设计流量
流量大于设计流量
2、径向推力的平衡 泵在启动或非设计工况下运行时会产生径向推力，且是 交变应力，会使轴产生较大的挠度，甚至使密封环、 级间套、轴套、轴承发生摩擦而损坏。对转轴而言，径 向推力是交变载荷，容易使轴产生疲劳破坏，故必须设 法消除径向推力。 一般采用对称原理法。 （1）采用双层压出室或双压出室 （2）大型单级泵在蜗壳内加装导叶 （3）多级蜗壳泵可以采用相邻两级蜗壳倒置的布置。
2、多级泵轴向推力的平衡 （1）采用叶轮对称排列
多级离心泵各叶轮产生的扬程基本相等， 当叶轮为偶数时，只要将其对称布置即 可，当叶轮为奇数时，首级可以采用双 吸叶轮，此法平衡多级泵的轴向推力效 果较好，但泵壳结构较复杂。
多用于涡壳式多级泵，有时也在节段式多级泵 和潜水泵使用
（2）采用平衡盘 平衡盘装置装在未级叶轮之后，和轴一起旋转， 在平衡盘前的壳体上装有平衡圈。平衡盘后的腔室 称为平衡室它与泵的吸入室相连。
• 平衡盘可以自动平衡轴向力，平衡效果好，可 以平衡全部轴向力，并可以避免泵的动静部分 的碰撞和摩损，结构紧凑等优点，故在多级离 心泵中广泛采用。但是泵在启动时，由于未级 叶轮出口处的压强尚未达到正常值，平衡盘的 平衡力严重不足，故泵轴将向泵吸入口窜动， 平衡盘与平衡座之间会产生摩擦造成磨损，停 泵时也存在平衡力不足现象，因此给水泵都配 有推力轴承。
二、轴向推力及其平衡方法
（一）轴向推力的产生 离心泵在运行时，泵内液体作用在叶轮盖板两侧上轴向不平衡 的合力，称为轴向推力。 泵的轴向推力主要是 1）叶轮两侧压强不对称产生的轴向力F1
2）在离心泵叶轮中，液体通常是轴向流入，径向 流出，流动方向的改变会对叶轮产生一个轴向动 反力F2.
故作用在单级卧式离心泵上的总轴向推为 F=F1-F2 若是多级卧式离心泵，级数z，则F=Z(F1-F2) 3）若是立式，叶轮吸入口向下，则加上转子重量F3。 F=Z(F1-F2)+F3 轴向推力F1在总的轴向推力中起重要作用。泵与Biblioteka 机第二章 叶片式泵与风机的构造
钢管轴向和径向力计算
钢管轴向和径向力计算
钢管是一种常见的建筑材料，广泛应用于桥梁、建筑和机械设备等领域。
在设计和使用钢管时，了解轴向和径向力的计算是至关重要的。
我们来讨论钢管的轴向力计算。
轴向力是指作用在钢管轴线上的力，可以是拉力或压力。
在施加轴向力时，钢管会发生形变和应力分布。
为了计算轴向力，我们需要知道施加在钢管上的外力以及钢管的几何参数。
我们来看看钢管的径向力计算。
径向力是指作用在钢管截面上的力，可以是剪力或弯矩。
在受到径向力的作用下，钢管会发生截面形变和应力分布。
为了计算径向力，我们需要知道施加在钢管上的外力以及钢管的几何参数。
在进行钢管轴向和径向力计算时，我们需要根据具体情况选择适当的力学模型和计算方法。
一般来说，可以使用静力学、弹性力学或塑性力学等理论来进行计算。
根据不同的应用场景和要求，我们可以选择不同的计算方法。
除了轴向和径向力的计算，我们还需要考虑钢管的安全性和稳定性。
钢管在受到外力作用时，可能会发生塑性变形、屈曲或破坏。
因此，在设计和使用钢管时，我们需要根据实际情况进行合理的安全性评估和结构设计。
钢管轴向和径向力的计算是钢管设计和使用中的重要内容。
通过正确计算和评估轴向和径向力，我们可以确保钢管结构的安全性和稳定性。
在进行计算时，我们需要考虑外力、几何参数和力学模型等因素，并选择适当的计算方法。
这样，我们就能够在实践中有效应用钢管，并确保其性能和可靠性。
