屏蔽泵是一種無(wú)密封泵，泵和驅(qū)動(dòng)電機(jī)都被密封在一個(gè)被泵送介質(zhì)充滿(mǎn)的壓力容器內(nèi)，此壓力容器只有靜密封，并由一個(gè)電線(xiàn)組來(lái)提供旋轉(zhuǎn)磁場(chǎng)并驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)子。這種結(jié)構(gòu)取消了傳統(tǒng)離心泵具有的旋轉(zhuǎn)軸密封裝置，故能做到完全無(wú)泄漏。軸承間隙又稱(chēng)為軸承游隙，所謂軸承游隙，即指軸承在未安裝于軸或軸承箱時(shí)，將其內(nèi)圈或外圈的一方固定，然后便未被固定的一方做徑向或軸向移動(dòng)時(shí)的移動(dòng)量。根據(jù)移動(dòng)方向，可分為徑向游隙和軸向游隙。
軸承運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的游隙(稱(chēng)做工作游隙)的大小對(duì)軸承的滾動(dòng)疲勞壽命,溫升,噪聲,振動(dòng)等性能 有影響. 測(cè)量軸承的游隙時(shí),為得到穩(wěn)定的測(cè)量值,一般對(duì)軸承施加規(guī)定的測(cè)量負(fù)荷. 因此,所得到的測(cè)量值比真正的游隙(稱(chēng)做理論游隙)大,即增加了測(cè)量負(fù)荷產(chǎn)生的彈性 變形量. 但對(duì)于滾子軸承來(lái)說(shuō),由于該彈性變形量較小,可以忽略不計(jì). 安裝前軸承的內(nèi)部游隙一般用理論游隙表示.
K.P. Gertzos和P.G. Nikolakopoulos等利用FLUENT軟件和Bingham流體模型對(duì)水潤(rùn)滑軸承進(jìn)行了多維數(shù)值仿真計(jì)算，分析了水潤(rùn)滑軸承的承載能力和潤(rùn)滑特性，水潤(rùn)滑軸承的液膜壓力分布并不是一成不變的，而是隨著水潤(rùn)滑軸承的寬徑比作有規(guī)律的變化。根據(jù)流體潤(rùn)滑理論，不同寬徑比、不同偏心率、不同載荷、不同偏位角是影響液膜壓力分布的主要因素。葉曉琰等對(duì)海水淡化泵水潤(rùn)滑軸承的間隙進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。CABRERA等通過(guò)實(shí)驗(yàn)測(cè)量了水潤(rùn)滑徑向軸承的潤(rùn)滑膜壓力同時(shí)還借助于計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(CFD)對(duì)水潤(rùn)滑軸承進(jìn)行理論研究，結(jié)果表明，運(yùn)用CFD 對(duì)水潤(rùn)滑軸承進(jìn)行數(shù)值模擬的結(jié)果與現(xiàn)實(shí)中的試驗(yàn)結(jié)果完全相匹配。
上述結(jié)果均從水膜單體進(jìn)行研究，并沒(méi)有從系統(tǒng)的理念研究這一問(wèn)題，且對(duì)軸承間隙這一因素研究較少。本文采用對(duì)不同軸承間隙的離心泵進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，旨在分析不同軸承間隙對(duì)水膜的動(dòng)特性系數(shù)和水膜壓力分布的影響。
不同軸承間隙的離心泵內(nèi)部流場(chǎng)數(shù)值計(jì)算
1.基本參數(shù)
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(shù)為：流量Q=140?m3/h，揚(yáng)程H=40?m，轉(zhuǎn)速n=2?865?r/min。設(shè)計(jì)葉輪幾何參數(shù)：葉輪直徑D2=205?mm，出口寬度b2=24.3?mm，葉片數(shù)Z=6?；谝陨蠀?shù)，建立起不同軸承間隙的屏蔽泵全流場(chǎng)仿真模型。相對(duì)于普通離心泵，屏蔽泵具有更高的運(yùn)行可靠性，但是由于屏蔽套的存在，屏蔽泵運(yùn)行效率相對(duì)較低。該屏蔽泵主要由離心泵和屏蔽電機(jī)構(gòu)成。屏蔽泵中的葉輪固定在電機(jī)轉(zhuǎn)軸上，電機(jī)轉(zhuǎn)子和定子之間以屏蔽套隔開(kāi)，泵中液體由泵排出口輸送到屏蔽套中，分別經(jīng)前后軸承，回流到葉輪中。間隙液體間接起到水潤(rùn)滑效果，同時(shí)還能起到冷卻的作用。水潤(rùn)滑是以水為介質(zhì)，在軸承間隙處，由于流體動(dòng)壓效應(yīng)的作用，起到了軸承效果，當(dāng)應(yīng)用在屏蔽泵上，能很好的解決油潤(rùn)滑所帶來(lái)的缺陷，方便屏蔽泵地維護(hù)，提高安全可靠性。
