特種電機結構設計試驗*

高洪彪，李 薇

(佳木斯電機股份有限公司哈爾濱技術研發分公司，黑龍濱 哈爾濱 150000)

0 引 言

該特種電機主要應用在頁巖氣的開采工程中，我國頁巖氣主要分布在偏遠山區，不僅埋藏深、巖石的抗張強度大，而且施工場地有限，所需開采壓力、排量、時間均高于國外頁巖氣開采的技術要求，對壓裂車用電機的單機功率、過載能力、自動化水平及可靠性有著更高要求。

頁巖氣及頁巖油是能源領域三大主要非常規資源之一，頁巖氣及頁巖油的開采已成為全球能源開發的另一個熱點。壓裂車(又稱壓裂泵車)是以載重汽車為底盤的壓裂泵組合設備，是頁巖氣/油開采中的核心裝備[1]。我國頁巖氣儲藏豐富，隨著能源的消耗逐漸增大，頁巖氣開采的發展也加快了腳步。我國頁巖氣儲藏多在山區，在有限的施工場地，通過增加壓裂車數量來增大工作壓力和排量是比較困難的。這就需要提高單車功率來實現“小井場，大作業”[2]。壓裂作業是開采頁巖氣的重要步驟之一，近幾年來，電動壓裂系統憑借效率高、污染小、功率密度高的優點逐漸開始替代傳統的柴油壓裂系統[3]。

隨著經濟社會的快速發展，我國對能源的需求不斷加大，加快新型能源頁巖氣的開采進程成為了當務之急，但開采頁巖氣的相關設備主要依賴國外進口，為了打破這種受制于人的局面，我們需要對此特種設備進行自主生產，其中核心的設備大功率特種電機的研制成為了首先需要解決的問題。因此，筆者對大功率特種電機進行了研究，在滿足實際工況要求的前提下，對電機的結構進行了設計，并對關鍵零部件(機座、轉軸、轉子鐵心、端蓋等)進行了結構分析以確保結構性能的可靠性。

下面將針對特種電機的結構設計及分析過程、技術難點進行詳細的闡述。

1 特種電機的結構設計及分析

根據實際工況需要，設計電機的功率為4 500 kW 6級，額定轉速767 r/min，該特種電機的總體結構，由端蓋、軸承裝置、定子、轉子及風機組成。由于壓裂車用電機的額定轉矩及過載倍數較大，且對整機重量要求嚴格，對電機結構強度及剛度提出了很高的要求，因此電機需選用強度較高的材質。電機的功率密度較高，對電機的散熱能力及冷卻系統的設計提出了苛刻的要求。此次設計的壓裂車用電機采用的是緊湊型的結構，冷卻系統采用散熱能力較強的雙風機強迫通風結構，并且對電機的結構進行優化設計，使電機的結構性能滿足實際工況的要求。

1.1 機座結構分析

由于實際工況的特殊性，對電機結構的可靠性有著更高的要求，機座結構在滿足要求的情況下進行了大幅減重，勢必會對機座的結構性能產生較大影響，因此，我們需要對機座的可靠性進行了分析，首先對壓裂車用電機機座的模態進行分析，校核機座的振動模態的標準是要遠離電機工頻及倍頻，防止電機發生共振。模態分析無法通過數值方法獲得，因而只能通過有限元方法進行計算。這里我們借助SolidWorks軟件進行模型構建。如圖1所示為機座的結構模型，機座鋼板選用的材質如表1所元旦。

圖1 機座

表1 Q345材料性能參數

通過有限元軟件對機座進行模態分析，結果如圖2及表2所列。從計算結果看出，電機的工頻為38.5 Hz，機座的固有頻率避開了電機的工頻及倍頻，避免了電機振動的風險，滿足電機結構設計的要求。

表2 模態分析結果

圖2 各階模態振型圖

為了避免由于重量的降低對機座的結構的影響，校核機座結構的設計的可靠性，我們對機座結構的強度與剛度進行了有限元分析。根據機座的實際工況分析其承受的靜態載荷：有繞組定子鐵芯、轉子、端蓋、軸承裝配和冷卻風機等，忽略其他較小零部件的影響。另外，定子受到的扭矩也將成為影響機座強度的一個重要因素。

加載時，考慮靜載荷及機座自重時，我們選用重力系數為9.8 m/s2帶入計算。電機轉矩以支反力的方式作用在機座上，額定扭矩為：

由于實際工況的特殊性，要求電機有較強的過載能力，能承受的峰值扭矩為63 500 N·m，電機所受的載荷有來自定子的重力和峰值扭矩，通過機座內筒加載在機座上；來自轉子、軸承裝配、端蓋的重力，通過端板加載在機座上；來自冷卻風機的重力加載在頂板上；機座受力情況如圖3所示。

