鄭美茹

摘要：結(jié)合抽油機(jī)的工作原理，通過對皮帶抽油機(jī)的運(yùn)動規(guī)律和懸點(diǎn)載荷等動力學(xué)參數(shù)進(jìn)行了分析計算，為后續(xù)的皮帶抽油機(jī)的運(yùn)動規(guī)律分析和懸點(diǎn)載荷的動力學(xué)仿真及其結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計提供了理論依據(jù)。闡述結(jié)構(gòu)模態(tài)分析的理論基礎(chǔ)，對抽油機(jī)的機(jī)架進(jìn)行性能分析，對其機(jī)械結(jié)構(gòu)進(jìn)行研究，分析機(jī)架的結(jié)構(gòu)參數(shù)變化及工況變化對模態(tài)的影響。

關(guān)鍵詞：模態(tài)分析;機(jī)械性能;抽油機(jī);機(jī)架

0 ?引言

對皮帶抽油機(jī)的整機(jī)進(jìn)行動力學(xué)分析，依據(jù)等效原則，對機(jī)架進(jìn)行簡化。皮帶抽油機(jī)懸點(diǎn)載荷可以分為兩個部分：外部載荷和內(nèi)部載荷[1]。外部載荷主要是包括選點(diǎn)載荷、風(fēng)載荷等;內(nèi)部載荷主要包括抽油機(jī)自身構(gòu)件之間的一些連接關(guān)系，如面接觸、約束位置處的摩擦載荷等。通常利用動力示功圖的方法來表示懸點(diǎn)載荷和懸點(diǎn)位移之間的變化規(guī)律。

1 ?皮帶抽油機(jī)的分析

對皮帶抽油機(jī)進(jìn)行動態(tài)分析，對皮帶抽油機(jī)模型仿真模擬。研究該模型的運(yùn)動狀態(tài)，運(yùn)動期間的沖擊載荷，得到運(yùn)動受力的具體情況。主要研究皮帶抽油機(jī)在工作狀態(tài)下某個時刻的運(yùn)動規(guī)律，考慮到皮帶抽油機(jī)做周期性的往復(fù)運(yùn)動，設(shè)置仿真的時間為2個周期。由皮帶抽油機(jī)的運(yùn)動規(guī)律可知：皮帶抽油機(jī)系統(tǒng)是一個把旋轉(zhuǎn)運(yùn)動轉(zhuǎn)化為皮帶的直線運(yùn)動的機(jī)械系統(tǒng)，但是由于系統(tǒng)位于上下死點(diǎn)時速度發(fā)生劇烈的變化，此時加速度會產(chǎn)生瞬時的極大值，對系統(tǒng)產(chǎn)生一定的沖擊[2]。

最大載荷時機(jī)架的各個構(gòu)件的受力如表1所示：機(jī)架的受力分析情況來看，在抽油機(jī)機(jī)架子的頂部出現(xiàn)應(yīng)力偏大情況，如果把應(yīng)力均勻分散到水平和垂直方向，則垂直方向的載荷相對于水平方向來說較大。吊繩方向的應(yīng)力比機(jī)架的應(yīng)力變化幅度大，這樣會導(dǎo)致皮帶抽油機(jī)和頂部載荷由于彎矩作用，致使整個受力狀態(tài)不平衡，具體應(yīng)力參數(shù)如表1所示。

2 ?皮帶抽油機(jī)主要承載構(gòu)件

皮帶抽油機(jī)立柱上端連接傳動平臺，傳動平臺上面有軸承座，軸承座與滾筒相連，用來承受懸點(diǎn)載荷;下端與底座相連，構(gòu)成整個系統(tǒng)的整體，并傳遞驅(qū)動力。立柱是皮帶抽油機(jī)系統(tǒng)中主要的承載構(gòu)件，承載整個設(shè)備的重量，因此立柱是皮帶抽油機(jī)最大應(yīng)力出現(xiàn)的構(gòu)件，主要承受彎曲應(yīng)力的作用[3]。

2.1 皮帶抽油機(jī)機(jī)架的模態(tài)分析

在實(shí)際的機(jī)械結(jié)構(gòu)中，由動載荷的作用引起的振動是不可避免的，為保證整體結(jié)構(gòu)具有的良好動態(tài)特性，對其進(jìn)行系統(tǒng)的動態(tài)分析是有必要的。模態(tài)分析是結(jié)構(gòu)動態(tài)分析當(dāng)中核心，它是把復(fù)雜系統(tǒng)變換為單一的自由度系統(tǒng)，為結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的特性分析提供依據(jù)。

