確?？煽糠€(wěn)定的泵運(yùn)行

文/周永興，朱燕群

確?？煽糠€(wěn)定的泵運(yùn)行

文/周永興，朱燕群

探討不同屏蔽泵軸承間隙對(duì)水膜特性的影響——本文通過受力分析和結(jié)合理論公式，探討不同軸承間隙對(duì)水膜的動(dòng)特性系數(shù)的影響，結(jié)果顯示，水膜壓力隨著軸承間隙增大而增大。驗(yàn)證結(jié)果表明前期設(shè)計(jì)的水潤滑軸承，能夠保證水潤滑軸承所起的安全潤滑和支撐作用。

泵廣泛運(yùn)用于工業(yè)輸送領(lǐng)域中，而其中屏蔽泵是為滿足用戶的可靠性等要求研發(fā)而成的，通過把離心泵和電機(jī)整合在一個(gè)封閉容器中，采用靜密封的形式，確保泵運(yùn)轉(zhuǎn)的可靠和穩(wěn)定性，該泵適用于特殊場合，例如運(yùn)送腐蝕性液體。由于是整體封裝，出現(xiàn)故障時(shí)維護(hù)不方便，且軸承處故障率較高。結(jié)合以上幾點(diǎn)，本文運(yùn)用對(duì)屏蔽泵進(jìn)行數(shù)值模擬的方法，從軸系間隙的這一參數(shù)角度出發(fā)，探討不同軸承間隙對(duì)水膜動(dòng)特性系數(shù)和水膜壓力分布的影響。

K.P. G e r t z o s和 P.G. Nikolakopoulos等利用FLUENT軟件和Bingham流體模型對(duì)水潤滑軸承進(jìn)行了多維數(shù)值仿真計(jì)算，分析了水潤滑軸承的承載能力和潤滑特性，水潤滑軸承的液膜壓力分布并不是一成不變的，而是隨著水潤滑軸承的寬徑比作有規(guī)律的變化。根據(jù)流體潤滑理論，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)海水淡化泵水潤滑軸承的間隙進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。CABRERA等通過實(shí)驗(yàn)測量了水潤滑徑向軸承的潤滑膜壓力同時(shí)還借助于計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(CFD)對(duì)水潤滑軸承進(jìn)行理論研究，結(jié)果表明，運(yùn)用CFD 對(duì)水潤滑軸承進(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，并沒有從系統(tǒng)的理念研究這一問題，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。

圖1 屏蔽泵結(jié)構(gòu)圖

不同軸承間隙的離心泵內(nèi)部流場數(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。基于以上參數(shù)，建立起不同軸承間隙的屏蔽泵全流場仿真模型。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，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滑效果，同時(shí)還能起到冷卻的作用。水潤滑是以水為介質(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，能很好的解決油潤滑所帶來的缺陷，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數(shù)值模擬

通過建立不同軸承間隙的屏蔽泵全流場模型，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：

表1 軸承間隙對(duì)軸承a和軸承b支反力的影響

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)，通過查表得出軸承的偏心率。

計(jì)算得出軸承的偏心率如下：

圖2 屏蔽泵轉(zhuǎn)子系統(tǒng)簡化模型圖

表2 軸承間隙對(duì)軸承偏心率的影響

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，從而影響水潤滑的形成。

水膜動(dòng)特性參數(shù)的特性

本文中屏蔽泵形成水膜處的軸承為固定瓦徑向滑動(dòng)軸承，本文計(jì)算模型中軸承a和軸承b相關(guān)理論參數(shù)：軸承長0.09 m；軸承直徑0.084 m；軸承半徑間隙分別為0.2 mm、0.5 mm、0.8 mm；潤滑劑粘度1.003*e-3，軸頸轉(zhuǎn)速為2 865 r/min。計(jì)算結(jié)果如圖3所示。從圖中可以看出，軸承間隙不變時(shí)，隨著軸承偏心率的逐漸增大，軸承的無量綱剛度逐漸增大。主要原因是在全流場模型分析中，軸承a和軸承b處支反力變化不大，但是軸頸偏心率變大，最小液膜厚度變小，液膜平均壓力增加，使得液膜區(qū)域相對(duì)不厚的地方承受了更大的壓力，因此無量綱剛度增加。從圖3中可以看出，在軸承間隙較小區(qū)域內(nèi)水潤滑軸承剛度變化幅度沒有在軸承間隙較大處變化明顯，且隨著軸承間隙的變化，軸承無量綱剛度變化各異。在軸承間隙增加到一定程度后，垂直剛度Kyy明顯大于其他剛度系數(shù)，其次是與垂向力相關(guān)的的Kyx，而Kxy相比其他剛度系數(shù)，明顯是最低的。

