图1 屏蔽泵结构图

本文通过受力分析和结合理论公式，探讨不同轴承间隙对水膜的动特性系数的影响，结果显示，水膜压力随着轴承间隙增大而增大。验证结果表明前期设计的水润滑轴承，能够保证水润滑轴承所起的安全润滑和支撑作用。

泵广泛运用于工业输送领域中，而其中屏蔽泵是为满足用户的可靠性等要求研发而成的，通过把离心泵和电机整合在一个封闭容器中，采用静密封的形式，确保泵运转的可靠和稳定性，该泵适用于特殊场合，例如运送腐蚀性液体。由于是整体封装，出现故障时维护不方便，且轴承处故障率较高。结合以上几点，本文运用对屏蔽泵进行数值模拟的方法，从轴系间隙的这一参数角度出发，探讨不同轴承间隙对水膜动特性系数和水膜压力分布的影响。

K.P. Gertzos和P.G. Nikolakopoulos等利用FLUENT软件和Bingham流体模型对水润滑轴承进行了多维数值仿真计算，分析了水润滑轴承的承载能力和润滑特性，水润滑轴承的液膜压力分布并不是一成不变的，而是随着水润滑轴承的宽径比作有规律的变化。根据流体润滑理论，不同宽径比、不同偏心率、不同载荷、不同偏位角是影响液膜压力分布的主要因素。叶晓琰等对海水淡化泵水润滑轴承的间隙进行了优化设计。CABRERA等通过实验测量了水润滑径向轴承的润滑膜压力同时还借助于计算流体动力学(CFD)对水润滑轴承进行理论研究，结果表明，运用CFD 对水润滑轴承进行数值模拟的结果与现实中的试验结果完全相匹配。

图2 屏蔽泵转子系统简化模型图

上述结果均从水膜单体进行研究，并没有从系统的理念研究这一问题，且对轴承间隙这一因素研究较少。本文采用对不同轴承间隙的离心泵进行数值计算，旨在分析不同轴承间隙对水膜的动特性系数和水膜压力分布的影响。

不同轴承间隙的离心泵内部流场数值计算

1.基本参数

本文选取屏蔽泵如图1所示，该泵基本参数为：运行参数为：流量Q=140 m3/h，扬程H=40 m，转速n=2 865 r/min。设计叶轮几何参数：叶轮直径D2=205 mm，出口宽度b2=24.3 mm，叶片数Z=6。基于以上参数，建立起不同轴承间隙的屏蔽泵全流场仿真模型。相对于普通离心泵，屏蔽泵具有更高的运行可靠性，但是由于屏蔽套的存在，屏蔽泵运行效率相对较低。该屏蔽泵主要由离心泵和屏蔽电机构成。屏蔽泵中的叶轮固定在电机转轴上，电机转子和定子之间以屏蔽套隔开，泵中液体由泵排出口输送到屏蔽套中，分别经前后轴承，回流到叶轮中。间隙液体间接起到水润滑效果，同时还能起到冷却的作用。水润滑是以水为介质，在轴承间隙处，由于流体动压效应的作用，起到了轴承效果，当应用在屏蔽泵上，能很好的解决油润滑所带来的缺陷，方便屏蔽泵地维护，提高安全可靠性。

2.不同轴承间隙屏蔽泵全流场数值模拟

通过建立不同轴承间隙的屏蔽泵全流场模型，进行定常数值计算，求解出叶轮所受的径向力的大小，对该屏蔽泵转子系统进行受力分析，求解计算出轴承处的支反力。

计算得出轴承的偏心率如下：

本文中偏心率的计算主要依据轴承所承受的支撑力的大小，计算出轴承的承载量系数，结合轴承的参数，通过查表得出轴承的偏心率。

计算得出轴承的偏心率如下：

从表中可以看出，随着轴承间隙地增大，轴承a和轴承b处的偏心率也随着增大，并且轴承b处的偏心率比轴承a处的大。符合屏蔽泵转子模型的实际运转状况。数据表明改变轴承间隙的大小，将会影响楔形作用，从而影响水润滑的形成。

水膜动特性参数的特性

本文中屏蔽泵形成水膜处的轴承为固定瓦径向滑动轴承，本文计算模型中轴承a和轴承b相关理论参数：轴承长0.09 m;轴承直径0.084 m;轴承半径间隙分别为0.2 mm、0.5 mm、0.8 mm;润滑剂粘度1.003*e-3，轴颈转速为2 865 r/min。计算结果如图3所示。从图中可以看出，轴承间隙不变时，随着轴承偏心率的逐渐增大，轴承的无量纲刚度逐渐增大。主要原因是在全流场模型分析中，轴承a和轴承b处支反力变化不大，但是轴颈偏心率变大，最小液膜厚度变小，液膜平均压力增加，使得液膜区域相对不厚的地方承受了更大的压力，因此无量纲刚度增加。从图3中可以看出，在轴承间隙较小区域内水润滑轴承刚度变化幅度没有在轴承间隙较大处变化明显，且随着轴承间隙的变化，轴承无量纲刚度变化各异。在轴承间隙增加到一定程度后，垂直刚度Kyy明显大于其他刚度系数，其次是与垂向力相关的的Kyx，而Kxy相比其他刚度系数，明显是最低的。