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第10讲：轴向力径向力及平衡10.1 轴向力产生的原因1.泵在运转时，叶轮前后盖板压力不对称产生轴向力，其力的方向指向吸入口方向。
2.动反力：液体从吸入口到排出口改变方向时作用在叶片上的力，该力指向叶轮后面。
3.泵内叶轮进口压力与外部大气压不同在轴端和轴台阶上产生的轴向力。
4.立式泵转子重量引起的轴向力，力的方向指下面。
5.其它因素：泵腔内的径向流动影响压力分布；叶轮二侧密封环不同产生轴向力。
10.2 轴向力的计算10.2.1 叶轮前后盖板不对称产生的盖板力A1假设盖板二侧腔的液体无泄漏流动，并以叶轮旋转角速度之半ω/2旋转，则任意半径R 处的压头h‘为：h‘＝（ω2/8g）（R22－R2）R2－叶轮外径半径假定叶轮进口轴面速度与出口轴面速度相等，V m1＝V m2，进口圆周分速度V u1＝0叶轮出口势扬程H P=H T－（（g H T/u2）2/2g）= H T（1－（g H T//2u22）叶轮后盖板任意半径处，作用的压头差为：h＝H P－h‘＝H P－（ω2/8g）（R22－R2）将上式二侧乘以液体密度ρ和重力加速度g，并从轮毂半径积分到密封环半径，则得盖泵轴向力A1＝πρg(R m2－R h2)［H P－（ω2/8g）（（R22－（R m2＋R h2）/2））］10.2.2 动反力A2A2=ρQ t（V mo－V m3COOα）（N）其中ρ－流体密度（Kg/m3）Q t－泵理论流量V mo V m3 －叶片进口稍前和出口稍后的轴面流速α－叶轮出口轴面速度与轴线方向的夹角10.2.3 总的轴向力：A= A1－A2对多级泵：A＝（i －1）（A C）+ A S i－叶轮级数A C－次级叶轮轴向力A S－首级叶轮轴向力按上述方法计算得到的轴向力，通常比实际的要小15～20％。
对泵吸入口对大气有压力的，必须计入轴头和轴肩园截面上产生的轴向力。
对立式泵还应计入转子的重量。
10.3 轴向力的平衡10.3.1 平衡轴向力的主要方法：1.采用推力轴承平衡轴向力2.用平衡孔平衡轴向力3.单级泵采用双吸叶轮平衡轴向力，多级泵采用叶轮背靠背对称布置平衡轴向力。
4.采用背叶轮平衡轴向力5.用平衡鼓＋推力轴承平衡轴向力6.用平衡盘平衡轴向力7.用平衡鼓＋平衡盘＋推力轴承联合结构平衡轴向力8.用双平衡鼓平衡轴向力10.3.2 平衡鼓＋止推轴承平衡轴向力通常平衡鼓平衡总轴向力的90～95％，余下5～10％的剩余轴向力由止推轴承承受。
平衡鼓前后压差：△P=P3-P5P3-平衡鼓前压力P3＝P2－（(ω2/8g)(R22-R H2)）ρgP2－末级叶轮出口压力P2＝P1＋［H1(i－1)＋H P］ρgP1-第1级叶轮进口压力H1－泵单级扬程H P－末级叶轮势扬程P5－平衡鼓后压力P5＝P1＋ρgh P5通常取0.5 kg/cm2h－平衡回水管阻力损失平衡鼓面积：F=△P(R12-R2h)πR1－平衡鼓外半径R h－轮毂半径10.3.3 平衡盘平衡轴向力1.平衡盘的灵敏度平衡盘用于多级泵中自动平衡转子轴向力，一般不设止推轴承。
平衡盘前后压差：△P=△P1＋△P2＝P3－P6△P1－平衡盘径向间隙压差△P1＝P3－P4P3－末级叶轮后腔压力P4－平衡盘轴向间隙前压力P6－平衡盘后压力△P2－平衡盘轴向间隙压差△P2＝P4－P6平衡盘的灵敏度：k＝△P2/△P=△P2/(△P1＋△P2)K值越小，平衡盘的灵敏度越高，但灵敏度太高，平衡盘的径向尺寸越大，通常取k＝0.3～0.5。
