油循环冷却系统的设计.doc

本科毕业论文（设计） 论文（设计）题目：油循环冷却系统的设计 学 院： 化学与化工学院 专 业： 过程装备与控制工程 班 级： 学 号： 学生姓名： 指导教师： 2013年 月 日贵州大学本科毕业论文（设计）诚信责任书本人郑重声明：本人所呈交的毕业论文（设计），是在导师的指导下独立进行研究所完成。毕业论文（设计）中凡引用他人已经发表或未发表的成果、数据、观点等，均已明确注明出处。特此声明。论文（设计）作者签名： 日 期： 贵州大学本科毕业论文（设计） 第45 页目录摘要IIIAbstractIV第一章 绪论11.1 设计的目的和意义11.2 循环冷却系统的概述11.3 油冷的概述21.3.1 油冷相对水冷的优劣21.3.2 冷却油的优势21.4 关于油循环冷却系统3第二章 轴承产热计算42.1 机械轴承发热量计算42.2 内装式永磁同步电机发热量Qt计算82.3 混合磁轴承发热量Qcu计算9第三章 冷却结构方案的设计123.1 冷却方案的设计123.1.1 上下圆筒支座发热量的计算123.1.2 圆筒支座冷却方案的设计123.1.3 支座材料的选定与加工143.2 总体流程方案设计15第四章 热量恒算164.1 系统工质的选择164.2 工质物性数据的选择184.2.1 下支座进油参数选取184.2.2 上支座进油参数选取184.3 下支座换热面积的计算194.3.1 冷却油处理量的计算194.3.2 管程进出口的对数平均温差的计算204.3.3 传热系数的计算204.4 上支座换热面积的计算214.5 阻力损失的计算224.5.1 下支座阻力损失的计算224.5.2 上支座阻力损失的计算24第五章 支座结构强度的ANSYS分析25第六章 主体冷却部件的选取296.1 散热器的选型设计296.1.1 管式散热器的简介296.1.2 散热器的参数选择306.2 油泵的选型设计336.2.1 油泵的选型336.2.2 油泵的性能参数计算366.3 管路材料及参数选择36第七章 附件的选取387.1 液面计的选择387.2 温度仪表的选择397.3 压力仪表选择407.4 流量测量仪表的选择41总结42参考文献43致谢44油循环冷却系统的设计摘要工业机械设备开机运转时伴随着大量的热量产生，若不将热量及时导走，将直接影响系统设备的正常工作。随着循环冷却系统的研究与发展，有关循环冷却的优化设计和运行都有了一定的普及与深入。循环冷却系统节能效果、冷却效果显著，结构简单，使用可靠，一般不用维护。本设计通过向飞轮储能系统的高速旋转的主轴真空系统中引入油循环冷却系统，将轴承产生的大量热量及时导走，使系统维持在正常的温度范围。最大限度地减少由于高速主轴产生的热量引起的系统故障，提高轴和轴承的使用寿命。关键词：真空系统 高速轴承 电机 冷却系统 油冷The design of Oil circulation cooling systemAbstract Industrial machinery and equipment start running along with a lot of heat generated, if do not lead the heat away timely, it will affect the normal operation of system equipment directly. With the research and development of the circulation of the cooling system, the optimization of the design and operation of the circulating cooling have a certain depth and popularity. The energy efficiency and cooling effect of circulating cooling system is remarkable, reliable, It has simple structure and generally do not maintain. This design of the