在水环真空泵中，叶轮偏心安装在接近圆形的泵体内，叶轮旋转时因离心力作用，注入泵内的水被甩向泵体内壁，形成一个形状和泵体相似、厚度接近相等的液环。液环内表面与叶轮轮毂之间形成一个月牙形空间，叶片从近壁点转到远壁点时，两个相邻叶片之间所包围的容积逐渐增大，气体由外界吸入。相反的对侧，相应的容积由大变小，使原先吸入的气体压缩，当压力达到或略大于出口压力时，气体被排出。随着叶轮稳定转动，吸、排气过程连续不断地进行，达到抽吸气体的目的。

本文针对水环真空泵静止状态下主要零部件，如泵体、分配板、泵盖等进行有限元分析。主要步骤为：对零件进行网格划分，根据零部件安装情况施加约束，添加载荷并进行求解。

水环真空泵外壳部分主要由泵盖、分配板、泵体组成。泵盖分为前后两个部分，对应安装前后分配板，两个分配板之间是泵体，三个主要零件组成水环真空泵壳体。壳体在工作过程中受到内外存在的压差力和液体的离心力作用。液体的离心力对壳体冲击用式(1)、(2)计算得出为0.16 MPa。

式中，m为泵体中所含水的质量，r为叶轮中间位置的直径，p为水对泵体的冲击力，$ S $为泵体内壁的面积。

真空泵压差力方向为由外向内，与离心力方向相反。为了能够更好的校核壳体强度，选择最小压差作为分析受力载荷，即最小压差为零。忽略压差作用力，最终壳体部分所受总冲击载荷为0.16 MPa。

泵体采用Q235B钢板焊接而成，属薄壁零件。泵体常见的失效是由于内部真空度变化引起挤压，导致泵体变形，严重会导致断裂，泵体的材料属性及受载情况见表1。

如图1(a)所示，对泵体进行建模并导入ANSYS进行网格划分，采用非结构网格，网格数为79946。建立单元刚度方程，应用边界条件和刚度条件对其施加载荷，在泵体两侧边缘添加固定约束，得到泵体的应力云图、变形云图和安全系数图。

在受到大小为0.16 MPa压力作用时，其最大应力为4.35 MPa，远小于材料的屈服极限235 MPa，在工作过程中不会出现材料受压破坏的现象。泵体变形量如图1(c)所示，从途中可以看出最大变形量出现在泵体的中间位置，且变形量为0.008 mm，由表1可知材料允许的弹性变形量为0.5%，允许的变形量为0.6 mm，可见其变形量在许可范围之内。泵体的安全系数分析如图1(d)所示，其最小值为15，系数足够大。

分配板在安装过程中与泵体直接连接在一起，且工作时同样与泵体形成一个腔体，因此其所受的压力应与泵体受到的压力相等，在分配板边缘添加固定约束，在轮毂中心添加柱面约束。分配板所用材料为304不锈钢，具体参数见表2。

分配板的网格划分是建立分配板有限元模型的一个重要环节，所划分的网格形式是直接影响收敛时间及计算精度的，分配板的形状并不是对称结构，因此在网格划分时需要做到疏密有别。本文将靠近圆孔和扇形孔处采用细化网格处理，在保证计算精度的前提下尽可能的提高计算速度，单元网格数为37602。分配板的网格划分结果如图2(a)。

分配板的应力分析效果如图2(b)所示，由应力分析结果图可以看出，分配板的应力分布是相对均匀的，其所受到的应力最大约为98 MPa，出现在中间孔处。分配板的材料是304不锈钢，其屈服极限是205 MPa，故分配板的强度足够。分配板的变形量如图2(c)所示，分配板的变形量主要集中在扇形孔的边缘，最大变形量约为0.09 mm，小于允许的变形量0.6mm，其刚度足够。分配板的安全系数分析如图2(d)所示，安全系数的最小值为2.54，满足设计要求。

