1. 引言
电子水泵作为汽车冷却系统的重要部件，虽具有安装灵活、低噪音等优点，但其电机效率大多低于70%，整体效率通常低于40%，故优化其结构参数以提高效率意义重大，电子水泵结构如图1所示[1]。作为新能源汽车冷却系统的关键组件，电子水泵能根据发动机实时工作状态智能调节流量，减少冷却系统能量消耗，优化整体能效[2]。然而，受空间和布局限制，设计工程师常通过提升泵速和增加流量来减小体积，这可能导致流道狭窄、复杂，进而影响性能。研究显示，部分现有电子水泵能耗过大、效率不高，与节能减排目标相悖[3]。
动静压轴承因高精度、稳定性好、抗干扰能力强，广泛应用于测量仪器和精密机床，其润滑方式包括油润滑、水润滑和气体润滑；Lu等人研究发现，陶瓷轴承衬套可提高工作温度[4]。戴惠良等人使用FLUENT软件分析了主轴转速和供油压力对液体动静压轴承承载特性的影响[5]。季东生等人采用有限差分法研究了轴承参数对球形动静压轴承动态特性的影响，发现小油膜间隙时动特性能较好[6]。杨帅等人分析了油膜热效应对外膜最小厚度与失稳转速的影响，结果表明热效应影响显著，计算时需考虑[7]。
Figure 1. Schematic diagram of an electronic water pump
图1. 电子水泵示意图
在非稳态工况下，轴承的抗冲击性能和润滑性能受到广泛关注。Ren等人通过数值方法分析了半正弦冲击载荷下转子的运动轨迹及槽尺寸对轴承抗冲击性能的影响[8]。Liang等人建立了轴承冲击模型，发现冲击越早进入，接触越严重，稳定性越差[9]。Guo等人分析了多槽水润滑轴承在外部冲击下的瞬态混合润滑性能，并设计多槽结构以减少瞬态接触力[10]。Tao等人建立了随机冲击模型并搭建实验台，发现冲击强度越大，轴承越易失效[11]。彭龙龙等人分析了突变载荷下轴承的润滑性能，发现液膜压力响应快，温度响应滞后[12]。计算流体动力学(CFD)技术通过专业软件对流体等物理现象进行模拟和分析，已广泛应用于多个行业，为离心泵的数值仿真研究提供了高效工具，显著降低了研究成本[13] [14]。
2. 流体动压润滑理论
流动状态的区分通常通过雷诺数(Re)来判断，雷诺数是一个无量纲的数值，用于描述流体流动的特性。当雷诺数低于某个临界值时，流动倾向于层流；而当雷诺数超过这个临界值时，流动则表现为湍流。对于水润滑轴承，这个临界雷诺数通常被认为是1000。雷诺数的具体计算公式考虑了流体的密度(ρ)、速度(v)、水力直径(d)以及运动粘度(μ)。雷诺数计算公式如式(1)所示。
(1)
式中ρ–流体密度，kg/m3；
v–流体速度，m/s；
d–水力直径，m；
μ–流体运动粘度，Pa*s。
在圆管中，水力直径等同于管道直径，但在非圆形管道中，需要通过特定的公式来计算，该公式涉及流体通过的横截面积(A)和流体接触的周长(S)，如公式(2)所示。
(2)
式中A–液流有效截面积，m2；
S–液流湿周，m。
针对电子水泵中的水润滑静压轴承，雷诺数的计算考虑了水的密度、运动粘度、轴承的转速以及轴承的尺寸。通过代入相关参数，得到的雷诺数如果小于临界值，则表明轴承中的水膜流动为层流状态。在层流状态下，水膜的力学特性可以通过雷诺方程来求解，该方程考虑了流体的粘度、两个接触表面之间的间隙、两个表面的速度矢量以及流体微元上的压力。
本文研究的电子水泵水润滑静压轴承雷诺数计算公式如式(3)所示。
(3)
式中ρ–水密度，1000 kg/m3；
μ–运动粘度，0.0013 Pa·s；
n–轴承转速，6000 n/min；
R–轴承半径，3.5 mm；
h–水力直径，m。
水润滑轴承的性能受到多种因素的影响，如温度、流速和水膜压力。进一步的研究将探讨轴承转速和偏心率对水膜特性的影响，以优化轴承的设计和性能。
3. 多沟槽水润滑话动轴承的应用与仿真流程
3.1. 轴承水膜参数
根据表1中参数进行三维建模，槽数设置为2，螺旋升角设置为52.8˚，两槽呈180˚对称分布，水膜厚度为0.05 mm，水膜宽深比为1，深深比为0.1，建立多沟槽水膜模型。
Table 1. Bearing water film structure parameters
表1. 轴承水膜结构参数
轴承结构参数 |
值/单位 |
轴颈半径 |
3.45 mm |
转子半径 |
3.50 mm |
半径间隙 |
0.05 mm |
水槽直径 |
0.50 mm |
轴承长度 |
30.4 mm |
3.2. 预处理
Figure 2. Outer wall surface setting
图2. 外壁面设置
Figure 3. Boundary condition settings
图3. 边界条件设置
设定物理模型：时间设置为稳态，材料设置为水，粘性设置为层流。外表面转速设置为6000 r/min如图2所示。边界条件配置：为模型的各个边界指定适当的条件，进出口压力设置为100,000 pa如图3所示，求解器设置：选择适当的数值求解器，并设定求解过程中的参数，迭代次数设置为300。检查与验证：完成所有设置后，开始计算过程。在计算过程中，需要监控进度和可能的错误信息，确保计算顺利进行。结果分析：计算完成后，对结果进行分析，评估模拟的准确性和可靠性。
3.3. 对结果进行后处理
在ANSYS的Fluent模块中，可以对得到的数据进行整理和分析。后处理的主要过程包括数据的检索、用图像进行表示、实现可视化以及后续将数据导出和分析。