vacuum system to the high-speed rotating spindle oil circulation cooling system through the introduction, a large amount of heat generated by the bearing guide walking in a timely manner, so that the system is maintained at a normal temperature range. Minimize system failures caused due to the heat generated by the high-speed spindle to improve the life of axis and bearing.Keywords: vacuum system motor high-speed bearings Oil Cooling System第一章 绪论1.1 设计的目的和意义随着循环冷却系统的研究发展，有关循环冷却的优化设计和运行都有了一定的研究和发展。在飞轮储能系统中，真空室中高速旋转的主轴轴承会产生大量的热量，若不将热量及时导走，将直接影响到系统的正常工作。循环冷却系统节能效果、冷却效果显著，结构简单，使用可靠，一般不用维护。本设计通过对循环冷却系统设计计算从而掌握工艺过程中的传热计算，结构计算中的材料选择、强度计算、整体结构设计、附件选择设备制造工艺等，将所学的专业基础课和专业课知识与实际的工程问题有机的结合。本次设计运用了大量的基础理论知识和专业基础知识（如过化工原理课程设计）进行冷却系统的设计。同时，通过此次设计，也使我们对某一课题作专门深入系统的研究，巩固、扩大、加深已有知识，培养综合运用已有知识独立解决问题的能力。1.2 循环冷却系统的概述 冷却系统（coolingsystem）是对在高温条件下工作的机件运用冷却介质使之冷却从而使机件能在正常工作温度下运转的系统。主要由冷却设备、泵和管道组成。冷却系统通常分为直流冷却系统和循环冷却系统。循环冷却系统中的冷却媒介流过冷却设备使之温度回降后，输送回生产设备再次循环使用。循环冷却系统分为封闭式和敞开式两种。封闭式循环冷却系统中的冷却媒介不与大气直接接触，物料与冷却媒介在一种密闭的系统中进行热交换，循环使用，因此媒介量损失少，媒介中各种离子浓度变化小，不易改变系统内部环境。在敞开式循环冷却水系统中，冷却水的降温过程通过冷却塔来实现，由于釆用敞开式结构，可以与大气直接接触，循环散热快，冷却效果好，广泛应用于城市建设与工业生产。1.3 油冷的概述1.3.1 油冷相对水冷的优劣水是冷却媒介的一种。长久以来，选择水作为冷却媒介，主要是出于其安全，易取的特点。但水本身固有的缺陷，如：沸点低，结冰，腐蚀，水垢等，使其无法满足现代工业发展的需要。过去，人们对冷却系统内部工作状态的认识是模糊的，当使用含水冷却液时，由于水的沸点低，以及产生的水蒸汽层阻碍导热的原因，在气缸工作时产生的高温，热量交换不出来，使发动机工作在过热状态，导致产生预燃，爆震，引擎性能下降，故障率上升。所有引擎只要使用含水冷却媒介，都将受此危害。并且在冷却系统管路内产生水垢、水锈，系统工作在高压下，使冷却系统寿命大幅缩短。油冷，作为另一种冷却媒介，用机油、冷却油来代替水冷系统中的冷却水而进行的冷却方式。比传统冷却剂水具备许多优点：灵敏的热平衡能力，超强的热传导能力，保障系统处于最佳工作温度；超宽的工作温度区间，杜绝沸腾开锅，冷却系统微压力；与水冷相比，使用油作为冷却液不会像水那样出现生锈和腐蚀。低温环境不用添加防冻剂；避免了气蚀、水垢、电解等腐蚀伤害1。鉴于在某些领域轻油、冷却油等冷却介质的冷却效果未体现较多优势，油冷用油泵结构复杂，作为冷却或润滑的油用量较多，运行条件与成本较高等因素，其普及度相对较低。1.3.2 冷却油的优势 冷却油以国际上最先进的抗腐配方为参照，品质长效稳定。杜绝气蚀，水垢及其他腐蚀的伤害，全面保护金属部件，润滑并加速泵的运作，消除压力差对泵造成的冲击，使冷却系统内部历久如新，减少维护次数。冷却油有着随温度变化的运动黏度，人性化的自动热平衡功能，与橡胶管路有极好的相容性。