馬春亮

(襄陽汽車職業(yè)技術(shù)學(xué)院，湖北 襄陽 441000)

關(guān)鍵字:提升系統(tǒng)；游車大鉤；振動特性；模態(tài)分析；諧響應(yīng)分析；ANSYS

0 引 言

游車大鉤是石油鉆機(jī)提升系統(tǒng)的重要組成部分，其與天車水龍頭(頂驅(qū))等配套使用[1]。 目前廣泛使用的游車大鉤基本上是API 8C PSL1 級[2]。 整體式的游車大鉤將獨(dú)立的游車和大鉤合二為一，可以完成獨(dú)立的游車和大鉤所擔(dān)負(fù)的各項功能。 其省去游車的下提環(huán)和大鉤的吊環(huán)以及銷軸等零部件。 游車大鉤可以對筒體內(nèi)部的彈簧以及液壓裝置起到緩沖作用[3]。

游車大鉤是一個靜力學(xué)和動力學(xué)特性十分復(fù)雜的零部件[4]，如圖1。 當(dāng)外部激振力的頻率和振型達(dá)到構(gòu)件的某階固有頻率和振型時，就會發(fā)生峰值響應(yīng)，相應(yīng)的振幅 和 動 應(yīng) 力 都 會 增 大[5]。 以ZJ40DB 配套使用的YG225 為研究對象進(jìn)行振動特性分析，以此方法作為設(shè)計衡量游車大鉤工作性能的一個標(biāo)準(zhǔn)，同時為游車大鉤的動態(tài)設(shè)計提供參考依據(jù)。

圖1 游車大鉤幾何模型

1 游車大鉤運(yùn)動分析

YG225 游車大鉤，見圖1，其結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。

表1 游車大鉤結(jié)構(gòu)參數(shù)

ZJ40DB 采用JC40DB 交流變頻絞車起下鉆，結(jié)合ZJ40DB 交流變頻電驅(qū)動鉆機(jī)的提升系統(tǒng)，經(jīng)過計算得到提升特性曲線如圖2。 由圖可知游車大鉤的速度在0～0.30 m/s 時，鉤載是2 250 kN 恒定不變，在這期間可以起升最大載荷，也是最容易失效的階段。所以，就起升階段對游車大鉤的振動特性進(jìn)行分析。

圖2 提升速度、載荷曲線

2 振動特性分析

在這些外部激勵條件下，比如:絞車的低頻振動、鋼絲繩的振動、水龍(頂驅(qū))的振動以及風(fēng)振，都會導(dǎo)致游車大鉤的振動特性比較復(fù)雜，所以分析游車大鉤的振動特性尤為必要，游車大鉤整體結(jié)構(gòu)的動力平衡方程為[6-7]:

式中:[M]、[C]、[K]為結(jié)構(gòu)的總質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和總剛度矩陣；為節(jié)點加速度矢量、速度矢量和位移矢量；{Fa}為結(jié)構(gòu)外載荷矢量。

密度決定了質(zhì)量矩陣，材料屬性、單元的幾何性質(zhì)決定了剛度矩陣。 所以在ANSYS 中進(jìn)行模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析時，要對材料的特性(密度、彈性模量、泊松比)與單元類型進(jìn)行定義來確定質(zhì)量矩陣和剛度矩陣。

游車大鉤在正常工作的過程中主要承載件是滑輪、滑輪軸、中間體銷軸、中心軸、鉤體銷軸以及鉤身?；嗐^身與其他零部件接觸頻繁，故對其建立有限元模型進(jìn)行有限元分析。 材料對應(yīng)的力學(xué)性能見表2。

表2 游車大鉤材料力學(xué)性能

2.1 滑輪的有限元分析

游車大鉤在起吊過程中快繩纏繞的滑輪運(yùn)動速率快，承受動載荷頻繁[8]。 結(jié)合實際工作情況，求出滑輪的線速度和角速度見表3。 建立滑輪有限元模型，見圖3，對其進(jìn)行預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析與諧響應(yīng)分析。

