某固井車車架振動特性分析

(中國石油集團川慶鉆探工程有限責任公司，四川 成都 610051)

李華川，趙明建

(四川寶石機械專用車有限公司，四川 德陽 618300)

賈海平

(中國石油集團川慶鉆探工程有限責任公司，四川 成都 610051)

楊德勝，陳遠建

(四川寶石機械專用車有限公司，四川 德陽 618300)

徐延海，陳靜

(西華大學汽車與交通學院，四川 成都 610039)

作為專用車輛，固井車的設備運行由電路系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)、氣壓系統(tǒng)及機械傳動系統(tǒng)實現(xiàn)[1]。固井車的振動性能是其重要的性能指標之一，固井車車架上的設備(如發(fā)動機組、泵組、高低壓管匯等)都布置在車架上，車架不僅承載設備靜載荷，也受到發(fā)動機組、傳動箱、泵組等的動載激勵。當這些激勵與車架的固有頻率相近時，固井車便會出現(xiàn)共振現(xiàn)象，產(chǎn)生劇烈的振動和噪音，從而引起較高的動應力[2]。而引起固井車振動的因素較多，因此研究車架振動特性對提高固井車工作的可靠性等至關重要[3]。

文獻[4～7]對專用汽車振動性能進行了相關研究；文獻[8]對車輛薄壁零件采用形貌優(yōu)化設計來降低零件的振動強度；文獻[9，10]應用有限元法研究了壓裂車車架的動態(tài)特性，避開了車架的共振頻率；文獻[11]采用多目標遺傳算法對車架動態(tài)特性進行優(yōu)化，避開了車架發(fā)生共振的頻段，同時實現(xiàn)了車架的輕量化；文獻[12，13]利用有限元分析對商用車進行模態(tài)分析，研究了車架的振動特性，避免了車架的共振；文獻[14]通過有限元分析和疲勞試驗對混泥土泵車進行了疲勞強度評估。由于井場道路條件越來越差，固井工藝越來越復雜[15]，對固井車的振動特性提出了更高的要求，因此，固井車在各種工況下保持平穩(wěn)舒適的狀態(tài)對確保固井作業(yè)安全非常重要。但固井車這類專用車輛的振動分析研究較少，為此，筆者進行固井車模態(tài)仿真計算分析，并對固井車車架(主車架)以及安裝臺上設備的副車架構(gòu)成的結(jié)構(gòu)進行系列試驗測試，這樣不僅可以驗證車架設計強度，也為后續(xù)結(jié)構(gòu)布置優(yōu)化達到減振功效提供理論依據(jù)。

1 車架模型

在駐停工況下，車架所受載荷主要是來自車輛底盤部分和臺上部分的自重。底盤部分主要有駕駛室、主車架、車輛發(fā)動機及傳動部分、各車橋系統(tǒng)等。臺上部分主要包括車臺發(fā)動機組、傳動箱、泵組、高低壓管匯以及副車架等。依據(jù)實際幾何尺寸及臺上設備安裝尺寸，對車架及上裝設備支撐進行三維建模，如圖1所示。

圖1 車架三維建模

通過所建立的三維模型，對車架進行系列的計算、分析和測試，是分析車架強度和制動特性的有效途徑之一。在進行車架動態(tài)分析過程中，總體的坐標系以及3個坐標平面如圖1所示，坐標原點位于車輛主車架最后的橫梁中心，X方向與車輛的行駛方向相反，Y方向為車輛的側(cè)向，Z方向為垂直于路面方向。

在進行車架靜力學分析過程中所用到的主車架材料以及副車架材料特性如表1所示。

對車架進行網(wǎng)格劃分，如圖2所示。單元網(wǎng)格大小在20mm×20mm×20mm左右，全部采用三維單元進行劃分，總單元數(shù)為465705個，節(jié)點個數(shù)為962211個。

圖2 車架有限元網(wǎng)格劃分

部件名稱材料型號彈性模量/109Pa泊松比/1密度/(kg·m-3)主車架E500TM2170.37850副車架Q3452100.37850

2 車架模態(tài)仿真結(jié)果及分析

車架模態(tài)分析主要包括自由模態(tài)分析和預應力模態(tài)分析。自由模態(tài)主要是了解結(jié)構(gòu)在沒有約束情況的振動特性，從而在一定程度上了解結(jié)構(gòu)的剛度情況。約束模態(tài)則反映了車架在實際使用情況下的振動特性，因此，比較可靠地了解該狀態(tài)下的振動特性，可以為后續(xù)的減振等提供基礎。為確定在約束模態(tài)分析時的具體載荷及邊界條件，對表1中車架以外的底盤以及臺上部分設備利用集中質(zhì)量進行加載，這些施加的集中質(zhì)量大小以及坐標位置如表2所示。車架自由模態(tài)、約束模態(tài)前10階固有頻率如表3所示，前4階自由模態(tài)振型圖如圖3所示。