其超宽的工作温度（-45180）保障系统能够在较高的温度下有效工作，真正解决冷却系统的汽蚀和汽阻的发生。冷却油的高沸点，可避免蒸汽阻层产生，其超强的热平衡能力，使系统处于最佳工作状态2。1.4 关于油循环冷却系统在需冷却的独立器件的小型化发展趋势下，循环冷却系统集成化发展已成必然。如在中小排量发动机上，已出现油循环冷却系统发动机一体化，即油冷系统集成安装在发动机机体上，顺应小型化发展要求。在电子装置冷却系统中，微通道冷却、微型蒸发制冷器、非传统泵等技术的不断开发与完善；利用导热性能良好的泡沫结构的石墨碳材料以及绝缘陶瓷材料制造的散热器，可自行解决器件间的绝缘问题，使得利用油循环冷却成为可能。2010年，江苏兆胜成功研制生产出国内第一台轻油冷却系统，其性能指标达到了国际先进水平3。并顺利通过了法国、韩国等国船级社的权威认证。2011年7月，轻油冷却系统成功申报为江苏省高新技术产品。该系统装置用于船舶燃油冷却系统，能够精确地控制出口燃油温度在2以内.同时能够满足不同出油温度要求，弥补了以往海水直接冷却、控制精度不高且在部分海域无法正常工作的缺陷。该冷却系统开发进度正与国际同步。目前各国针对油冷却系统的性能进行的研究的主要方向是提高对工作条件和各类腐蚀介质适应性材料的开发以及向着高温、高压、大型化方向发展所作出的结构改进。改进后的油冷却系统，构造会更加简单，传热得到大幅度增强，减少了结垢，节省了空间，进一步降低成本4。随着工业上循环冷却系统的研究发展，有关循环冷却的设计和运行都有了一定的研究和发展，但是，对于油循环冷却系统及其节能运行的优化上，只是系统地针对单个部分，并无完善的研究发展。本设计基于油冷的众多较于水冷的优势而提出方案可能，故采用油作为此次设计的冷却介质，利用油循环冷却系统，冷却油在真空室飞轮储能装置内部支承内设置的冷却通路中流动，导走热量，维持整个装置内部在正常温度范围。第二章 轴承产热计算2.1 机械轴承发热量计算飞轮储能系统中，上、下圆筒支座分别安装了7906A5机械轴承基本尺寸参数如下表2.1所示。机械轴承温度升高，几乎是由轴承摩擦损失产热造成的。轴承的发热量计算如下6： （2.1）式中： 轴承的摩擦发热量，W； 摩擦力矩，Nmm； 轴承转速，rmin-1；本设计的转速。总摩擦力矩计算公式： （2.2）式中： 与轴承类型、转速和润滑性质有关的摩擦力矩，Nmm； 与轴承所受载荷有关的摩擦力矩，Nmm。表2.1 7906A5机械轴承基本尺寸参数 型号 主要尺寸（mm） 基本额定载荷（kN）7906A5 d D B额定动载荷额定静载荷30 47 9 7.85 5.95其中，计算公式： （2.3）式中： 在工作温度下润滑剂的运动黏度，mm2/s；真空高速轴承，采用低黏度高速轴承脂润滑。查取相关的高速脂产品的黏度数据，本设计计算值取。 轴承转速，rmin-1； 轴承平均直径，mm； 与轴承类型和润滑方式有关的系数，见表2.2，本设计单列角接触球轴承取。表2.2 系数的取值范围轴承类型油雾润滑油浴润滑或脂润滑单列深沟球轴承0.711.52双列调心球轴承单列角接触球轴承12双列角接触球轴承24推力球轴承0.711.52 计算公式： （2.4）式中： 轴承计算载荷，N； 与轴承所受载荷相关的系数，计算式见表2.3。表2.3系数的计算式轴承类型单列深沟球轴承双列调心球轴承单列角接触球轴承双列角接触球轴承推力球轴承轴承当量静载荷；轴承额定静载荷，单位：N轴承承载能力选用轴承公式7： （2.5）式中： 轴承额定静载荷，N； 轴承当量静载荷，N； 轴承静强度安全系数，取值见表3.4，本设计高速旋转轴承取。表2.4 静强度安全系数旋转条件载荷条件使用条件连续旋转轴承普通载荷12高精度旋转场合1.52.5冲击载荷23振动冲击场合1.22.5则单列角接触球轴承： 滚动轴承寿命计算公式： （2.6） 式中： 轴承基本额定寿命，h； 轴承转速，rmin-1； 轴承额定动载荷，N； 轴承当量动载荷，N； 为指数，对于球轴承取3；滚子轴承取10/3。轴承7906A5发热量计算：由 及已知数值带入式（2.3）得： 通过轴承寿命公式估算当量动载荷，轴承的设计寿命是10年，则有： 得：将数值带入式（2.4），得：所以，总摩擦力矩 则将数值带入式（2.1），该轴承发热量 2.2 内装式永磁同步电机发热量Qt计算 永磁同步电机的的发热是由电机的损耗引起的,电机损耗包括:铜损耗、铁损耗、机械损耗和杂散损耗。