圖3 機座受力情況

利用有限元軟件對其進行力學分析，通過計算得到機座的受力情況及變形情況分別如圖4(a)、(b)所示。

圖4 機座的受力和變形

從圖4看出，機座的最大變形發生在伸端端板上側，最大變形為0.045 mm。機座最大應力出現在端板上，最大應力為11.82 MPa。從分析結果不難看出，最大應力遠小于材料的屈服應力，所以強度滿足要求，變形最大為0.045 mm，同樣滿足結構設計的要求。

1.2 端蓋結構分析

為了滿足壓裂車用特種電機的工況要求，在電機非軸伸端端蓋上設計有出風通道，以滿足電機冷卻風路的設計要求，但開有出風通道對端蓋結構的強度與剛度有很大影響。因此，對非軸伸端端蓋的可靠性進行了有限元分析，以確定其可靠性。端蓋選用材質如表1所列，非軸伸端端蓋的有限元模型如圖5所示，網格劃分如圖6所示，受力加載情況如圖7所示。

圖5 端蓋有限元模型 圖6 端蓋網格劃分

圖7 端蓋受力加載情況 圖8 端蓋應力分析

通過有限元分析我們得到非軸伸端端蓋的強度與剛度計算結果如圖8、9所示，從結果可以看出，端蓋的最大變形為0.00213 mm，最大應力為5.06 MPa遠小于Q345的屈服強度345 MPa，滿足設計要求。

圖9 非軸伸端端蓋變形分析

1.3 轉子結構分析

由于實際工況的特殊性，對轉子結構的可靠性提出了特殊要求,這里針對轉軸和轉子鐵心結構的可靠性進行了分析。

1.3.1 轉軸強度和撓度分析

轉軸的撓度表征的是電機剛度，和剛度的倒數成正比，且由于電機軸是階梯軸，不能直接采用數值疊加的方式獲得其撓度數值，因而更適合采用有限元方法進行獲得。轉軸選用材質為40Cr。該材料性能參數如表3所列。

表3 40Cr材料性能參數

轉軸受到轉子沖片、導條、端環等作用，同時還承受轉矩、離心力的作用。轉軸模型如圖10所示，通過有限元方法，對電機轉軸進行分析考慮了兩種情況(額定轉速、最高轉速)。轉軸受力情況如圖11所示。

圖10 轉軸模型 圖11 額定轉速下軸受力情況

(1) 額定轉速(767 r/min)下通過有限元計算，得到軸的最大變形結果如圖12所示。可以看出最大變形為0.102 mm，小于電機氣隙的10%(3 mm)滿足要求。轉軸所受最大應力為182.75 MPa，如圖13所示，從結果上可以確認轉軸不會出現破壞。

圖12 轉軸變形分析 圖13 轉軸應力分析

(2) 最高轉速(1 600 r/min)下通過有限元計算，得到軸的最大變形結果如圖14所示。結果最大變形為0.103 mm，小于電機氣隙的10%(3 mm)滿足要求。

圖14 轉軸變形分析 圖15 轉軸應力分析

轉軸所受的最大應力為182.63 MPa，如圖15所示，從結果可以確認轉軸不會出現破壞。由于電機轉速較低，所以額定轉速與最高轉速下計算得到的結果差別不大。

1.3.2 轉子鐵芯的強度和剛度分析

由于該電機設計的功率密度較大，因此對散熱能力提出了很高的要求，此次設計采用強迫通風的冷卻方式，需在沖片上加工有通風孔，在保證電機溫升的前提下使冷卻風路更加合理，但這樣設計的鐵心結構強度會有所降低，因此，需要在極限載荷的情況下對其強度與剛度的情況進行分析，以驗證其可靠性。在這里我們假設沖片疊壓后其為一個完整的整體結構，鐵芯沖片選用的材料為硅鋼板50W350，分析時用結構鋼進行替代，材料參數如表4所列，轉子鐵芯的三維模型如圖16所示。

圖16 轉子沖片結構 圖17 轉子沖片受力情況

表4 結構鋼材料性能參數

通過有限元計算得到轉子鐵芯結構的最大應力和最大變形結果如圖17、18所示。最大應力為42.1 MPa，最大變形為0.018 mm滿足壓裂車用電機的強度與剛度的設計要求。

圖18 轉子沖片變形分析

1.4 樣機生產

綜合以上結構設計方案對該特種電機進行了樣機試制生產，并進行了各項試驗，電機振動要求保證值2.3 mm/s，試驗測得的結果為0.3 mm/s。振幅要求保證值37.0 μm，實驗結果為5.0 μm。噪聲要求保證值聲功率級95 dB，實驗結果為94 dB。從試驗結果可以看出電機減重后的結構性能優異，均滿足設計要求，進一步驗證結構設計的可靠性及有效性，為工程實踐提供了有力的技術支撐。

2 結 語

由于該電機使用工況的特殊性，對電機提出了嚴苛的要求，滿足實際工況的要求，我們對電機的結構進行了專門的設計，并對該電機結構進行了減重優化設計，對該設計樣機進行了生產試制，電機通過了各項試驗，性能優越，驗證了設計方法的可靠性及有效性，為工程實踐提供了有利的參考。