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TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"一、 分析目的 3\o"CurrentDocument"二、 几何模型 3三、 有限元模型 33.1材料 3\o"CurrentDocument"3.2机壳流体分析模型 4\o"CurrentDocument"3.3流体分析的边界条件 4\o"CurrentDocument"3.4静力分析模型 4\o"CurrentDocument"3.5静力分析的边界条件 5\o"CurrentDocument"四、 机壳流体分析及优化设计 5\o"CurrentDocument"4.1分析结果 5\o"CurrentDocument"4.2优化分析及设计 7\o"CurrentDocument"4.2.1设计变量 7\o"CurrentDocument"4.2.2实验设计 8\o"CurrentDocument"4.2.3灵敏度分析 84.2.4优化分析结论 10\o"CurrentDocument"五、 静力分析及优化设计 10\o"CurrentDocument"5.1分析结果 10\o"CurrentDocument"5.2优化分析及设计 11\o"CurrentDocument"5.2.1设计变量 11\o"CurrentDocument"5.2.2实验设计 12\o"CurrentDocument"5.3分析及优化结论 12\o"CurrentDocument"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材料属性零件材料杨氏模量Mpa泊松比密度Kg/mm3热膨胀系数/°C1机壳铝合金----2水体__---3端盖铸铝----

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0.0Pa。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0.0Pa。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4.2速度流线图图4.2速度流线图图4.1速度矢量云图图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）。

Prassurepr&sa.3B5fe^003■泉77粕Prassurepr&sa.3B5fe^003■泉77粕■+OOM■5^32H-t-OO3A村■415054003!3日3网5网I252E-S+Q031535^40031444S4fl03UMocmgI3尚1丽如史B-1.TMa+0D2■-7204a*002IFaJAN5Y5原HJi图4.4为整体的温度场云图，最大温度为109°C，最低温度为105°C，温差为4C。lernperaturptempt*ewre.1.0^1e-*-0&2RIO&UeM-aCQ「i.oewaoaigEdg1.076e4QQ2|1.07^-^002L1.OJOo^OCQl.(Kfl6^0021邮蝴021.0^54002.M翰"02.1.网MODS1班巽4顷1.05(^4002ANSYSMi5[qANSYSMi5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(3.6L/min)，最大值为0.15kg/s(9L/min)，

初始值为0.1kg/s(6L/min)。热流密度：最小值为15000W/m2，最大值为20000W/m2,初始值为17061W/m2(0.54kw)。输出变量为压力损失Pmax和整体最大温度Tmax。其中，压力损失匕宏：匕宏=最大压力P1一最小压力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Pmax和最大温度Tmax的取值情况：表4.1实验设计TableofSchematicE2:DesignofExperiments(CentralCompositeDesign:AutoDefined)ABCDE1NameAPl-inlet(kgs^-l)▼P4-heat •P2-Trnaw©▼P3-pmax(Pa)■210.1051750010^.OS8360.8320.0617500110.972695.1430.1517500108.2517186540.10515000108.58360.6650.1052000010^.658360.5760.0615000110.132695.2870.1515000107.7B171869@0.0620000111,812)695,11090.1520000108.71171864.2.3灵敏度分析冷却水入口流速、定子热流密度对压力损失Pmax和最大温度Tmax的灵敏度如图4.5-4.7所示：入口流速对压力损失Pmax和最大温度Tmax的影响如图4.5-4.6所示：pi-n这|境r-L]图4.5入口流速VS压力损失（为拟合曲线）sSEb"SsSEb"S图4.6入口流速VS最大温度热流密度对最大温度Tmax的影响如图4.7所示:图4.7热流密度VS最大温度触处（有应力集中）。Tpf-i: il&kr«iiU临仲白Ta7r«!1图5.1触处（有应力集中）。Tpf-i: il&kr«iiU临仲白Ta7r«!1图5.1整体应力云图ML康莽ML更ItsMLJLEE啪S冲0成由仲岫槌ET2Q陌祯浏图5.2整体变形云图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EMI航J打HM434^26图5.2为整体的变形云图，最大变形为0.0219mm。ToH心由呵laidLinrl:mmTlnetlle。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。Tabuhr而:占1111»刊一|巨Hn«nrtnfcflwciianQC][N，ee]|阿Mniwrit/■■cticn(¥]|W・EniJ||p~伊口rwnt 因P^nwi^||任McmirftRwrtion(Tjafcal][JeeJ11.Ei^ZiSS -42.553 -05.1ZZ C32BB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：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Table-ofD±si^-iPointsE■-E1p]-PkineSHil▼P2• Load、Cainpowfx侦P3•TeS %顽顷千M-EqSTest ▼P5-FqtceRekUhiHaxtrunTotalT2Un