從圖4中可以看出，隨著偏心率的增大，軸承a和軸承b的無量綱阻尼也隨著逐漸增大。從相對(duì)值的大小來分析，無量綱垂直阻尼Cyy的值明顯比其他三個(gè)阻尼系數(shù)的值要大，并且當(dāng)軸承間隙增大到一定程度后，垂直阻尼增大幅度比其他三個(gè)阻尼系數(shù)更為明顯，其次是Cxx。

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。

圖5中 (a)、(b)、(c)圖是軸承a處水膜壓力分布變化圖； (d)、(e)、(f)圖是軸承b處的水膜壓力變化圖。由于軸承間隙的變化引起水膜軸承處的偏心率的變化，可認(rèn)為軸承間隙與軸承偏心率一一對(duì)應(yīng)，從圖中可以得出，隨著軸承間隙的變大，水膜處軸承的偏心率也逐漸增大，水膜的最大壓力值也逐漸增大。這是由于偏心率越大，水膜的承載力越強(qiáng)，達(dá)到一定程度后，水膜破裂，使兩相互運(yùn)動(dòng)的構(gòu)件的表面發(fā)生接觸，即軸承與軸頸發(fā)生摩擦，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)失去穩(wěn)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(shí)水膜壓力的最大值在軸承中心處。從圖中可以看出，在寬徑比一定的情況下，水潤滑軸承a和軸承b的水膜周向壓力分布規(guī)律具有一定的相似性，水膜壓力都是先增大后減小，并在某一點(diǎn)達(dá)到最大值，并且呈現(xiàn)非線性變化，同時(shí)也可以從圖中看出，不同軸承的偏心率，其在周向角度達(dá)到最大值時(shí)的相位是不同的，并且隨著偏心率的增大，其達(dá)到水膜壓力最大值得相位角也逐漸增大。由于偏心率不同引起水膜在收斂間隙處的形態(tài)也不相同，在其他變量確定的情況下，水膜的壓力分布是不相同的。

圖3 偏心率對(duì)軸承無量綱剛度的影響

圖4 偏心率對(duì)軸承無量綱阻尼的影響

屏蔽泵軸承處的潤滑效果主要依據(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)壓潤滑，此時(shí)潤滑效果良好。

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，意味著軸承處潤滑為完全動(dòng)壓潤滑，具有良好的潤滑效果且不會(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。

圖5 不同軸承間隙時(shí)水膜壓力分布

小結(jié)

初步獲得了以下結(jié)論：

1.通過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；揚(yáng)程也逐漸下降；而功率的變化情況較為復(fù)雜，在低流量點(diǎn)功率逐漸增大，當(dāng)流量達(dá)到一定值時(shí)，是逐漸降低的。

2.針對(duì)不同軸承間隙建立的屏蔽泵動(dòng)力學(xué)模型，通過受力分析可知，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，但是幅度趨緩；軸承處的偏心率逐漸升高。

3.通過結(jié)合理論公式，在軸承寬徑比等參數(shù)確定的情況下，水潤滑軸承的動(dòng)特性無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)壓潤滑，并隨著軸承間隙地增大，潤滑效果也越來越好，前期的軸承設(shè)計(jì)合理可靠。 ●

本文作者周永興來自上海石化股份有限公司腈綸事業(yè)部，朱燕群來自浙江杭州汽輪機(jī)股份有限公司。