高速永磁电机损耗8: （2.7）式中: 定子铁耗； 转子表面的空气摩擦损耗；在真空环境中很小； 转子涡流损耗； 定子绕组高频附加损耗：这四项与电机的转速有关。 不随转速变化的其他损耗。较准确计算电机的损耗非常复杂，也很难精确计算结果。电机的放热采用以下公式9： （2.8）式中：电机额定功率；电机效率；通风损耗。 本设计中的内装式永磁同步电机的基本参数见表2.5，电机在真空室内工作，通风损耗忽略。电机的放热按式（2.8）估算： 表2.5 内装式永磁同步电机的基本参数额定电压（V AC）380额定功率 PN （KW）100极数4-pole绕组联接方式Y3轴向长度（）122工作转速（RPM）016000效率95%2.3 混合磁轴承发热量Qcu计算由于混合磁轴承的损耗完全转化为热量，使轴承温度升高。磁力轴承能量损耗，包括线圈铜耗和磁力轴承铁耗，而铁耗可分为涡流损耗和磁滞损耗 10。而在混合磁轴承中主要热源来自电流通过线圈产生的电阻损耗11。在本设计中，仅考虑铜耗作为设计中混合磁轴承的发热量。混合磁轴承的基本参数见表2.6。依据文献12中的公式及参考数据，计算混合磁轴承的铜耗发热量： （2.9）式中： 线圈的铜耗发热量，； 线圈的总电阻，； 线圈内通过的电流，；本设计中取。线圈电阻通过下式计算： （2.10）式中： 线圈导线在20的电阻率，； 线圈的匝数，； 线圈导线的电阻温度系数，； 线圈内温度与20的温差，本设计中取； 线圈导线的横截面积，； 每匝线圈的平均长度，。轴向磁力轴承每匝线圈的平均长度：式中： 线圈槽的内径，设计轴承的； 线圈槽的外径，设计轴承的。 线圈导线横截面积计算式13： 式中：电流密度，本设计中取。将各数值带入式（310），则线圈的电阻，所以，将所的值带入式（2.9），线圈铜耗： 表2.6 混合磁轴承的基本参数参数数值平衡位置气隙厚度S0（mm）0.25线圈匝数N1600气隙偏置磁密Bbias（T）0.5865最大承载力（N）13000永磁体磁化方向厚度hm（mm）20永磁体截面积（mm2）45490转子铁心外径（mm）404转子铁芯内径（mm）140第三章 冷却结构方案的设计电机冷却系统的主要任务是保证在正常工况下电机内部磁性材料和绝缘材料的温度不超过允许范围。温度对电机性能的影响主要表现在两方面:（1）对电机效率的影响。当温度升高时，钦铁硼的剩磁随着温度的升高而大幅下降，因而电机的最大输出功率出现下降。 （2）对电机使用寿命的影响。绝缘材料在额定温度下持续运行寿命大约在68年。随着温度的上升，电机寿命将大幅度降低。 良好的冷却系统应该是用结构简单、成本廉价、能量消耗低的方式将电机的温度和温升控制在合理的范围内，以求延长电机及轴承的使用寿命，保证效率保持在较高水平。因此，进行合理的冷却系统设计，以保证整个系统工作于允许的温升范围内是本设计的主要任务。3.1 冷却方案的设计3.1.1 上下圆筒支座发热量的计算通过第二章的轴承产热计算，得到稳定运行时的装置内部轴承的发热量，由此得到在上、下圆筒支座处的发热量分别为：上支座处的发热源是混合磁轴承和两个7906A5机械轴承，其总发热量： 下支座内的发热源是永磁同步电机和两个7906A5机械轴承，其总发热量： 通过计算，得到上支座处的热量与下支座内的热量相差较大，最大的发热源是被包裹在支座内部的电机，电机处于半密封状态。3.1.2 圆筒支座冷却方案的设计 由于电机运作时，热源基本集中在上下圆筒支座内部，热量直接传递给圆筒支座。因此，为便于分析做出如下简化假设：将圆筒支座内部发热源视为整体，其结构模型如下图3.1所示。 图3.1 圆筒支座简图分析简化模型后得到，本设计采取以圆筒支座为载体的方式，是为了使之成为冷源，与之直接接触的发热源产生较大温差，在温差推动力作用下使热量往支座传递。在圆筒支座壁内设置冷却油通路，通入冷却油循环流动，以圆筒壁作为传热面，对流换热带走热量。以圆筒壁作为传热面对圆筒内热源实现换热，用焊接或法兰连接的方式装设各种形状的金属结构，使其与容器外壁形成密闭空间，在此密闭空间内通入加热或冷却介质，实现对容器内物质的加热或冷却。