【正文】 ZG35CrMo, 屈服極限： s? ＝ 510MPa,強度極限：b? =740 MPa，由有限元的計算結果，可得出滾筒的安全系數(shù)為： m a x510n = = 2 .4 2 42 1 0 .3 7s??? 結論：滾筒的安全系 數(shù)為 大于滾筒的許用安全系數(shù) ，所以滾筒的強度滿足絞車的正常工作需要，滾筒的設計符合工況設計要求。 ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 39 ZJ50 型絞車滾筒的模態(tài)分析 模態(tài)分析用于確定設計結構或機器部件的振動特性（固有頻率和振型），它們是承受動態(tài)載荷結構設計中的重要參數(shù)，也是進行譜分析或模態(tài)疊加法諧響應分析或瞬態(tài)動力學分析所必需的前期分析過程。 滾筒有限元模型的建立 運行 workbench，選擇模態(tài)分析，定義材料的相關性能參數(shù)后，導入之前存盤的滾筒 SAT 文件就可以生成滾筒的實體模型。我們對滾筒作如下簡化：忽略邊界 處倒角，繩槽，輪輻上的小孔，以及輪轂上的鍵槽。如圖 所示。 施加約束并求解 由于滾筒軸的自由模態(tài)對其正常工作影響不大，在此只對約束模態(tài)進行分析，根據滾筒的工作狀況，對滾筒施加約束，其施加方法與上節(jié)相同。然后根據模態(tài)提取方法 ——Block Lanczos（分塊法）進行求解，并對結果進行模態(tài)擴展。 模態(tài)結果分析 根據前述的模態(tài)提取方法，計算出滾筒的前六階模態(tài)結果，其固有頻率和相 應振型如表 所示。 ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 40 表 滾筒的前六階固有頻率和相應振型 階 次 固有頻率（ Hz） 振型 描述 1 滾筒輪輻部分沿 X 方向移動 2 滾筒輪輻部分繞坐標 WOX 的 45 度線擺動，左右輪輻擺動方向相反。 3 滾筒輪輻部分繞坐標 WOX 的 45 度線擺動，左右輪輻擺動方向相反。 4 滾筒筒體部分繞 X 轉動 5 滾筒輪輻部分繞坐標 WOX 的 45 度線擺動，左右輪輻擺動方向相同。 6 滾筒輪輻部分繞坐標 WOX 的 45 度線擺動，左右輪輻擺動方向相同。 滾筒的前六階節(jié)點位移模態(tài)振型分別如下圖 — 所示： 圖 滾筒第一振型圖 ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 41 圖 滾筒第二振型圖 圖 滾筒第三振型圖 ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 42 圖 滾筒第四振型圖 圖 滾筒第五振型圖 ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 43 圖 滾筒第六振型圖 模態(tài)分析結果表明：滾筒的固有頻率均在 300Hz 以上，振型以輪輻擺動和移動為主，其振形變化不大，對絞車的性能影響不大。由此可見，該滾筒的結構設計較為合理，抗振性較強。 ZJ50 型 絞車滾筒軸的靜力分析 建立滾筒軸模型 在 PRO/E 中建立滾筒軸的三維模型后，選擇 SAT 文件類型存盤。運行workbench，選擇靜力分析， 定義材料的相關性能參數(shù)后，導入之前存盤的滾筒軸 SAT 文件就可以生成滾筒軸的實體模型。我們對滾筒軸作如下簡化：忽略邊界處的倒角；忽略退刀槽和砂輪越程槽；簡化后的模型如圖 所示： 圖 滾筒軸簡化實體模型 ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 44 滾筒軸材料溫室性能參數(shù) 滾筒軸材料選用 35CrMo，材料的溫室性能參數(shù)如表 所示： 表 滾筒軸材料溫室性能參數(shù) 密度（ Kg3m? ） 彈性模量 (GPa） 屈服應力 (Mpa） 泊松比 10? 213 980 模型的網格劃分 滾筒軸采用自由網格劃分方式，網格生成后的滾筒軸有限元模型如圖 所示： ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 45 圖 滾筒軸有限元模型 邊界約束條件 由于采用了調心軸承，左端軸向固定，所以左端約束中三個移動自由度均被 固定（被約束），而三個轉動自由度不被約束。右邊約束中沿軸向自由度及三個轉動自由度均不被約束。 