圖3 滑輪有限元模型

表3 滑輪運(yùn)動情況

滑輪線速度和角速度計算公式為:

式中:Vi為滑輪的切向速度；V為大鉤速度，V＝0.30 m/s；Z為繩數(shù)，Z＝10；ωi為滑輪轉(zhuǎn)速；D為滑輪直徑D＝915 mm。

根據(jù)邊界條件進(jìn)行模態(tài)分析得到滑輪前15 階模態(tài)固有頻率，見表4。

表4 滑輪固有頻率

滑輪4 階振型云圖見圖4，由模態(tài)分析的振型云圖可以看出:滑輪四周的振幅較大，振動明顯。

圖4 滑輪4 階振型云圖

經(jīng)過處理得到最大應(yīng)力節(jié)點編號是8 493，通過時間歷程處理器POST 26 可以得到最大應(yīng)力點位移與激勵頻率的關(guān)系，如圖5、6 所示。

圖5 8 493 節(jié)點位移頻率關(guān)系

圖6 8 493 節(jié)點應(yīng)力頻 率關(guān)系

由圖5、6 可知:最大應(yīng)力點在頻率為350 ～400 Hz 之間出現(xiàn)了明顯的共振現(xiàn)象并且應(yīng)力相對較大，此時滑輪出現(xiàn)了嚴(yán)重的扭轉(zhuǎn)現(xiàn)象。 所以外界的激勵頻率應(yīng)避免在此范圍，盡量使游車大鉤在低頻狀態(tài)下工作。

2.2 鉤身的有限元分析

游車大鉤的鉤身在工作過程中是與動力水龍頭直接接觸的零部件，在承受力的過程中最容易發(fā)生斷裂。 根據(jù)游車大鉤的運(yùn)動情況，見表5，建立大鉤有限元模型，見圖7，對其進(jìn)行預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析與諧響應(yīng)分析。 鉤身的前15 階模態(tài)固有頻率見表6。

圖7 鉤身有限元模型

表5 游車大鉤運(yùn)動情況

表6 鉤身固有頻率

根據(jù)各階的頻率和振型，可以觀察到哪些部位的振幅較大，哪些部位影響整體的振動特性，從而可以提出改進(jìn)的建議。 并且可以通過振型云圖，見圖8，了解到鉤舌部位的振幅交大，說明該部位應(yīng)該增加剛度。

圖8 鉤身9 階振型云圖

經(jīng)過處理得到最大應(yīng)力節(jié)點編號是2 222，通過時間歷程處理器POST 26 可以得到最大應(yīng)力點位移與激勵頻率的關(guān)系如圖9、10 所示。

圖9 2 222 節(jié)點位移頻率關(guān)系

節(jié)點2 222 處于鉤舌受力部分，圖9 是受力端z方向位移與激勵頻率關(guān)系，由圖可知在給定計算的激勵頻率內(nèi)存在兩個明顯的共振頻率(2 100 ～2 500 Hz)，且第一個峰值大于第二個峰值。 圖10 是受力端應(yīng)力與頻率關(guān)系，從圖中可以得到峰值最大的兩個頻率處應(yīng)力最大，也容易發(fā)生失效。

圖10 2 222 節(jié)點應(yīng)力頻 率關(guān)系

3 結(jié) 語

利用ANSYS 有限元分析軟件對整體式游車大鉤的主要承載件滑輪和鉤身進(jìn)行了動力學(xué)分析，通過模態(tài)分析分別得出了滑輪和鉤身的前15 階固有頻率和相應(yīng)的振型。 從振型云圖可以分析出滑輪和鉤身的動態(tài)性能，可以反映整體式的振動特性，找到結(jié)構(gòu)的薄弱環(huán)節(jié)。 通過諧響應(yīng)分析，找到了滑輪和鉤身容易發(fā)生共振的頻率，為游車大鉤的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計及改進(jìn)提供了理論依據(jù)。