本设计的理念是简单实用，结合以上结构的特点和本设计自身结构小、空间位置狭小、发热量较小等特点，因此，采用设置管路冷却通道方案较为合理。由此提出如下管路通道形式：竖直折流管道，围绕在圆筒支座周围，如图3.2、图3.3（a）所示。图3.2 管道通路形式本设计圆筒支座整体结构小，真空环境要求较高的密封性能，若采用管道内焊或外焊于圆筒支座上，焊缝间距太小，焊接难度较大，很可能会存在较大的焊接应力。运行中，焊接应力和温差应力的作用容易造成泄漏，真空飞轮储能系统将被损坏。装置内高速运转的飞轮振动较大，也会降低焊接盘管的使用寿命。综合考虑，采用圆筒支座壁中内铸竖直折流通道。为适当减少铸造加工难度，同一侧开孔会影响支座强度，在换热效果能充分保证的前提下，采用竖直折流管包裹圆筒支座上部横截圆3/4面积的排管方式，结构如图3.3所示。 (a) (b)图3.3壁中内铸竖直通道结构图 3.1.3 支座材料的选定与加工本设计采用在支座内壁加工冷却通道，通入冷却油带走热量，对装置内部进行冷却。因此，支座表面作为传热面，其材料除满足足够的强度外，还需具有高热导率，抗腐蚀性能好的要求。铜及铜合金具有一系列良好性能：电导率与热导率高、抗腐蚀性能好、加工成型性能好、强度适中。因此，本设计的圆筒支座选用铜合金。支座内壁需加工竖直折流管道，形状比较复杂，可采用熔模铸造成型，其加工的产品精密、复杂、接近于零件最后形状，可不加工或少加工就直接使用。这种方法是用熔模材料制成模件并组成模组，然后在模组表面涂敷多层耐火材料，待干燥固化后，将模组加热熔出模料，经高温焙烧后浇入金属液冷凝后即得熔模铸件，最后对铸件清理与精整。熔模铸造的特点：铸件尺寸精度高、表面粗超度细；可铸造形状复杂的铸件；合金材料不受限制；生产灵活性高、适应性强。3.2 总体流程方案设计 总体流程方案如图3.4所示，贮存在冷却油槽中的冷却油，经管道及油泵打入飞轮储能系统中的圆筒支座中，冷却油按照前述管路的布置方案流经整个圆筒支座。完成换热任务后，升温后的冷却油经筒体底部流出，进入换热器中进行热量交换，经降温后的冷却油再由下管道流入油槽中，形成循环冷却通路。 1油槽 2油泵 3筒体 4散热器 5管道 TI温度仪表 PI压力仪表 L流量计 H液面计图3.4总体方案工艺流程图第四章 热量恒算4.1 系统工质的选择电机的发明已经有了100多年，随着技术的发展和进步，电机的单机容量越来越大12。为了提高电磁负荷以及材料利用率，其主要方法是对电机冷却技术进行改进。根据冷却介质的不同，电机的冷却方式可分为：气体冷却和液体冷却两大类。电机产生的热量以冷却介质循环的方式将其带走。但是，对于不同的冷却介质，对电机的冷却效果会有所不同。对冷却介质的基本要求如下：（1）导热系数要大；（2）比热大，这样带走所需冷却介质较少；（3）密度小；（4）粘度小；（5）稳定性好，无腐蚀性、无毒性；液体冷却的冷却介质主要有：水、油。早在1917年，匈牙利冈次茨工厂用变压器油作为牵引电机的冷却介质。目前定子绕组的水冷较为普遍。由于液体比热、大热系数大，因此其冷却效果也较好。但是，对于以水作为冷却介质的电机，由于容易产生水垢以及空心铜线的氧化产生的物质沉积容易造成水路堵塞，使得局部绕组不能够得到良好冷却造成过热而烧毁。同时，水接头和密封的泄漏也带来了短路和漏电等安全隐患。因此水冷电机的管路堵塞和泄漏成为其致命的弱点。本设计采用油来作为冷却介质。电机既是充油电气设备，又具有转动机械的部分特征，因此，电机冷却油性能必须符合绝缘油的性能要求，同时某些性能应符合润滑油的性能要求。而电机的冷却是依靠外部的冷却油泵向发电机内部或外部系统连续不断地送入冷却后的绝缘油而带走发电机的热量，冷却油在系统中的循环是依靠冷却油泵完成的，在这个过程中冷却油不可避免地要与外界接触。本设计的冷却系统中，却媒介在一种密闭的系统中进行热交换，因而冷却介质是封闭式的。采用冷却油作为系统的冷却介质时，为达到很好的冷却效果，要求冷却油具有良好的导热性和流动性。表4.1是变压器油和其他冷却介质导热性能的比较。