載荷工況分析 有限元分析的目的之一是檢查結構或構件對一定的載荷條件的響應。因此， 在分析中指定合適的載荷條件是關鍵的 一步。由于本滾筒軸基本上是一個對稱的 結構，并且其上部件的重量較小，所以自重均忽略不計。滾筒軸在工作中受力比 較復雜，變化較大，其主要影響因素有三個方面，一是在起下鉆工作過程中，由 于井深或立根數(shù)的變化而引起快繩拉力和扭矩的變化；二是由于工作中滾筒纏繩 半徑即快繩所在纏繩層次變化引起快繩拉力及滾筒軸彎、扭矩的變化；三是滾筒 纏繩拉力位置的改變，即快繩作用點距筒體兩端支點距離的改變而引起滾筒彎、 ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 46 扭的變化等。 滾筒軸上受到二個集中載荷和一對力偶的作用：最大快繩拉力，鏈輪傳動拉力；快繩從動扭矩加在滾筒與軸配合段 的位置；驅動力矩加在滾筒軸與左端鏈輪 配合段的位置。滾筒軸施加約束和載荷如圖 所示： 圖 滾筒軸施加約束和載荷圖 求解并分析結果 進入求解器求解，求解完成后得到滾筒軸的位移云圖和應力云圖。 （ 1）剛度分析 滾筒軸受載后總位移分布圖如圖 所示： ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 47 圖 滾筒軸受載后總位移分布 計算結果表明：滾筒軸最大變形在軸的左端部位，最大變形為 。由工程的實際應用的經驗可知，滾筒軸的剛度滿足絞車的正常工作需要。 （ 2）強度分析 滾筒軸受載時應力分布圖： 計算結 果表明：滾筒軸的最大應力部位在靠近軸左端軸肩附近，最大應力為 ，并出現(xiàn)了應力集中的現(xiàn)象，在軸加工時，應注意減小應力集中。 滾筒軸的材料我們選用的是 35CrMo, 屈服極限： s? ＝ 980MPa,由有限元的計算結果，可得出滾筒的安全系數(shù)為： m a x980n = = 2 .7 83 5 2 .9 6s??? ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 48 圖 滾筒軸受載時等效應力分布圖 結論：滾筒軸的安全系數(shù)為 大于滾筒的許用安全系數(shù) ，所以滾筒軸的強度滿足絞車的正常工作需要， 滾筒軸的設計符合工況設計要求。 ZJ50 型 絞車滾筒軸的模態(tài)分析 滾筒軸有限元模型的建立 運行 workbench，選擇模態(tài)分析，定義材料的相關性能參數(shù)后，導入之前存盤的滾筒軸 SAT 文件就可以生成滾筒軸的實體模型。我們對滾筒作如下簡化：忽略邊界處的倒角；忽略退刀槽和砂輪越程槽；簡化后的模型如圖 所示。 施加約束并求解 根據滾筒軸的工作狀況，對滾筒軸施加約束，其施加方法與上節(jié)相同，這里不作詳細的論述。然后根據模態(tài)提取方法 ——BlockLanczos（分塊法）進行求解，并對結果 進行模態(tài)擴展。 ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 49 模態(tài)結果分析 根據前述的模態(tài)提取方法，計算出滾筒軸的前六階模態(tài)結果，其固有頻率和相應振型如表 所示。 表 滾筒的前六階固有頻率和相應振型 階 次 固有頻率（ Hz） 振 型 描 述 1 滾筒軸右端在 WOV平面內上下擺動 2 滾筒軸右端在 XOV 平面內左右擺動 3 滾筒軸左端在 WOV平面內上下擺動 4 滾筒軸左端在 XOV 平面內左右擺動 5 312． 85 滾筒軸中間部分在 WOV平面內上下擺動 6 滾筒軸左端沿在 XOV 內平面左右擺動 ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 50 滾筒的前六階節(jié)點位移模態(tài)振型分別如下圖 — 所示： 圖 滾筒軸第一振型圖 圖 滾筒軸第二振型圖 ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 51 圖 滾筒軸第三振型圖 圖 滾筒軸第四振型圖 ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 52 圖 滾筒軸第五振型圖 圖 滾筒軸第六振型圖 模態(tài)分析結果表明：滾筒軸的前四階的固有頻率在 100200Hz 范圍內，振ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 53 型以兩端彎曲為主，后二階的固有頻率在 300Hz 以上，振型以中間彎曲和扭轉為主，其振形變化不大，對絞車 的性能影響不大。