從計算結(jié)果得知，前10階車架約束頻率都在55Hz以內(nèi)，頻率范圍比較低。其中車臺發(fā)動機是六缸四沖程柴油發(fā)動機，工作轉(zhuǎn)速一般在1800～2100r/min，其正常激勵頻率在90～105Hz(發(fā)火頻率)范圍內(nèi)，已經(jīng)遠離車架前幾階固有頻率，不會與車架產(chǎn)生共振。泵組通過其傳動比與變速箱檔位以及發(fā)動機一般轉(zhuǎn)速可計算壓裂泵正常工作激勵頻率在3.35～22.8Hz，處于車架自由模態(tài)下的前階范圍，有共振發(fā)生。從表3可以看出，在約束模態(tài)下，由于各車橋的鋼板彈簧與車架上的支座等相連，在一定程度上限制了車架的一些運動，因此整體的頻率有一定程度的增加；但在低頻區(qū)域還是與車輛轉(zhuǎn)運過程中存在一定的重疊，存在共振的可能。

表2 車輛底盤及臺上設備質(zhì)量大小及質(zhì)心位置

表3 車架固有頻率

圖3 模態(tài)振型圖

3 車架振動測試系統(tǒng)及測點布置

為研究固井車在實際固井工作狀態(tài)下的車架振動特性，對車架開展室內(nèi)測試。車輛作業(yè)工況分左側(cè)發(fā)動機—泵運行以及右側(cè)發(fā)動機—泵運行，根據(jù)車輛的運行及作業(yè)工況，進行了3個典型工況下的車架振動特性測試：

工況1——車輛怠速。

工況2——左側(cè)發(fā)動機—泵運行。

工況3——右側(cè)發(fā)動機—泵運行。

在測試時工況2和工況3又分為大扭矩(2擋，2100r/min左右)及大排量(5擋，1850r/min左右)2種工況，一共5種固井作業(yè)工況。對車架表面進行振動加速度測試，利用振動測試系統(tǒng)進行了在給定工況下車架的振動特性試驗分析。

3.1 振動測試系統(tǒng)

測試系統(tǒng)架構(gòu)如圖4所示。

車架振動測試系統(tǒng)由硬件部分和軟件部分構(gòu)成。硬件部分包括加速度傳感器、動態(tài)數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、數(shù)據(jù)接收和處理系統(tǒng)以及相關的輔助設施。軟件部分主要是數(shù)據(jù)采集部分以及數(shù)據(jù)分析部分。采集部分主要測試通道參數(shù)的設置、采集過程參數(shù)設置以及完成采集和實時顯示燈相關的功能，而數(shù)據(jù)分析部分具有進行時域和頻域分析的相關功能。該測試采用江蘇東華測試技術(shù)股份有限公司的相關硬件和軟件系統(tǒng)，硬件中的動態(tài)信號測試分析系統(tǒng)為DH8302，16通道，所有通道并行同步工作，各通道連續(xù)采樣速率可達256kHz。采用IEPE壓電式加速度傳感器，加速度傳感器采用磁吸座的形式安裝在車架以及相關的測試布點上。

圖4 車架振動特性測試系統(tǒng)架構(gòu)

3.2 測試工況及測點布置

通過模態(tài)仿真結(jié)果及模態(tài)云圖分析得到振型特征、共振頻率和位移，同時結(jié)合車輛固井工作狀態(tài)時振動的傳遞路徑和振源的特性來進行布點。在振源位置一般布置三向加速度傳感器，在簡單的傳遞路徑上布置單向的傳感器，支座的上下布置三向的傳感器，以期更好地得到振動的傳遞特性。

由于動態(tài)測試系統(tǒng)的通道限制，車架振動特性測試點布置按照測試工況分別進行，傳感器布置在車架相關的支座位置，X方向與車輛行駛方向相反，Y方向為車輛側(cè)向，Z方向為垂直路面方向。具體測點如圖5所示。

圖5 車架振動測試測點布置圖

4 典型工況下車架振動測試結(jié)果

車架進行了上述5種固井作業(yè)工況下的振動測試[16]，限于篇幅，選擇右側(cè)大排量及大扭矩下的振動測試結(jié)果進行分析。

4.1 大排量工況

圖6給出了測點9以及發(fā)動機Z方向的加速度時域曲線。從圖6中可以看到，發(fā)動機的Z方向加速度達到了6g左右，而車架測點9的Z方向加速度大小在1g范圍內(nèi)變化。