2.平衡力的计算平衡盘上的平衡力由二部分组成：一部分由径向间隙直径R O至平衡盘轴向间隙内半径R1园截面上产生的力F1=( R12-R2O) π△P2第2部分是从平衡盘轴向间隙内半径R1到外半径R2截面上产生的力F2假定从R1到R2的压力降按直线规律变化，则F2＝π（1-φ）△P2（R2－R1）（（R2/3）+(2 R1/3））φ-进口压降系数φ＝△P2‘/△P2 =(1＋ξ2’)/( ξ2’+(1－B1) B1（λ2R2/2b2）＋B12)轴向间隙进口阻力系数ξⅡ’＝1＋ξ2’根据实验ξ2’＝0.15～0.25B1＝R1/ R2 λ-摩擦阻力系数λ＝0.04～0.06 b2－轴向间隙平衡盘的泄漏量：q＝μ2S2(2g△P2/ρg)0.5=μ2D1πb2(2g△P2/ρg)0.5流量系数μ2＝1/(0.5η＋（(λ2L2）/2 b2)/ (R21/ R22))0.5η-园角系数L2轴向间隙长度3.平衡盘计算方法按简捷计算1).由结构定R O按工艺可靠性条件选择：b1＝0.2～0.3mm b2＝0.1～0.3mm令F=A 计算f＝3F/π△P R2O2).选择R1R1 ＝（1.1～1.15）R m b2/ R2=0.8～1.2/1000R m-叶轮密封环直径R1－平衡盘内径计算B0=R O/ R2B1=R1/ R2计算压降系数φ＝（1＋ξ2’）/(ξ2’+ B1(1- B1)( (λ2R2)/2 b2)+ B12）计算灵敏度系数：k＝f B02/(φ-3 B02) 算得的k应在0.3～0.5范围内计算泄漏量：q＝2πR1db2（2gk△P/ξ2ρg）0.5ξ2＝ξ2’+ B1(1- B1)( (λ2R2)/2 b2)+ B12）选ξ2’＝0.2 λ2＝0.04～0.06 △P＝P3－P6平衡盘设计时，按级数最少的情况计算平衡盘尺寸，按级数最多时计算泄漏量，通常泄漏量为额定流量的4～10％，但高扬程小流量泵可能高达20％。
计算径向间隙长度：L1L1 =(2 b1/λ1)((1-K)/K) ξ2(B02/ B12)-1-ξ1’) 通常取λ1＝0.04～0.06ξ1’＝0.3～0.5 如果求得的L1不发挥结构要求，应重新改变R1、b2/ R2 10.3.4 平衡鼓＋平衡盘＋止推轴承平衡轴向力对于这种联合结构的轴向力平衡机构，通常由平衡鼓平衡总轴向力的50～90％，最多可到95％，推力轴承一般只承受5％以下的轴向力，增加平衡鼓的平衡力，有利于减小平衡盘的尺寸和增加轴向间隙，减少平衡盘的磨损。
在计算平衡盘尺寸时，不考虑推力轴承平衡的轴向力，保证泵在推力轴承损坏的情况下，平衡盘仍有足够大的轴向间隙，使平衡盘能正常工作。
1.平衡鼓尺寸的计算平衡鼓平衡的轴向力为：F d＝EF=π△P(R h2－r h2)式中E=0.5～0.95 R h平衡鼓半径r h轮毂半径平衡鼓半径R h＝（(EF/π△P）+ r h2）0.52.联合结构平衡盘尺寸的确定假设平衡鼓平衡后剩余的轴向力均由平衡盘平衡，平衡盘的压差系数为K d，平衡盘内半径为R n，轴向间隙为b0，则平衡盘的平衡力为：P=π△P2(αR h2－r h2)＝πK d△P(αR h2－r h2) -------(1)α－平衡力系数α＝(1/3)(1-φ)（（R W2/R n2）＋（R W/R n）φ－轴向间隙进口压力降系数φ＝（1＋0.5η）/(0.5η（λl0/2b）(R n /R W)+(R n2/ R W2）)此时总的平衡力为平衡鼓加平衡盘的平衡力：F= EF+πK d△P(αR h2－r h2)设平衡盘关闭时（轴向间隙为0），平衡鼓与平衡盘所产生的平衡力为转子轴向力的L 倍，则LF= EF+πK d△P(α＇R h2－r h2), 可改写成（L-E）F=πK d△P(α＇R h2－r h2)――（2）由(1)式可改写成（1-E）F=πK d△P(αR h2－r h2)――――――――――――――――（3）可求得压差系数K d＝(1-E)/(L-E)为使平衡盘偏离设计位置，轴向间隙小于设计间隙时有适当富裕量，取L=1.8～2.3，通常取L≥2。