泵盖的尺寸是由泵体尺寸决定的，为保证高真空度，两者是严格对应的。泵盖上有吸气口和排气口，通过内部通道与分配板相通，使两者紧密的连接在一起。因此在轮毂安装位置处添加柱面约束，在泵盖与地面的交接处与泵盖和分配板接触平面添加固定约束。在泵体和分配板的尺寸确定后，泵盖的总体尺寸也随之确定。泵盖材料为HT200，泵盖材料属性及所受载荷见表3。泵盖的网格划分也需在吸气（排气）口及与分配板的连接处进行网格细化，网格数为124324。网格划分结果见图3(a)。

泵盖的应力分析结果如图3(b)所示，应力分布相对均匀，应力最大处出现在与分配板连接孔的下端，由图可以知道其最大的应力约为39.3 MPa，远远小于HT200的屈服极限200 MPa，强度足够。泵盖的变形云图如图3(c)所示，最大静力位移约为0.24 mm，小于其允许的变形量0.6 mm，变形最大处也是应力最大处，故其刚度满足要求。泵盖的安全系数如图3(d)所示，其最小安全系数为6.37，满足设计要求。

在2BEA-403A-0型水环真空泵中，叶轮与轴之间采用固定副连接，在分析时选定叶轮受到外力矩T=5.11×10⁶ N·mm，并考虑叶轮转动过程中离心力的作用。分析结果如图4、图5所示，图中横坐标为水环真空泵的工作时间，纵坐标为运动副所受的力和力矩，本文主要研究水环泵前五秒运动副所受力和力矩情况。运动副绕X方向的最大力矩值为7.65×10⁶ N·mm，绕Y方向的力矩值最大为5.74×10⁵ N·mm，绕Z方向的力矩较小。运动副在三个方向上的分力主要集中在Z轴的负方向，最大为6657.5 N，受力较小，满足要求。

泵轴和前轴承支座上的圆柱滚子轴承NU230EC内圈之间以转动副的形式连接，理论计算出支座反力为19.45 KN。两者之间的作用力矩与作用力如图6、7所示。转动副绕Y方向的最大力矩为70000 N·mm，绕Z方向的最大力矩为220000 N·mm。力矩的变化主要集中在绕Y、Z轴方向上，这两个方向的力矩变化主要是由叶轮转动过程中的离心力以及叶轮自重所形成，绕X轴方向的力矩非常小，可以忽略不计。转动副作用力分布上在X轴方向最大为1375 N，Y轴方向上最大为16250 N，Z轴方向上最大为7500 N。合作用力最大为18 KN，小于理论计算上轴承支座反力19.45 KN。

泵轴与后轴承支座上的深沟球轴承6230以转动副的形式相连接，计算出轴承支座反力为16.55 KN。两者之间的作用力矩与作用力如图8、9所示。力矩变化主要是绕Z轴的力矩，最大力矩4.29×10⁵ N·mm。受力分析上X轴方向上最大为1377 N，Y方向上最大为14250 N，Z方向上最大为5375 N，合力最大为15.29 KN<16.55 KN，满足设计要求。

本文通过对水环真空泵重要零件进行静力学分析，得到泵体、泵盖、分配板的应力云图、变形云图、安全系数分析图，以此分析其应力、位移最大值和最值出现的位置以及安全系数的最小值，同时分析了泵轴与叶轮及两个重要轴承之间运动副的作用力与作用力矩，结论如下：

（1）2BEA-403A-0型水环真空泵泵体、泵盖、分配板的应力分布均匀，没有应力集中的地方，应力值均小于所使用材料的屈服极限，所用材料和现有结构合理；

（2）三个关键零件的变形量都小于允许变形量0.6 mm，安全系数也足够；

（3）泵轴与叶轮、泵轴与圆柱滚子轴承、泵轴与深沟球轴承之间运动副的作用力和作用力矩均小于最大承受强度，因此所选用连接方式可靠。

在对水环真空泵关键运动副承载机制和强度分析研究的基础上，下一步针对水环真空泵运动副形式复杂、载荷变化大等特点，建立运动副不同间隙边界条件下机械动力学模型，对转子进行模态分析，深入开展泵全寿命运动副振动特性研究。