电机机壳流体仿真分析报告

电机机壳流体仿真分析报告项目：XXXX
日期：2013.10.11
目录
一、分析目的 (3)
二、几何模型 (3)
三、有限元模型 (3)
3.1 材料 (3)
3.2 机壳流体分析模型 (4)
3.3 流体分析的边界条件 (4)
3.4 静力分析模型 (4)
3.5 静力分析的边界条件 (5)
四、机壳流体分析及优化设计 (5)
4.1 分析结果 (5)
4.2 优化分析及设计 (7)
4.2.1 设计变量 (7)
4.2.2 实验设计 (8)
4.2.3 灵敏度分析 (8)
4.2.4 优化分析结论 (10)
五、静力分析及优化设计 (10)
5.1 分析结果 (10)
5.2 优化分析及设计 (11)
5.2.1 设计变量 (11)
5.2.2 实验设计 (12)
5.3分析及优化结论 (12)
六、优化意见 (12)
一、分析目的
1、在不同入口流速，及电机定子发热量的条件下，分析水冷却系统
的水阻（入口和出口的压力差），电机机壳的温度场分布。

2、考察皮带轮在轴向不同安装位置，受径向力作用下，其对系统应
力和变形的影响，以及主受力轴承的支反力。

二、几何模型
电机壳体几何模型由机构组于2013.10.9号提供。

分析模型包括机壳、水体模型及两端的密封端盖。

对几何模型做简化，去掉小圆角和倒角等小
特征，简化后的模型如图2.1所示：
图2.1 几何模型
三、有限元模型
3.1 材料
表3.1为系统中各个零件的材料属性：
流体分析时，机壳和端盖的材料选择系统中默认的铝材。

表 3.1 材料属性
3.2 机壳流体分析模型
流体分析的有限元模型如图3.1所示，采用边界层网格。

图3.1 流体分析有限元模型
3.3 流体分析的边界条件
冷却水流量6L/min（转化为流量为0.1Kg/s），冷却水入口温度105度，电机定子发热按 3.6kwX（1-85%）=0.54kw（转化为定子与机壳接触面的热流密度为17061W/m2），出口相对大气压为0.0 Pa。

如图3.2所示。

图3.2 流体分析边界条件
3.4 静力分析模型
接触类型都为绑定，如图3.3所示。

图3.3 静力分析有限元模型
3.5 静力分析的边界条件
约束两轴承外圈所有自由度。

在皮带轮上施加负Y向3500N的轴承力。

如图3.4所示。

图3.4 静力分析边界条件
四、机壳流体分析及优化设计
4.1 分析结果
冷却水流量为0.1Kg/s，入口温度105度，定子与机壳接触面的热流密度为17061W/m2，出口相对大气压为0.0 Pa。

经初步估算，入口处流体的雷诺数Re=3000（大于2000），取流体模型为湍流。

流体分析结果如下图4.1-4.4所示：
图4.1为冷却水的速度矢量云图，图4.2为冷却水的速度流线图。

水路中有较多接近于90°的直角，在每个直角处有涡流回旋区域的产生；漩涡区对流动均造成了障碍，导致冷却水压力损失较大，也很难把热量带走；主流区域均在1m/s左右，利于电机的散热。

图4.1 速度矢量云图
图4.2 速度流线图
图4.3为冷却水的压力云图，入口相对大气压为6856Pa，出口相对压力为-720Pa，压力差为7576Pa（压力损失）。

图4.3 冷却水压力云图
图4.4为整体的温度场云图，最大温度为109℃，最低温度为105℃，温差为4℃。

图4.4 整体温度云图
4.2 优化分析及设计
4.2.1 设计变量
为了分析冷却水入口流速、定子热流密度对水道压力损失和整体温度场的影响，把入口流速、定子热流密度设置为输入变量，其变化范围分别为：入口流速：最小值为0.06kg/s （3.6 L/min），最大值为0.15kg/s (9 L/min)，
初始值为0.1kg/s（6L/min）。

热流密度：最小值为15000 W/m2，最大值为20000 W/m2，初始值为17061 W/m2（0.54kw）。

输出变量为压力损失P max和整体最大温度T max。

其中，压力损失P max：P max = 最大压力P1–最小压力 P2。

4.2.2 实验设计
研究多个设计变量产生变化，且将多个设计变量的取值组成组，研究在设计变量取不同的可能组合时目标函数的取值情况。

表4.1为入口流速、定子热流密度等变量取不同组合时，压力损失P max和最大温度T max的取值情况:
表 4.1 实验设计
4.2.3 灵敏度分析
冷却水入口流速、定子热流密度对压力损失P max和最大温度T max的灵敏度如图4.5-4.7所示：
入口流速对压力损失P max和最大温度T max的影响如图4.5-4.6所示：
图4.5 入口流速VS压力损失（为拟合曲线）
图4.6 入口流速VS最大温度
热流密度对最大温度T max的影响如图4.7所示：
图4.7 热流密度VS最大温度
4.2.4 优化分析结论
基于上图4.5-4.7所分析的结果，压力损失与入口流速接近成正比关系。

五、静力分析及优化设计
5.1 分析结果
约束两轴承外圈所有自由度。

在皮带轮上施加负Y向3500N的轴承力，转子系统的应力及变形如下图5.1-5.5所示：
图5.1为整体的应力云图，最大应力为115.88Mpa，发生在大轴承与转轴接触处（有应力集中）。

图5.1 整体应力云图
图5.2为整体的变形云图，最大变形为0.0219mm。

图5.2 整体变形云图
图5.3为大轴承的径向支反力，大小为3609.6N，方向为正Y向。

图5.3 大轴承支反力
图5.4为大轴承的扭矩反力，大小为63288Nmm，方向为正X向。

图5.4 大轴承扭矩反力
5.2 优化分析及设计
5.2.1 设计变量
为了分析带轮的轴向安装位置对系统应力、变形及大轴承的支反力的影响，把轴向安装位置设置为变量，其变化范围分别为：
轴向安装位置L：最小值为8.5mm，最大值为16mm，初始值为8.5mm。

其中带轮轴向安装位置是相对于大轴承的端面，如下图5.5所示：
L
图5.5 带轮轴向安装位置示意图
5.2.2 实验设计
表5.1为带轮轴向安装位置取8.5-16.0mm时，整体最大变形、最大应力及轴承径向支反力的取值。

表 5.1 实验设计
5.3分析及优化结论
基于以上分析结果，得出以下结论：
1、大轴承起绝对支撑作用，应力主要发生在带轮和大轴承之间的材料上，变形发生在输出轴端。

2、带轮的径向力对转子的挠度几乎无影响。

3、整体最大变形、最大应力及轴承径向支反力随带轮轴向安装位置的增加而增大。

六、优化意见
暂无。