通過對大排量工況下的測試數(shù)據(jù)進行加速度頻率的頻域分析，測點9的結(jié)果如圖7所示。在圖7中，從發(fā)動機Z方向的振動來看，該工況下其轉(zhuǎn)頻在31.25Hz左右，即發(fā)動機的轉(zhuǎn)速在1875r/min左右。發(fā)動機的點火頻率在93.75Hz左右，發(fā)動機的其他各階次的激勵也非常明顯。

圖6 右側(cè)大排量工況下發(fā)動機激勵以及測點9的Z方向的加速度時域曲線

圖7 右側(cè)大排量工況下測點9的加速度頻域曲線

泵組工作過程中出現(xiàn)了40Hz和60Hz 2個能量比較集中的頻率。同時也可以看到泵Z方向的激勵能量比較大，加速度的幅值達到了3.5g/Hz以上。結(jié)合圖7可以明顯看到臺上發(fā)動機以及泵組工作過程中對測點9的激勵。特別是泵組的激勵對車架的影響更明顯，在發(fā)動機高頻處對車架的激勵比較大，大部分能量集中在150～250Hz。

同理，對測點7和測點5進行時域和頻域分析，發(fā)動機激勵以及泵組工作激勵如前述一致。它們對車架的振動影響也可以明顯得到，即泵組60Hz以及發(fā)動機高頻的一個激勵。與測點9相比，由于測點5與測點7比測點9更靠近發(fā)動機位置,車架受發(fā)動機激勵的影響增加，受到發(fā)動機的影響更復雜。

4.2 大扭矩工況

圖8是在大扭矩工況下測點9的振動響應特性。從圖8中可以看到，發(fā)動機的轉(zhuǎn)頻在35Hz左右，即發(fā)動機的轉(zhuǎn)速為2100r/min左右。此工況下發(fā)動機的點火頻率在105Hz，泵組的激勵頻率在60Hz左右。相對于大排量工況，該工況下泵組的振動能量相對較小。從車架的振動響應看，發(fā)動機激勵的影響比較大，但發(fā)動機高頻的影響與大排量工況相比，明顯降低。

圖8 右側(cè)大扭矩工況下測點9的加速度頻域曲線

圖9 右側(cè)大扭矩工況下測點7的加速度頻域曲線

測點7比測點9更靠近發(fā)動機，從圖9中可以看到，車架受到發(fā)動機的影響明顯，特別是在150～250Hz范圍內(nèi)的響應甚至比大排量工況下還大一些。同理，對測點5和測點2進行右側(cè)大扭矩工況下的加速度頻域分析，由于測點5離發(fā)動機振源更近，其受到的振動激勵更復雜，發(fā)動機的多階振動均對車架造成了影響，而且頻率的影響范圍也比較寬。這在一定程度上給車架的設計造成了困難，也需要在設計中進行有效避免。通過測點2的振動特性分析知道,車架受到發(fā)動機的影響比較大，特別是在150～250Hz范圍內(nèi),但發(fā)動機高頻激勵的影響相對于前面的工況較小。

從上述的測試結(jié)果可以看到，車架在發(fā)動機以及泵組工作過程中均受到了一定程度的影響，即在激勵源下對車架均有不同程度的激勵。相比較而言，在大排量工況下，激勵的影響較大扭矩下大一些。同時也可以看到，泵組在大排量下產(chǎn)生了比大扭矩工況下更多的振動能量。

另外，發(fā)動機的各階次激勵也對車架的振動造成了一定的影響，特別是在150～250Hz范圍內(nèi)的激勵頻率。從車架的約束模態(tài)看，車架的低階頻率均比較小，遠小于這個范圍，因此其在一定程度上受到的振動影響較小。但在發(fā)動機工作的轉(zhuǎn)頻范圍內(nèi)，有一定的車架約束模態(tài)分布，因此需要更好地進行車架設計，使得在低階的激勵源下，其振動響應較小，或者使得設計的車架模態(tài)雖然與發(fā)動機的轉(zhuǎn)頻較近，但還是要有一定的頻率間隔。

5 結(jié)論

1)針對某型固井車車架進行了自由和約束模態(tài)下的固有頻率的仿真研究，獲得了前10階頻率分布情況及振型特征，為類似車架的振動特性分析以及車架的設計提供了依據(jù)。

2)通過模態(tài)仿真結(jié)果得到的振型特征、共振頻率和位移，同時結(jié)合車輛固井工作狀態(tài)的振源情況進行布點，設計了5種典型固井工況并進行了振動測試，對右側(cè)大排量及大扭矩下的振動測試結(jié)果進行了詳細分析。

3)典型測點的時域和頻域分析結(jié)果表明，該車架部分頻率在發(fā)動機——聯(lián)合激勵的范圍之內(nèi)，但其頻率間的間隔較好，受到的振動影響較小；在大排量工況下，車架的振動比大扭矩工況下大。