冷却介质相对热容相对密度相对实际流量（按体积计)相对导热能力单位表面的相对传热系数空气(0.1MPa)1.01.01.01.01.0氢气(0.1MPa)14.350.071.01.01.5氢气(0.3MPa)14.350.211.03.03.6变压器油1.658480.011816.52.0水3.7510000.0333125.060.0表4.1 不同发电机冷却介质导热性能比较从表4.1中可看出，变压器油具有较高的导热性，但变压器油在温度较低时黏度较大，这种性能对冷却不利。因此，应保持变压器油温度在2050，以降低黏度，保证冷却效果。查得10#变压器油的物理性质如表4.2所示13：温度密度kg/m3比热容J/(kg)导热系数W/(mk)运动黏度10-6m2/s普朗特数2086618920.12436.54814085219930.12316.72306084220930.1228.71268083021980.125.279.4表4.2 10#变压器油的物理参数10#变压器油有着较高的介电常数，作为冷却介质流动性与导热性都较为良好，冷却效果显著，因此，选用10#变压器油作为此次设计的冷却油即系统工质。4.2 工质物性数据的选择4.2.1 下支座进油参数选取 下支座发热量已算出：Q1 = Qw2 = 5592W设下支座冷却油进口温度t1 = 15 ，冷却油的温升= 25 ，则出口温度 t2 = t1 += 15+25=40 工质定性温度 27.5 下，根据表4.2及化工物性数据手册得出10#变压器油的物性数据如下： 密度 定压比热容 流体导热率 黏度 4.2.2 上支座进油参数选取 上支座发热量Q2 = Qw1 = 477 W 计算方法类似下支座。设支座冷却油进口温度= 15 ，取油的温升= 16 ，则出口温度 = += 15+16=31 工质定性温度 23 下，10#变压器油的物性数据如下： 密度 定压比热容 流体导热率 黏度 4.3 下支座换热面积的计算本设计支座与管之间的温差适中，拟采用固定管板式换热器管道，推荐管内流速在0.51.5m/s14。参考现有电机冷却系统15，其中推荐管内流速在12/m。综合考虑本设计取管内流速为=1m/s根据换热面积的计算15： 得到 （4.1）其中， 下支座发热量， 总换热面积 管程进出口的对数平均温差 传热系数4.3.1 冷却油处理量的计算 根据公式 以及下支座进油参数的选取： 则 管内体积流量 流体流通截面积 估算圆管内径查管壳式换热器管子的主要参数，可选参数为。管内径为0.02m。4.3.2 管程进出口的对数平均温差的计算设稳定工作时，支座内表面均匀受热，壁温 （4.2）4.3.3 传热系数的计算根据公式 可算出传热系数，其中， 管内传热系数 铜合金支座的热导率，27.5 下，= 407 支座的壁厚，已知=0.06 m计算：雷诺数 Re 10000则可根据公式 可计算传热系数其中，普朗特数 得到 得到传热系数 （4.3） 根据式（3.11）、（3.12）、（3.13）下支座总换热面积 4.4 上支座换热面积的计算计算方法同下支座。上支座此处，取流速 体积流量 、壁温T = 45 雷诺数 2000 Re 10000则有 其中，校正系数所以 由此得到传热系数由式（4.1）、（4.2）、（4.3）得到上支座传热面积4.5 阻力损失的计算4.5.1 下支座阻力损失的计算（1） 相关系数的计算 管内流通截面积 管内体积流量 流速 雷诺数 参照化工原理上册表1-1，取钢管绝对粗糙度则相对粗糙度 ，查化工原理上册 图1-27，得。（2）管内阻力损失的计算 （4.4）（3）回弯阻力损失的计算 （4.5）（4）管路总损失的计算 （4.6）其中，管程结垢校正系数，对于的管， 壳程数，本设计取1 每课程管程数，本设计取1根据式（4.4）、（4.5）、（4.6）管路总损失：4.5.2 上支座阻力损失的计算算法同下支座： 得到 得到上支座管路总损失第五章 支座结构强度的ANSYS分析5.1 下支座强度分析在稳态运行时,磁力轴承工作, 轴向载荷主要由磁力轴承承担，即有与之相连的上支座承担，此时下支座的承载很小16。而下支座承载最大时是在磁力轴承不工作时，如磁力轴承启动、停止时，主轴、飞轮等重量将通过机械轴承由下支座承担。此状态下，支座的受载面为与轴承接触的梯形阶梯的圆周面及下表面。轴向载荷同样取13000N，径向载荷取500N。因此，下支座静力结构分析中，加载的边界及约束可简化为一轴向载荷、一径向轴承载荷及一固定约束。