数据的检索：在Fluent中，可以得到许多与压力水膜相关的数据，有流线、承载力和水膜压力等重要指标。
图像表示：Fluent有许多种图形化的工具，可以表示流线图，压力云图和水膜压力图。
数据的导出与分析：在生成图形后，很多数据可以被导出成表格或文本等文件，可以帮助使用者对数据进行进一步处理。
为得到水膜周向压力分布曲线图需要对数据进一步进行处理，在25.65 mm处设置Plane1平面，然后利用Plane1平面为边界建立Polyline1曲线，Polyline1为水膜内表面边界曲线，如图4所示。
Figure 4. Establish boundary planes and curves
图4. 建立边界平面和曲线
最后在后处理结果模块中测量处轴承大端X和Y方向所受承载力，将测得的数据输入到Excel中进行整理，得到轴承所受径向承载力和承载力与X轴正方向的夹角，并在Python软件中绘制出承载力的矢量图，仿真流程图，如图5所示，将得到的水膜圆周压力图线的数据提取，用Python代码对数据进行处理，得到最优结构参数再进行仿真得到承载力，实现结构参数优化。
Figure 5. Simulation flowchart
图5. 仿真流程图
4. 后处理及参数优化
4.1. 后处理结果
偏心率取0.9，将槽偏角设置为参数，槽偏角从0˚到120˚，以2˚为间隔进行取值，参数建模后得到不同槽偏角时水润滑滑动轴承水膜的压力云图，0˚压力分布云图如下图6所示。
Figure 6. Pressure distribution diagram
图6. 压力分布图
将输出结果阐述话，得到不同槽偏角下承载力大小及承载力与X轴正方向的夹角，用Python软件对数据进行处理，得到承载力大小和角度随槽偏角变化的曲线图，如下图7所示。用最小二乘法对数据进行拟合，拟合结束为1到20阶，当阶数为18时拟合效果最好，当拟合阶数过高时会出现过拟合的现象，由该数据图线我们可以知道当槽偏角为42.53˚时承载力最大为0.71 N，当槽偏角为118.81˚时承载力最小，此时承载力大小为0.42 N。
Figure 7. Load-bearing capacity and its relationship with slot angle
图7. 承载力及其与槽偏角的关系
对承载力与X轴夹角随槽偏角的变化用Python进行数据处理，得到夹角随槽偏角变化的折线图如下图8所示。在承载力与X轴夹角随槽偏角变化曲线，我们可以得到，当槽偏角为110˚时夹角最大为3.13 rad，当槽偏角为108˚时夹角最小为−3.04 rad，折线图中槽偏角在108˚到110˚时承载力与X轴方向夹角会发生突变。
Figure 8. Changes in bearing capacity and angle to the X-axis with slot angle variation
图8. 对承载力与X轴夹角随槽偏角的变化
如下图9为水膜周向压力分布曲线，由该曲线我们可以得到入口压力和出口压力为1 Mpa，外壁面转速为6000 r/min时水膜周向压力的分布是连续的。
Figure 9. Water film circumferential pressure distribution curve
图9. 水膜周向压力分布曲线
4.2. 优化结果
用Python对获得的承载力和槽偏角数据进行处理得到承载力随槽偏角变化曲线，得到当槽偏角为42.53˚时承载力达到最大为0.71 N，将得到的最优解带入到Ansys仿真模型中进行反向求解，最后得到当槽偏角为42.53˚时承载力为0.71142 N，与Python数据处理结果基本一致，经过计算误差仅为0.2%，由此可以证明Ansys优化模型的可靠性。槽偏角42.53˚ Ansys仿真承载力与X轴方向夹角为−2.9523˚符合图8中承载力与X轴方向夹角随槽偏角变化曲线，也证实了Ansys仿真模型的可靠性。
由图8所示曲线可知，当槽偏角取42.153˚时与离突变值108˚相差很大，如图8所示此时承载力与X轴方向夹角随槽偏角变化曲线在该段连续，如图9所示水膜轴向压力也是连续的，所以此时轴承能够稳定运转；同时水膜承载力达到最大为0.71142 N，所以此时轴承的润滑效果最好，综上当槽偏角为42.53˚时轴承润滑小伙最好，实现了对周偏角参数的优化。
5. 总结与评价
通过上述前处理和后处理过程，实现了对水润滑滑动轴承槽偏角的优化设计，给出了槽偏角的建议取值范围以及滑动轴承在工作时应避免的槽偏角取值范围以及最优解。
(1) 由合承载力随槽偏角的压力变化曲线可以总结出滑动轴承工作时，当槽偏角取在42.53˚时轴承承载力最大，此时润滑效果最好，同时应当尽量保持槽偏角在(30˚, 90˚)这个区间内变化保持相对较大的承载力。
(2) 由承载力与X轴方向夹角变化曲线可知当槽偏角从108˚到110˚时合承载力合X轴方向夹角会发生突变，应当尽量避免承载力在这个(108˚, 110˚)这个区间变化，由于承载力方向的突变可能会引起滑动轴承的振动。
综上所述，这不仅为电子水泵滑动轴承综上所述，而且对于提高水润滑滑动轴承的性能和可靠性具有重要的工程应用价值和学术研究意义。通过优化滑动轴承的几何参数，可以有效避免振动同时提高轴承水膜的承载力，为水润滑滑动轴承的设计和改进提供了新的视角和解决方案。
基金项目
河南省科技攻关项目(252102240108)。
NOTES
*通讯作者。