由轴向力可求得平衡盘内半径R n＝C（LF/（π△P）＋r h2）0.5C＝(1/α)0.5平衡盘外半径R W=（1.2～1.4）R n平衡盘轴向间隙长度l0＝（0.2～0.4）R n10.3.5 双平衡鼓＋止推轴承平衡轴向力双平衡鼓实质上就是在平衡鼓与平衡盘联合结构上，在平衡盘外径上增加一道径向间隙，使平衡盘起到部分平衡鼓的作用，这样可以使轴向间隙进一步加大，减少平衡盘的磨损和降低轴向间隙对装配的要求。
1.平衡力的计算平衡盘上的平衡力P可看作由三部分组成：P1; P2; P3;P1是由平衡盘（大鼓）内径至平衡盘外径由压力差△P2产生的力，P1＝∫RW RN2πRdR△P X=(1/3) π△P X［（1-φ）（R W2＋R W R n－2 R n2）］式中φ＝φ＇＋φ”φ＇是轴向间隙进口处的压力降系数φ＇＝（1＋0.5η）/［(0.5η（λl0/2b0）(R n /R W)+(R n2/ R W2）)＋(1+λl w/2b w)( R n/ R W)(b0/b w)］2φ”是轴向间隙出口处由外园间隙bw损失产生的压力降系数φ”=(1+λl w/2b w)［( R n/ R W)(b0/b w)］2/［(0.5η（λl0/2b0）(R n /R W)+(R n2/ R W2）)＋(1+λl w/2b w)（( R n/ R W)(b0/b w))2］上式的分母为轴向间隙的进口至外园间隙bw出口各部分损失系数之和，其中：0.5η为平衡盘轴向间隙b0进口损失系数（λl0/2b0）(R n /R W)为平衡盘轴向间隙b0沿程损失系数(R n2/ R W2）为平衡盘轴向间隙出口拐弯损失系数(1+λl w/2b w)（( R n/ R W)(b0/b w)）2为平衡盘外园间隙b w出口沿程损失系数如果b0很大，几乎可以认为φ＇＝0，φ”＝1，φ＝φ＇＋φ”＝1则平衡盘的平衡力P=π△P2（R W2－R n2），这时平衡盘就变成了平衡鼓。
2.平衡盘的泄漏量q=μ0D nπb0(2g△P2/ρg)0.5μ0＝1/［(0.5η＋（(λ2L0）/2 b0)/ (R2n/ R2w))+(1+λl w/2b w)（( R n/ R W)(b0/b w)）2］0.510.4 径向力及其平衡1.径向力产生原因在具有螺旋型压水室的泵中，由于压水室是按设计流量设计的，在设计流量工况下，叶轮周围压水室中的速度和压力是均匀的和轴对称的，作用在叶轮上的合力理论上为0，但当流量偏离设计流量时，破坏了压力沿轴对称分布的条件，产生了径向力。
当流量小于设计流量时，压水室中的速度从隔舌开始越来越小，从叶轮内流出的液体速度下降到压水室的速度，把它的一部分动能转换成压能，使压水室内的压力逐渐增加，另一方面，流入压水室的叶轮出口的绝对速度反而增加且方向相反，此液流和压水室中的液流相遇时，因大小和方向不同产生撞击，通过撞击，从叶轮内流出的液体速度下降到压水室中的速度，把它的一部分动能转换成压力能，使压水室内的液体压力上升，因此，从隔舌开始到扩散管进口的流动中，压水室内液体在向前流动中不断受到叶轮液体的冲击，不断增加压力，使压水室内压力从隔舌开始，不断上升，合力P的方向大约与隔舌成90°。