如图5.1所示，固定约束施加位置如图5.1(a)所示；径向载荷加载在支座内阶梯的圆周表面，位置、方向如图5.1(b)所示，大小500N；轴向载荷加载在阶梯的下表面，位置、方向如图5.1(c)所示，大小13000N。 (a) (b)(c)图5.1约束和载荷加载求解结果如下所示：总变形分析结果如图5.2，最大变形量为，在红色区域。图5.2总变形最大主应力分析结果如下图5.4，最大主应力最大值为，在红色区域。 图5.4最大主应力铜合金材料的屈服强度为，经分析，其结果远小于材料的屈服强度，因此，下支座结构的强度是十分富裕的。因此，通过静力结构分析，在强度上，采用在支座圆筒壁内铸流体通道是可行的。第六章 主体冷却部件的选取6.1 散热器的选型设计 散热器冷却系统中不可或缺的一个重要组成部件，其功能是利用空气或流体将流经冷却部件后的冷却水（油）所含热量散发到外界空气中，使冷却水（油）温度降低，再经过水（油）泵进行再次循环17。本设计是将的冷却油通过散热器散发出去。6.1.1 管式散热器的简介常用的管式散热器，其主要包括管片式和管带式两种18。管片式散热器芯体是由许多根水管及散热翅片构成的，具体结构图如图6.1所示，其作用是作为冷却管道。管道有扁管和圆管两种，扁管由于在相同横截面积情况下，扁管周界较长、散热面积较大、气流阻力较小等优点，扁管外焊接有散热翅片可增加散热面积的同时也提高了其强度，而圆管通常用于铝质散热器芯。早期时候的管片式散热器采用的材料主要为铜，较笨重、成本也较高、工艺复杂、热阻大、传热系数较小，但其优点为气阻小、刚度和强度性能较好。图 6.1 管片式散热器管带式散热器是目前车辆上使用最为常见的散热器，其散热性能等各方面特性均较好，且综合指标也达到了很高的水平19。它是由扁平管道和波浪形散热翅片整体焊接而成的，如图 6.2 所示。与管片式散热器相比较，管带式散热器优缺点正好与管片式散热器相反，在相同条件下，管带式散热器散热面可增加 12%，另外，通常管带式散热器带有百叶窗，其可扰断空气附面层，扰乱气流，可提高散热器散热效率。因此，在同等芯子面积情况下，管带式散热器的散热能力提高 10%，而成本下降约 15%，它在小型车辆尤其是轿车上应用广泛。管带式散热器工艺相对简单，散热优良，本设计采用管带式散热器。 图 6.2 管带式散热器6.1.2 散热器的参数选择6.1.2.1 散热器面积的计算散热器参数是根据散热器散发的热量以及散热器外形尺寸来确定的。散热器散发的热量等于发动机冷却液所带走的热量。根据试验测得，电机及其控制器的峰值总发热功率为 Qw=7.98kW，则散热其散热面积可使用下列公式进行计算20，散热面积为 m2：式中：Qw 散热器散发的热量，kJ/h；散热器贮备系数，水垢及油泥影响等，一般=1.11.5，取 1.1；冷却介质对数平均温差，K；K散热器传热系数，W/（）（1）对数平均温差由于散热器处于交叉流中，即空气和冷却液，且二流体温度变化属于二维，因此该二流体的交叉流对数平均温差计算较为复杂，因此通常首先计算出逆流对数平均温差逆，再乘以修正系数，一般= 0.950.98，选0.98。冷却液（热流体）的进、出口温度分别为 tw1、tw2，空气温度（冷流体）进、出口温度分为 ta1、ta2，其计算公式为21： 式中：tw1 散热器进油温度 40（下支座引出油）；tw2 散热器出油口温度 15；ta1 空气进入散热器的温度 25；ta2 空气离开散热器的温度 35，算出为 12.1（2）散热器传热系数 K 的计算传热系数 K 的计算公式如下： 式中：hw热流体（冷却液）与壁面表面传热系数，当管内冷却液流速为 0.2-0.6m/s 时，hw可取2326-4070W/(m2 K)，取为4070W/()；ha冷流体（空气）与壁面表面传热系数，该值主要取决于空气流过散热器的速度，ha可取 70-112W/()，取为 112 W/()；散热管壁厚，因为使用的是铝质散热器，则=0.15-0.2mm；散热管导热系数，纯铝导热系数为 230 W/()；根据以上近似取值，则可计算K值为97.55W/()。综上各式所得结果，可计算散热器散热面积S为7.4m2。