（神華西來峰硝銨（ǎn）公司硝（xiāo）酸（suān）車間）
泵廣泛運用於工業輸送領域中，而其中屏蔽泵是為滿足用（yòng）戶的可靠（kào）性等要求研發而（ér）成的，通過把離（lí）心泵和電機整合在一個封閉容器中，采用靜密封的形式，確（què）保泵運轉的可靠和穩定性，該泵適用於特（tè）殊場合，例如運（yùn）送腐蝕（shí）性（xìng）液體。由於是整體封裝，出（chū）現故障時維護不方便，且軸承處故障率較（jiào）高。結合以上幾點，本（běn）文運用對屏蔽泵（bèng）進行數值模擬（nǐ）的方法，從（cóng）軸係間隙的這一參數（shù）角度出發，探討不同軸承間隙對水膜動特性係數（shù）和水膜（mó）壓力（lì）分布的影響。
K.P.Gertzos和P.G.Nikolakopoulos等利用（yòng）FLUENT軟件和Bingham流體模（mó）型對水潤滑軸承進行了多維數值仿真計算，分（fèn）析了水（shuǐ）潤滑軸承的承載能力和潤滑特性（xìng），水潤滑軸承的液膜壓力分布（bù）並不是一成不變的，而是隨著水潤滑軸承的寬徑比作有規律的變化。根（gēn）據流體潤（rùn）滑理論，不同寬徑比、不同偏心率、不同載荷、不同偏位（wèi）角是影響液膜壓力分（fèn）布的（de）主要因素。葉曉琰等對海水淡化泵水潤滑軸承的間隙進行了優化設計。CABRERA等通過實驗測量了（le）水潤滑徑向軸承的潤滑膜壓力同時還借助於計算流體動力學(CFD)對水潤滑軸承進行（háng）理論研究，結果表明，運用CFD對（duì）水潤滑軸（zhóu）承進行數值模擬的結果與現實中的試驗結果完全相匹（pǐ）配。
上述（shù）結果均從水膜單體進行研究，並沒有從係統的理念研究這一問題，且對軸承間隙這（zhè）一因素研究較少。本（běn）文采用對不同軸承間隙的（de）離心泵進行數值計（jì）算，旨在分析不同軸承間隙（xì）對水膜的動（dòng）特性（xìng）係（xì）數（shù）和水膜壓力分布（bù）的影響。
不同軸承間隙的離（lí）心泵內部流場數值計算
1.基本參數
本文選取屏蔽泵如圖1所示，該泵基本參數（shù）為：運（yùn）行參數為：流量Q=140m3/h，揚程H=40m，轉速n=2865r/min。設計葉輪幾何參數：葉輪直徑D2=205mm，出口寬度b2=24.3mm，葉片數Z=6。
圖1 屏蔽泵結構圖（tú）
基於以上參數，建立起不同軸承間隙的屏蔽（bì）泵全流場仿真模型。相對於普通離心泵（bèng），屏蔽泵具有更高的運行可靠性（xìng），但是由於屏蔽套的存在，屏蔽泵運行效率相對較低。該屏蔽泵主要（yào）由離（lí）心（xīn）泵（bèng）和屏蔽電機構成。屏蔽泵（bèng）中的（de）葉（yè）輪固定在電機轉軸上（shàng），電機轉子和定子之間（jiān）以屏蔽套隔開，泵（bèng）中液體由泵排出口輸（shū）送到屏蔽套中，分別經前後軸承，回流到葉輪中。間隙（xì）液體間（jiān）接起到水潤滑效果，同時還能起到冷卻的作用。水潤滑是以水（shuǐ）為介質，在軸承間隙（xì）處（chù），由於流體動（dòng）壓效應的作用，起到了軸承效果，當應（yīng）用在屏蔽泵上，能很好的（de）解決（jué）油潤滑所帶來（lái）的缺陷，方便屏蔽泵地維護，提高安全可靠性。
2.不同軸承間隙屏蔽泵全流場數值模擬
通過建立不同軸承間隙的屏蔽泵（bèng）全流場模型，進行定常數值計算（suàn），求解出葉輪所受的徑向（xiàng）力的大（dà）小，對該屏蔽泵（bèng）轉子（zǐ）係統進行受力分（fèn）析，求解計算出軸承處的支反力。