由此可見，該滾筒軸的結構設計較為合理，滿足絞車的正常工作需要。 ZJ50 型 絞車滾筒軸裝配體有限元分析 建立滾筒軸裝配體有限元分析模型 在 PRO/E 中建立滾筒與滾筒軸的裝配后，選擇 SAT 文件類型存盤。運行workbench，選擇靜力分析，定義材料的相關性能參數(shù)后，導入之前存盤的滾筒SAT 文件就可以生成滾筒軸裝配體的實體模型。實際工作過程中，滾筒、鍵、滾筒軸在整個分析過程中均處于接觸狀態(tài)，因此在這里對模型進行了簡化，將這三者在建模分析中合為一體，而不影響最終的結果。另外，我們 對此模型還要進行如下簡化：忽略退刀槽和砂輪越程槽；忽略滾筒上的繩槽等，簡化后的模型如圖 所示： 圖 滾筒軸裝配體簡化實體模型 ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 54 材料屬性定義 滾筒軸所使用的材料為 35CrMo，滾筒軸所使用的材料為 ZG35 CrMo，二者的材料屬性如表 和 所示，在前幾節(jié)我們做滾筒軸和滾筒的有限元分析時，我們已有說明，在這里我們不在例出其數(shù)據。 網格劃分 網格生成后的滾筒軸裝配體的有限元模型如圖 所示。 圖 滾筒軸裝配體的有限元模型 定義 邊界條件并施加載荷 邊界約束條件 由于采用了調心軸承，左端軸向固定，所以左端約束中三個移動自由度均被 固定（被約束），而三個轉動自由度不被約束。右邊約束中沿軸向自由度及三個ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 55 轉動自由度均不被約束。 載荷的確定 滾筒軸裝配體所受的載荷包括滾筒軸端扭矩、筒殼壓力。 （ 1）滾筒軸端施加扭矩 起鉆時電機通過傳動系統(tǒng)將扭矩傳遞到滾筒軸左端部位，進而帶動整個滾筒轉動。因此，假定扭矩載荷均勻分布在滾筒軸左端部的圓周面上，采用模型表面節(jié)點施加周向集中力的方式進行施加。 （ 2）筒殼壓力 前面已對快繩 拉力對滾筒造成的各種載荷做了詳細說明，由前面論述可知作用在滾筒表面的壓力 σ為快繩拉力對滾筒施加的主要載荷。鋼繩對滾筒的壓力可近似看成在滾筒表面的平均分布壓力： 2 2 1 . 4 2 7 5 0 0 0= 3 5 . 4 a0 . 6 4 0 . 0 3 4AP MPDS? ????? 求解并分析結果 將上面的約束和載荷施加到滾筒軸裝配體有限元模型，并進入求解器求解。 求解完成后，進入通用后處理器觀察計算結果，得到滾筒軸裝配體的位移云圖和 應力云圖。 （ 1）剛度分析 滾筒軸裝配體受載后總位移分布圖如圖 所示 : ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 56 圖 滾筒軸裝配體受載后總位移分布圖 計算結果表明：滾筒軸裝配體的最大變形發(fā)生在滾筒的的中間部位以及滾筒軸左端部位，最大變形為 ，也在滾筒軸裝配體的彈性內。 （ 2）強度分析 滾筒軸裝配體受載后應力分布圖，如圖 所示： ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 57 圖 滾筒軸裝配體受載后應力分布圖 滾筒軸裝配體的的最大應力部位在滾筒與滾筒軸的過渡處，最大應力為 ，小于滾筒和滾筒軸的材料屈服極限 ,由有限元的計算結果，可得出滾筒軸的安全系數(shù)為： m a x980n = = 2 .7 23 6 0 .2 5s??? 結論 : 滾筒軸裝配體的的安全系數(shù)大于滾筒 軸的裝配體的的許用安全系數(shù)，所以其的強度滿足軸的正常工作需要。 總結和展望 在對 ZJ50 型 絞車的 傳動系統(tǒng) 及工作原理認真研究的基礎上，根據絞車的實際工作情況，對絞車的剎車進行最大靜強度的計算校核，校核結果表明，關鍵部ZJ50 型石油鉆機用動 力絞車傳動系統(tǒng)設計 楊峰 機械 81001 58 件能夠滿足絞車的正常工作要求，并且具有一定的安全余量。最后運用 ANSYS對滾筒、滾筒軸和滾筒軸裝配體進行有限元分析，分析結果表明， ZJ50 型 絞車設計合理，能夠 滿足正常工作要求。 本文主要完成了以下幾項工作： （ 1） ZJ50 型 絞車傳動系統(tǒng)的學習研究方面：介紹了鉆井工作對絞車的要求及絞車設計的 原則和技術標準，絞車傳動系統(tǒng)的功能和工作原理。在對 ZJ50