2.不同軸承間隙屏蔽泵全流場(chǎng)數(shù)值模擬
通過(guò)建立不同軸承間隙的屏蔽泵全流場(chǎng)模型，進(jìn)行定常數(shù)值計(jì)算，求解出葉輪所受的徑向力的大小，對(duì)該屏蔽泵轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進(jìn)行受力分析，求解計(jì)算出軸承處的支反力。
計(jì)算得出軸承的偏心率如下：
本文中偏心率的計(jì)算主要依據(jù)軸承所承受的支撐力的大小，計(jì)算出軸承的承載量系數(shù)，結(jié)合軸承的參數(shù)，通過(guò)查表得出軸承的偏心率。
計(jì)算得出軸承的偏心率如下：
從表中可以看出，隨著軸承間隙地增大，軸承a和軸承b處的偏心率也隨著增大，并且軸承b處的偏心率比軸承a處的大。符合屏蔽泵轉(zhuǎn)子模型的實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)狀況。數(shù)據(jù)表明改變軸承間隙的大小，將會(huì)影響楔形作用，從而影響水潤(rùn)滑的形成。
水膜壓力分布的計(jì)算
采用Matlab 實(shí)現(xiàn)二維定常Reynolds方程的求解，最終得到水膜壓力分布曲線(xiàn)圖5所示，圖中P為水膜壓力，b 為軸向?qū)挾?，α為周向角度。在?shí)際工況條件下，使用海水作為潤(rùn)滑介質(zhì)，依據(jù)壓力平衡原理，水膜區(qū)域中正壓與負(fù)壓同時(shí)存在，在負(fù)壓區(qū)域，當(dāng)負(fù)壓達(dá)到一定值時(shí)，水膜會(huì)發(fā)生破裂，同時(shí)在正壓區(qū)域形成收斂間隙，基于此本文用以求解雷諾方程的邊界條件為半 Sommerfeld 邊界條件，該邊界條件認(rèn)為水膜只能在 0~180°的范圍內(nèi)形成壓力分布，周向角度為0( 液膜最大厚度處) 和180°( 液膜最小厚度處) 處時(shí)，水膜壓力值為 0。
屏蔽泵軸承處的潤(rùn)滑效果主要依據(jù)水膜的最小膜厚以及軸頸與軸瓦的兩表面之間的粗糙度。這是由于在水膜相對(duì)于軸頸和軸瓦表面運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，兩表面的粗糙度會(huì)對(duì)水膜的形態(tài)造成一定的影響，對(duì)水膜最小膜厚的地方影響最大。最小膜厚處也是承受壓力最大的區(qū)域。當(dāng)接觸表面凹凸不平，凸起區(qū)域比水膜最小膜厚的厚度要大時(shí)，水膜會(huì)發(fā)生破裂，使兩接觸表面直接接觸，潤(rùn)滑效果受到影響;當(dāng)表面凸起區(qū)域比水膜最小膜厚要小時(shí)，水膜形態(tài)保持良好，會(huì)形成完全流體動(dòng)壓潤(rùn)滑，此時(shí)潤(rùn)滑效果良好。
相對(duì)于軸承間隙為0.5?mm和0.8?mm時(shí)，軸承間隙為0.2?mm時(shí)，水膜厚度最小，驗(yàn)證此處的膜厚比即可。軸頸和軸瓦的表面粗糙度分別為0.8?μm, 1.6?μm，則有λ=6.67。
符合λ≥3，意味著軸承處潤(rùn)滑為完全動(dòng)壓潤(rùn)滑，具有良好的潤(rùn)滑效果且不會(huì)發(fā)生摩擦; 同時(shí)表明軸承間隙的設(shè)計(jì)是可行的 ，在軸承相關(guān)參數(shù)一定的情況下，由流體動(dòng)壓潤(rùn)滑產(chǎn)生的水膜能支撐起轉(zhuǎn)子，能保證轉(zhuǎn)子系統(tǒng)良好穩(wěn)定地運(yùn)行。
小結(jié)
初步獲得了以下結(jié)論：
1.通過(guò)改變屏蔽泵軸承間隙，隨著軸承間隙增大，額定流量點(diǎn)下工作效率越低。
2.隨著軸承間隙地增大，軸承處所受支反力呈現(xiàn)逐漸降低的趨勢(shì)，但是幅度趨緩;軸承處的偏心率逐漸升高。
3.水潤(rùn)滑軸承的動(dòng)特性無(wú)量綱剛度和阻尼系數(shù)只和偏心率有關(guān)，并隨著軸承間隙的逐漸增大。
4.通過(guò)求解不同軸承間隙形成的水膜的膜厚比，得知該分析的軸承間隙范圍內(nèi)都能形成良好的動(dòng)壓潤(rùn)滑，并隨著軸承間隙地增大。
