李向陽，任 濤，馮 斌

(西安石油大學 機械工程學院，陜西 西安 710065)

0 引言

撈油車是一種全新的移動式采油設備,主要由運載汽車、裝在汽車上面的動力傳動機構、液壓系統(tǒng)、井架總承、滾筒絞車等組成。滾筒絞車是撈油車的核心部件，為典型的密閉框架式結構，用于作業(yè)時下放及提升抽子，完成采油作業(yè)[1]。在工作過程中，絞車有時需要在井下以14 400 m/h的速度下放，有時需要以50 m/h的平穩(wěn)速度提升，并要求在全程速度變化范圍內實現(xiàn)無極變速。因而要求絞車滾筒軸具有高精度、大強度、小振動以及低噪聲等良好的抵抗受迫振動的能力，以免發(fā)生共振[2]。以往對滾筒軸進行設計分析的主要途徑是分析軸的結構靜力特性，主要考慮軸的剛度和強度是否滿足條件。該設計思路沒有將整個傳動系統(tǒng)看成一個整體，因而存在一些不足。本文利用有限元軟件ANSYS Workbench，在對絞車滾筒軸靜態(tài)特性分析的基礎上對絞車進行預應力模態(tài)分析，以獲取滾筒軸詳細的動態(tài)特性。

1 絞車整體結構

本文通過Pro/E對絞車傳動系統(tǒng)進行建模，絞車結構模型如圖1所示。

2 絞車滾筒軸的模態(tài)分析

在絞車滾筒軸工作過程中，切削力和激振力是以動載荷的形式作用于其上的。而動載荷中又包括沖擊載荷、隨機載荷、突然載荷和振動載荷。在這些動載荷中對絞車滾筒軸影響最大的是振動載荷，在振動載荷的作用下，絞車滾筒軸會產(chǎn)生較大的彎曲變形，甚至會與外部載荷產(chǎn)生共振從而影響整個絞車的安全穩(wěn)定[3]。

模態(tài)分析的目的在于確定結構的振動特性以避免結構產(chǎn)生共振或使結構按照特定的頻率進行振動。在對前面靜態(tài)結構分析的基礎上，對其進行預應力模態(tài)分析。

圖1 絞車整體結構模型

2.1 絞車滾筒軸有限元模型與加載

利用Pro/E可快速生成復雜的實體零部件模型，通過建立ANSYS Workbench與Pro/E之間的無縫接口，可以直接從Pro/E界面進入ANSYS Workbench中，其兼容性較好，可認為是無縫連接，基本滿足工程精度要求[4]。為了進一步提高模型的分析效率，對模型進行了適當?shù)暮喕幚?，忽略了部分對結果影響甚微的局部特征，簡化后的絞車滾筒軸模型如圖2所示。

圖2 絞車滾筒軸的結構模型

滾筒軸選材為45鋼，假設其各向同性、均質。查閱國標與相關技術手冊可得其在室溫下的基本性能參數(shù)如表1所示。

表1 45鋼室溫性能參數(shù)

2.2 模型的網(wǎng)格劃分

本文對滾筒軸整體進行自動網(wǎng)格劃分。為了生成質量較高的網(wǎng)格，對軸肩部分進行了細化處理，對中間部分進行了映射網(wǎng)格劃分[5]。網(wǎng)格生成后的滾筒軸有限元模型如圖3所示，其中單元數(shù)為37 932個，節(jié)點數(shù)為60 932個。

圖3 絞車滾筒軸的有限元模型

2.3 載荷工況分析與約束加載

絞車滾筒軸在實際工作中的工況較為復雜，變化較大，主要表現(xiàn)在以下兩個方面：①在提撈采油過程中，由于井深以及提撈載荷的復雜多變而引起的鋼絲繩拉力和扭矩的變化；②在絞車工作中，由于滾筒纏繩半徑即鋼絲繩所在纏繩層位的變化會引起滾筒軸彎矩、扭矩的變化[6]。

該滾筒屬于多層纏繞滾筒，軸上的部件、鋼繩載荷較大，因此不僅需要校核其扭轉強度，還要考慮徑向載荷，校核其彎扭結合強度。此時滾筒軸上受到三個載荷的作用，即聯(lián)軸器驅動力矩和兩個軸承支反力。驅動力矩按力偶加在滾筒軸與聯(lián)軸器配合段；軸承支反力添加在軸承配合段。具體工況參數(shù)見表2。

表2 基本工況參數(shù)

對于滾筒軸的約束如下：①在軸的右端通過聯(lián)軸器與軸相連，因而在聯(lián)軸器與軸端連接處建立周向約束;②在這里絞車采用調心滾子軸承，左端軸向固定，右端沿軸向自由;③考慮到滾筒軸在剎車時的扭轉情況，因而在軸的左端建立端面固定約束[7]。滾筒軸施加約束及載荷后狀況如圖4所示。

2.4 靜力分析結果

進入求解器求解，得到滾筒軸的靜力學特性。圖5、圖6分別為絞車滾筒軸的位移云圖和應力云圖，表3為滾筒軸靜力分析結果。

圖4絞車滾筒軸的所有約束與載荷分布圖5絞車滾筒軸位移云圖圖6絞車滾筒軸綜合應力云圖

表3 滾筒軸靜力分析結果

2.5 模態(tài)分析

根據(jù)有限元計算結果，滾筒軸的前6階模態(tài)分析結果匯總見表4，頻率樹狀圖如圖7所示。

表4 模態(tài)分析結果匯總

滾筒軸的前6階模態(tài)振型分別如圖8～圖13所示。

模態(tài)分析結果表明：滾筒軸的頻率范圍為190.13 Hz～1 010.2 Hz，因而在選擇電機時應避開此區(qū)域，以免發(fā)生共振。滾筒軸的前兩階固有頻率在200 Hz以下，振型以中間彎曲為主，變形量為2.529 6 mm～2.531 mm；第3、第4階的固有頻率略高于500 Hz，振型以中間彎曲為主，變形量為2.658 4 mm～2.647 1 mm，第3階到第4階變形量還有適當減少；第5階固有頻率達到640 Hz，振型以扭轉為主，變形量為3.715 7 mm，相較于其他階振形有突變但是總體變形不大，對絞車的性能影響不大；第6階固有頻率為1 010 Hz，變形量為2.880 1 mm，相較于第5階固有頻率有適當增大。分析可知，滾筒軸的結構設計較為合理，滿足絞車的正常工作需要[8]。

圖7 模態(tài)結果樹狀圖

3 結束語

本文通過ANSYS Workbench對絞車滾筒軸進行了有限元分析，得到了其靜力分析結果，得出其強度滿足要求。通過模態(tài)分析結果，得到傳動軸的前6階固有頻率和振型。根據(jù)分析結果，可規(guī)避步進電機的頻率選擇誤區(qū)，同時也為步進電機的控制提供了參考和依據(jù)。

圖8 滾筒軸第1階振型 圖9 滾筒軸第2階振型 圖10 滾筒軸第3階振型

圖11 滾筒軸第4階振型 圖12 滾筒軸第5階振型 圖13 滾筒軸第6階振型

參考文獻：

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