从图4中可以看出，随着偏心率的增大，轴承a和轴承b的无量纲阻尼也随着逐渐增大。从相对值的大小来分析，无量纲垂直阻尼Cyy的值明显比其他三个阻尼系数的值要大，并且当轴承间隙增大到一定程度后，垂直阻尼增大幅度比其他三个阻尼系数更为明显，其次是Cxx。

水膜压力分布的计算

采用Matlab 实现二维定常Reynolds方程的求解，最终得到水膜压力分布曲线图5所示，图中P为水膜压力，b 为轴向宽度，α为周向角度。在实际工况条件下，使用海水作为润滑介质，依据压力平衡原理，水膜区域中正压与负压同时存在，在负压区域，当负压达到一定值时，水膜会发生破裂，同时在正压区域形成收敛间隙，基于此本文用以求解雷诺方程的边界条件为半 Sommerfeld 边界条件，该边界条件认为水膜只能在 0~180°的范围内形成压力分布，周向角度为0( 液膜最大厚度处) 和180°( 液膜最小厚度处) 处时，水膜压力值为 0。

图5中 (a)、(b)、(c)图是轴承a处水膜压力分布变化图; (d)、(e)、(f)图是轴承b处的水膜压力变化图。由于轴承间隙的变化引起水膜轴承处的偏心率的变化，可认为轴承间隙与轴承偏心率一一对应，从图中可以得出，随着轴承间隙的变大，水膜处轴承的偏心率也逐渐增大，水膜的最大压力值也逐渐增大。这是由于偏心率越大，水膜的承载力越强，达到一定程度后，水膜破裂，使两相互运动的构件的表面发生接触，即轴承与轴颈发生摩擦，转子系统失去稳定性。且可以从图中看出轴向的水膜压力分布近似对称的，此时水膜压力的最大值在轴承中心处。从图中可以看出，在宽径比一定的情况下，水润滑轴承a和轴承b的水膜周向压力分布规律具有一定的相似性，水膜压力都是先增大后减小，并在某一点达到最大值，并且呈现非线性变化，同时也可以从图中看出，不同轴承的偏心率，其在周向角度达到最大值时的相位是不同的，并且随着偏心率的增大，其达到水膜压力最大值得相位角也逐渐增大。由于偏心率不同引起水膜在收敛间隙处的形态也不相同，在其他变量确定的情况下，水膜的压力分布是不相同的。

屏蔽泵轴承处的润滑效果主要依据水膜的最小膜厚以及轴颈与轴瓦的两表面之间的粗糙度。这是由于在水膜相对于轴颈和轴瓦表面运动过程中，两表面的粗糙度会对水膜的形态造成一定的影响，对水膜最小膜厚的地方影响最大。最小膜厚处也是承受压力最大的区域。当接触表面凹凸不平，凸起区域比水膜最小膜厚的厚度要大时，水膜会发生破裂，使两接触表面直接接触，润滑效果受到影响;当表面凸起区域比水膜最小膜厚要小时，水膜形态保持良好，会形成完全流体动压润滑，此时润滑效果良好。

相对于轴承间隙为0.5 mm和0.8 mm时，轴承间隙为0.2 mm时，水膜厚度最小，验证此处的膜厚比即可。轴颈和轴瓦的表面粗糙度分别为0.8 μm, 1.6 μm，则有λ=6.67。

符合λ≥3，意味着轴承处润滑为完全动压润滑，具有良好的润滑效果且不会发生摩擦; 同时表明轴承间隙的设计是可行的 ，在轴承相关参数一定的情况下，由流体动压润滑产生的水膜能支撑起转子，能保证转子系统良好稳定地运行。

小结

初步获得了以下结论：

1.通过改变屏蔽泵轴承间隙，随着轴承间隙增大，额定流量点下工作效率越低;扬程也逐渐下降;而功率的变化情况较为复杂，在低流量点功率逐渐增大，当流量达到一定值时，是逐渐降低的。

2.针对不同轴承间隙建立的屏蔽泵动力学模型，通过受力分析可知，随着轴承间隙地增大，轴承处所受支反力呈现逐渐降低的趋势，但是幅度趋缓;轴承处的偏心率逐渐升高。

3.通过结合理论公式，在轴承宽径比等参数确定的情况下，水润滑轴承的动特性无量纲刚度和阻尼系数只和偏心率有关，并随着轴承间隙的逐渐增大。

4.通过求解不同轴承间隙形成的水膜的膜厚比，得知该分析的轴承间隙范围内都能形成良好的动压润滑，并随着轴承间隙地增大，润滑效果也越来越好，前期的轴承设计合理可靠。