計算得出軸承的偏心率如下：
本文中偏心率（lǜ）的計算主要依據軸（zhóu）承所（suǒ）承受的（de）支撐力的大小，計（jì）算出軸承的承載量係數，結合軸承的參數，通過查表得（dé）出軸承的偏心率。
計（jì）算得出軸承的偏心率如下：
從（cóng）表中可以看出，隨著軸承間（jiān）隙地（dì）增大，軸承a和軸承b處的偏心率（lǜ）也隨（suí）著增大，並且軸（zhóu）承b處的偏心率比軸承a處的大。符（fú）合屏（píng）蔽泵轉子模型的實際運轉狀況。數據表明改變軸承間隙的大小，將會（huì）影響楔形作用，從（cóng）而影響水潤滑的形成。
水膜動特性參數的特性
本文中（zhōng）屏蔽泵形成水膜處的軸承為（wéi）固定瓦徑向滑動軸承，本文計算模型中軸承a和軸承b相關理論參數：軸承長0.09m；軸承（chéng）直徑0.084m；軸承（chéng）半（bàn）徑間隙分別為0.2mm、0.5mm、0.8mm；潤滑劑（jì）粘度1.003*e-3，軸頸轉速為2865r/min。計（jì）算結果如圖3所示。從圖中可以看出，軸承間隙不變時，隨著軸承偏心率的逐漸增大，軸承的無（wú）量綱剛度逐漸增大。主要原因是在（zài）全流場模型分析中，軸承a和軸承b處支反力變化不大，但是軸頸（jǐng）偏心率變大，Z小液膜厚度變小，液膜平均壓力增（zēng）加，使得液膜區域相對不厚（hòu）的地（dì）方承受（shòu）了更大的壓力，因此無量綱剛度（dù）增加。
從圖3中可以看（kàn）出，在軸承間隙較小區域（yù）內水潤（rùn）滑軸承剛度變化幅度沒有在軸承間隙較大處變化明顯（xiǎn），且隨著（zhe）軸承間隙的變化（huà），軸承（chéng）無量綱剛度變化各異。在軸承間（jiān）隙增加到一定程度後，垂直剛度Kyy明顯大於其他剛（gāng）度係數，其次是與垂向力相關的的Kyx，而Kxy相比其他（tā）剛度（dù）係數，明顯是（shì）Z低的。
從圖4中可以看出，隨著偏心率的增（zēng）大，軸承a和軸承b的無量綱阻尼也隨著逐漸增大。從相對值的（de）大小來分析，無量綱垂直阻尼Cyy的值明顯比（bǐ）其他三個阻尼係數的值要大，並且當軸（zhóu）承間隙增大到一定程度後，垂直阻尼增大幅度比其他三個阻尼係數更為明（míng）顯，其（qí）次是Cxx。
水膜壓力分布的計算
采用Matlab實現二維定常Reynolds方程的求解，Z終（zhōng）得到水膜壓力分布（bù）曲線（xiàn）圖5所示，圖中P為水膜壓力，b為軸向寬度，α為周向角（jiǎo）度。在實際工況條（tiáo）件下，使用海（hǎi）水作（zuò）為（wéi）潤滑介質，依據壓力平衡原（yuán）理，水膜區（qū）域中正壓與負壓同時存在，在負壓區域（yù），當負壓達到一定值時，水膜會發生破裂，同時在正壓區域形成收斂間隙，基於此本文用以求解雷諾方程的（de）邊界條件為半Sommerfeld邊界條件，該邊界條件認為水膜隻能在（zài）0~180°的（de）範圍內（nèi）形成壓力分布，周向角度為0(液膜Z大厚度處)和（hé）180°(液膜Z小厚度處)處時，水膜壓力值為0。