2.2 皮帶抽油機(jī)的模態(tài)分析

在結(jié)構(gòu)模態(tài)分析過程中，為得到準(zhǔn)確的模態(tài)計算結(jié)果，必須將模型的部件結(jié)構(gòu)的質(zhì)量分布位置準(zhǔn)確的標(biāo)記在結(jié)構(gòu)模型當(dāng)中。在許多有限元結(jié)構(gòu)模型中，如果標(biāo)記結(jié)構(gòu)的所有部分，模型變得十分復(fù)雜，給計算帶來不必要的麻煩[4]。在分析過程中，通常采用近似的方法來標(biāo)記模型的質(zhì)量分布位置。本課題為盡可能的使模型簡化，采用集中質(zhì)量法計算皮帶抽油機(jī)的模態(tài)振型。主要研究機(jī)架結(jié)構(gòu)的整體特性，將傳動部件作為集中質(zhì)量處理，忽略傳動部件的模態(tài)影響。

2.3 模態(tài)求解

ANSYS軟件提供7種模態(tài)提取方法，本文利用ANSYS軟件中的 Lanczos法進(jìn)行求解計算，提取機(jī)架的前九階固有頻率及振型，具體如下所示，如表2所示[5]。

2.4 結(jié)果分析

一階振型（f=14.644Hz）為機(jī)架整體繞X軸彎曲扭動，機(jī)架主要承受彎矩的作用，底部應(yīng)力最大，該振型將使機(jī)架的扭矩增大。二階振型（f=20.594Hz）為機(jī)架整體繞X軸的彎曲擺動和繞Y軸的扭動，該振型將會增大機(jī)架立柱的彎矩和切應(yīng)力。三階振型（f=33.493Hz）為整體繞Y軸的左右扭動，對角線最長位置處的扭轉(zhuǎn)剛度最小，該振型使得機(jī)架的拐角的彎曲應(yīng)力及機(jī)架和傳動平臺連接處的應(yīng)力增大，且整體的剛度降低。四階振型（f=50.038Hz）為機(jī)架整體在YOZ平面內(nèi)的彎曲擺動，該擺動將加拉桿的彎曲應(yīng)力及橫梁、斜支撐和主支撐連接處的應(yīng)力。五階振型（f=58.025Hz）為機(jī)架繞X軸的擺動和繞Z軸的扭動，這一振型將會使機(jī)架與拉桿連接處及機(jī)架拐角的應(yīng)力增大。六階振型（f=58.259Hz）為拉桿在連接平面內(nèi)的彎曲扭動，該振型將會使得機(jī)架與拉桿連接處的應(yīng)力增大。七階振型（f=58.593Hz）為機(jī)架在YOZ平面內(nèi)的彎曲擺動及拉桿在連接平面內(nèi)的彎曲扭動，且在機(jī)架立柱前的后面內(nèi)的所受的彎曲方向相反。該振型使立柱的彎矩、機(jī)架與傳動平臺連接處的應(yīng)力與扭矩變大。八階振型（f=62.326Hz）為機(jī)架繞X軸的擺動及連桿在連接平面內(nèi)的扭動，該振型使得機(jī)架頂部應(yīng)力及扭矩、拉桿連接處的應(yīng)力增加。九階振型（f=70.250Hz）為機(jī)架在YOZ平面內(nèi)的左右扭轉(zhuǎn)擺動及上下的擺動，該振型將會增大機(jī)架立柱底部的的扭轉(zhuǎn)力矩，并加大機(jī)架與傳動平臺連接處的連接應(yīng)力[6]。

3 ?結(jié)論

應(yīng)用有限元法對皮帶抽油機(jī)機(jī)架進(jìn)行模態(tài)分析，分析表明：皮帶抽油機(jī)機(jī)架的各個階次模態(tài)固有頻率偏低，并且各個階次的模態(tài)對機(jī)架的整體穩(wěn)定性有影響，且機(jī)架的固有頻率與許多的因素有關(guān)：有預(yù)應(yīng)力的機(jī)架比無預(yù)應(yīng)力的機(jī)架的模態(tài)頻率略小，預(yù)應(yīng)力對皮帶抽油機(jī)整體特性影響不大，在考慮預(yù)應(yīng)力對機(jī)架的特性影響時，可以忽略預(yù)應(yīng)力對機(jī)架固有特性的影響;在滿足機(jī)架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及整體穩(wěn)定性的前提下，保證采油系統(tǒng)各運(yùn)動部件有足夠的運(yùn)動空間，可以減少機(jī)架的寬度以提高各階頻率，并減小其振幅;隨著機(jī)架各構(gòu)件的截面型號的增大，機(jī)架的固有頻率值逐漸增大，但同時增加了機(jī)架的質(zhì)量。

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