如果多級泵的所有單吸葉輪安裝的朝向相同，則作用于泵吸入端的理論總水力軸向推力將是單個葉輪推力的總和。推力大小近似等于泵的凈壓力與環形不平衡面積的乘積。實際上，軸向推力約為這一理論值的 70% 至 80%。

必須使用某種形式的水力平衡裝置（機構）來平衡軸向推力，并降低最后一級葉輪附近密封腔的壓力。這種水力平衡裝置可以是平衡鼓、平衡盤或者兩者的組合。

末級葉輪后部的平衡室通過一個平衡鼓與泵內部隔開，平衡鼓通常與軸通過鍵連接并隨軸旋轉。平衡鼓與固定在泵殼體上的平衡裝置的靜止部分（稱為平衡套）之間有一個很小的徑向間隙。

平衡室通過管路要么與泵的吸入口相連，要么與泵吸入的容器相連。因此，平衡室的背壓只略高于吸入壓力，兩者之間的差值等于平衡室和回流點之間的摩擦損失。當然，平衡鼓和平衡套之間的泄漏量取決于平衡鼓兩端的壓差和間隙面積。

第一個力大于第二個力，從而平衡施加在單吸葉輪上的軸向推力。根據承載任何推力軸承負載的需要，可以選擇平衡鼓的直徑以平衡軸向推力或選擇平衡90%至95%的軸向推力。

在前面的簡單描述中，假設作用在葉輪壁上的壓力在其整個表面上是恒定的，并且軸向推力等于所產生的總凈壓力和不平衡面積的乘積。實際上，由于外部葉輪蓋板對液體施加的離心力，該壓力在徑向方向上有些變化。此外，由于葉輪壁和分隔連續級的殼體部分之間的間隙變化，相對葉輪表面上的兩個對應點（圖1中的D和E）處的壓力可能不相等。最后，葉輪壁表面上的壓力分布可能隨著揚程和流量的運行工況的變化而變化。

這種壓力分布和設計數據可以在任何一種固定的運行工況下非常準確地確定，并且可以基于這種壓力分布產生的力來設計有效的平衡鼓。遺憾的是，不同的揚程和流量條件會改變壓力分布，而且由于平衡鼓的面積是固定的，因此軸向力的平衡可能會被破壞。

對此的異議主要不是推力的大小，而是由于內部壓力的不確定性，無法預先確定推力的方向。盡管如此，還是建議預先確定正常的推力方向，因為這會影響外部機械推力軸承的設計。由于在實踐中無法實現100%的平衡，而且推力軸承可以承受輕微但可預測的不平衡，因此平衡鼓通常設計為僅平衡葉輪總推力的90%至95%（不同泵廠有所不同 – 泵沙龍注1）。

平衡鼓能令人滿意地平衡單吸葉輪的軸向推力，并降低泵出口側填料函的壓力。然而，它缺乏自動補償因不同葉輪反作用特性變化而引起的軸向推力的變化。實際上，如果軸向推力和平衡鼓的作用力不相等，則旋轉元件將傾向于向作用力更大的方向移動。此時，推力軸承必須防止旋轉元件過度移動。在平衡鼓力（通常稱為平衡力 – 泵沙龍注2）再次等于軸向推力之前，平衡鼓不執行恢復功能。這種自動補償是平衡盤與平衡鼓的主要區別。

平衡盤固定在軸上并隨軸旋轉。它與固定在殼體上的平衡套之間有一個很小的軸向間隙。通過該間隙的泄漏流入平衡室，并從那里通過平衡回流管路流向泵吸入口或泵吸入的容器。平衡盤的背面受平衡室背壓的影響，而平衡盤的表面（正面）則承受一系列壓力。這些壓力從其最小直徑處的出口壓力到其外圍的背壓不等。選擇平衡盤內徑和外徑的目的，是使作用在平衡盤表面的總力和作用在平衡盤背面的總力之差能夠平衡葉輪的軸向推力。

在運行過程中，如果葉輪的軸向推力超過作用在平衡盤上的推力，則平衡盤會向平衡套移動，從而減小兩者之間的軸向間隙。通過間隙的泄漏量減少，從而也減少了泄漏回流管路（即平衡回流管 – 泵沙龍注3）中的摩擦損失，從而降低了平衡室中的背壓。這種壓力的降低會自動增加作用在平衡盤上的壓差，并使其遠離平衡套，從而增大間隙。此時，壓力在平衡室中積聚，平衡盤再次向平衡套移動，直到達到平衡。

為確保平衡盤在運行中達到適當的平衡，平衡室中背壓的變化必須達到可觀的幅度。因此，在平衡盤相對于平衡套全開的情況下，背壓必須大大高于吸入壓力，才能產生恢復正常平衡盤位置的作用力。這可以通過在泄漏回流管路中引入一個節流孔來實現，當通過平衡盤的泄漏量超過正常值時，該節流孔會增加背壓。這種布置的缺點是密封腔的壓力是可變的，這種情況可能會損害密封的使用壽命，因此應避免這種情況。

盡管簡單結構的平衡盤的位置恢復功能需要背壓變化很大，但現在可以依賴于中間壓力的變化來達到相同的效果。其工作原理如下：當泵轉子由于軸向推力增加而向吸入端）移動時，軸向間隙減小，中間緩壓室內壓力增加，從而增加了作用在區域 B的中間壓力平均值。中間壓力的增加迫使平衡盤向出口端移動，直至達到平衡。泵轉子向出口端移動會產生相反的效果，增加軸向間隙和泄漏，并降低作用在區域B的中間壓力。

如今，有許多水力平衡機構的改進型正在使用中。一種典型的設計是將組合結構的鼓部分分成兩半，一半在平衡盤之前，另一半在平衡盤之后。這種布置的優點是在中間緩壓室有一定的緩沖作用，從而避免了過于積極的恢復動作，因為這可能會導致平衡盤表面接觸和劃傷。