圖5中(a)、(b)、(c)圖是軸承a處水膜壓力（lì）分布變化（huà）圖；(d)、(e)、(f)圖是軸承b處的水膜壓力變化（huà）圖。由於（yú）軸承間隙的變化（huà）引起水膜（mó）軸承處的偏（piān）心率的變化，可認為軸承間隙與軸承偏心率一一對應，從圖（tú）中可以得出（chū），隨著軸承間隙的變（biàn）大，水膜處軸承的偏（piān）心率也逐漸增大，水膜的Z大壓力值也逐漸增大。這是（shì）由於偏心率（lǜ）越大，水膜的承載力越強，達到（dào）一定程度後，水（shuǐ）膜破裂，使（shǐ）兩相互運動的（de）構件的表麵（miàn）發生接觸，即軸承與軸頸發生（shēng）摩擦，轉子係統失（shī）去穩定性。且可以從圖中看出軸向的水膜壓力分布近似對（duì）稱的，此時水膜（mó）壓力的Z大值在軸承中心處（chù）。從圖中可以看出，在寬徑比一定的情況下，水潤滑（huá）軸承a和軸承b的（de）水膜周向壓力分布規律具有一定的相似性，水膜壓力都是先增大後減小，並在某一點達到Z大值，並且呈現非線性變化，同時也可以從圖中（zhōng）看出，不同軸（zhóu）承的偏心率，其（qí）在周向角度達到（dào）Z大值時的相位是不（bú）同的，並且（qiě）隨著偏心（xīn）率的增大，其達到水膜壓力Z大值得相位角也逐漸增大。由於偏心率（lǜ）不（bú）同（tóng）引起水（shuǐ）膜在收斂間隙處的形態也不相同，在其他變量確定的情況下，水膜的壓力（lì）分布是不相同的。
屏蔽泵（bèng）軸承處的潤滑效果主要依據水膜的Z小膜厚以及軸頸與軸瓦的兩表麵之間（jiān）的粗糙度。這是由於在水膜相對於軸頸和軸瓦表麵運動過（guò）程中，兩表麵的粗糙度（dù）會對水膜的形態造成一定的影響，對水膜Z小膜厚的（de）地方影響Z大。Z小膜厚處（chù）也是承受（shòu）壓力Z大的區域（yù）。當（dāng）接觸表麵凹凸不平，凸起區域比水膜Z小膜厚的厚度要大時（shí），水膜會發生破裂，使（shǐ）兩接觸表麵直（zhí）接接觸，潤滑效果受到（dào）影響；當表麵凸起區域比（bǐ）水膜Z小（xiǎo）膜厚要小時，水膜形態保持（chí）良好，會形成完全流體動壓潤滑，此時潤滑效果良（liáng）好。
相對於軸承間隙為（wéi）0.5mm和0.8mm時，軸承間隙為（wéi）0.2mm時，水膜（mó）厚度Z小，驗證此處的膜厚比即可。軸頸和軸瓦的（de）表麵粗糙度分別為0.8μm，1.6μm，則有λ=6.67。
符合λ≥3，意味著軸（zhóu）承處潤滑為完全動壓潤滑，具有良好的（de）潤滑效果且不會發生摩擦；同時表明軸承間隙的設計是可行的，在軸承（chéng）相關（guān）參數一（yī）定的情況下，由流體動壓潤滑產生的水膜能支（zhī）撐起轉子，能保證（zhèng）轉子係統良好穩定地運行。
初步獲得了以（yǐ）下結論：
1.通過改變（biàn）屏蔽泵軸承間隙，隨著（zhe）軸承間隙增大，額定流量點下工作效率越低;揚程也逐漸下降;而功率（lǜ）的變化情況較為複雜，在低流量點功率逐漸增大，當流量達到一定值時，是逐漸降低（dī）的。
2.針對不同軸承間隙（xì）建立的（de）屏蔽泵動力學模型，通過受（shòu）力分析可知（zhī），隨著軸承間隙地增大，軸承處所受支（zhī）反力呈現逐（zhú）漸降低的趨勢（shì），但是幅度趨緩；軸承處的偏心率逐漸升高。
3.通過結合理論公式，在軸（zhóu）承（chéng）寬徑（jìng）比等參數確定的情況下，水潤滑軸承的動特性無（wú）量綱（gāng）剛度（dù）和（hé）阻尼係數隻和（hé）偏心率（lǜ）有關，並（bìng）隨（suí）著軸承間隙（xì）的逐漸增大。
4.通過求（qiú）解不同軸承間隙形成的水膜的膜厚（hòu）比，得知該分析的軸承間隙範圍內都（dōu）能形成良好的動壓潤滑，並隨（suí）著軸承間隙地增大，潤滑效果也（yě）越來越好，前期的軸承設計合理可靠。