6.1.2.2 散热器各结构参数的选定经过上述计算得到散热器散热面积后，则可根据标准 QC/T 29025-91，选择散热器芯体：芯子中冷却管有咬口管和高频对焊管两种，本文中选择的高频对焊管。选择三排管，即D3型。 根据 QC/T 29025-91 标准，C=l+4=18mm，d=l/2+1=8mm，T=（n-1）C+2d=52mm；取 b=10，t=4；芯高 H=300mm，芯宽 W=500mm；由此，该散热器中散热带的数量为：N1 =（W-b）/（b+b1）=39.2，则取 N1=40 条，冷却管在芯宽方向排列39，实际芯宽为 W1=（b1+b）39+b=498mm散热器芯体实际正面积为： F=498300=0.1494m2 根据以上尺寸选择和计算，冷却管尺寸为“2.514”，分三排布置，其周围约为 33mm，则所有管的总表面积 S管=33H117=1.158m2每条散热带面积为 则散热器总的散热面积为而有上面实际计算所需的散热面积为7.4m2，则该散热满足要求。综上计算选型可得出散热器芯子的几何尺寸，见表 6.1。表 6.1 散热器芯子的几何尺寸名称规格（mm）宽高厚49830052排数3波高10波距4水管截面尺寸2.514管间距10翅片厚度0.06百叶窗宽度8百叶窗间距1.36.2 油泵的选型设计6.2.1 油泵的选型冷却介质流量的大小需按冷却介质温升和携带损耗确定。冷却介质的比热容通过起着十分重要的作用，单位流量携带的损耗22为: 为保证冷却系统具有良好的散热效果，能够将电机主轴旋转产生的热量及时带走，损耗p应按照电机最大负载时候的总损耗为计算依据。变压器油在进入冷却管道和完成冷却从管道流出时的温度不同，取进油口温度15，出油口处的温度为40，则变压器油的流量需求为:由于系统在整个运转过程中的不稳定性，尤其是电机在启动、运转时可能会出现过载现象，因此为安全起见，以上流量需求再乘以安全系数1.2，所以该冷却系统的流量需求为: 根据这一计算结果对油泵进行选型，KCB齿轮式输油泵符合本设计要求。如图6.3所示，KCB齿轮油泵特点23有：（1）、 该电动抽油泵结构简单紧凑，使用和保养方便。（2）、 具良好的自吸性，故每次开泵前不须灌入液体。（3）、 润滑是靠输送的液体而自动达到的，故日常工作时无须另加润滑液。（4）、利用弹性联轴器传递动力可以补偿因安装时所引起的微小偏差。在油泵工作中受到不可避免的液压冲击时，能起到良好的缓冲作用。图6.3 齿轮式输油泵参考KCB式齿轮油泵性能参数表，结合冷却油的流量需求，选定型号为2CY-38/2.8-2（KCB-633）的齿轮式输油泵。表6.2 KCB式齿轮油泵性能参数表 型号规格吸人及排出管中径（寸）转速（r/min）流量（L/h）电机（kw）排出压力mpa允许吸上真空度（m） 2CY-1.1/14.5-2（KCB-18.3）3/4145018.31.51.455 2CY-2/14.5-2（KCB-33.3）3/4145033.32.21.455 2CY-3.3/3.3-2（KCB-55）11450551.50.335 2CY-3.3/5-2（KCB-55）11450552.20.505 2CY-5/3.3-2（KCB-83.3）11/2145083.32.20.335 2CY-5/5-2（KCB-83.3）11/2145083.330.505 2CY-8/3.3-2（KCB-200）2145020040.335 2CY-12/1.3-2（KCB-200）2145020040.135 2CY-12/3.3-2（KCB-200）214502005.50.335 2CY-12/6-2（KCB-200）214502005.50.605 2CY-12/10-2（KCB-200）214502007.51.005 2CY-18/3.6-2（KCB-300）314503005.50.365 2CY-18/3.6-2（KCB-300）314503007.50.365 2CY-29/3.6-（KCB-483.3）31450483.37.50.365 2CY-29/10-2（KCB-483.3）31450483.3111.005 2CY-38/2.8-2（KCB-633）41450633110.285 2CY-38/8-2（KCB-633）41450633220.805 2CY-60/3-