畢業(yè)設計-液壓抽油機設計

液壓抽油機設計摘要一種液壓傳動式石油開采抽油機，由包括液壓泵、馬達、控制閥、管路輔件在內的液壓元件及相關機械零件裝配組連為一個整體構成液壓傳動部件，通過其中的液壓傳動部件中的液壓馬達傳動輪的輪面式或者齒式或者槽式傳動結構與相對應的一端與采油油井的抽油泵連接桿相接的帶式或者鏈式或者繩索式柔性傳動件相配合，構成該機的往復工作機構。通過由機、電、液元器件裝配組連所構成的工作沖程和沖次調整控制系統(tǒng)來調整和控制該機往復工作機構，牽引石油油井的抽油泵按設定的沖程和沖次連續(xù)往復工作。電動機的動力輸出軸端與液壓泵的轉子軸端直接或者經由連軸構件實現配合連接，經由液壓控制閥、工作液過濾器、管路、附件將工作液容箱和液壓泵之間組連成液壓控制和工作回路，構成該液壓傳動部件的液壓動力源部分。一種滑塊式盤傳動低速大扭矩液壓馬達的傳動盤的外周直接裝配輪面?zhèn)溆信c繩或者帶或者鏈式柔性傳動件相對應配合的傳動結構的傳動輪，即構成該部件的動力轉換和傳動部分。其特點是結構簡單,制造、使用、維護成本低，明顯節(jié)能。關鍵詞液壓泵1，液容箱2，控制閥3，傳動輪4HYDRAULICPUMPINGUNITDESIGNABSTRACTAHYDRAULICDRIVETYPEOILPUMPINGUNIT,BYINCLUDINGHYDRAULICPUMPS,MOTORS,CONTROLVALVES,PIPINGACCESSORIES,INCLUDINGHYDRAULICCOMPONENTSANDMECHANICALPARTSASSOCIATEDWITHTHEASSEMBLYASAWHOLECONSTITUTESAGROUPOFHYDRAULICCOMPONENTS,THROUGHWHICHTHEHYDRAULICPARTSOFTHEHYDRAULICMOTORDRIVEWHEELORGEARWHEELSURFACE,ORTROUGHTYPESTRUCTURECORRESPONDINGTOTHETRANSMISSIONSIDEANDTHEOILWELLSPUMPCONNECTINGRODCONNECTINGTHEBELTORCHAINORROPESTYLEFLEXIBLETRANSMISSIONPARTSMATCHEDTOFORMRECIPROCATINGMACHINEWORKINGBODIESTHROUGHTHEMECHANICAL,ELECTRICAL,HYDRAULICCOMPONENTS,THEASSEMBLYCONSTITUTEDBYTHEWORKGROUPWITHSTROKEANDRUSHEDREVISIONCONTROLSYSTEMTOADJUSTANDCONTROLTHEAIRCRAFTRECIPROCATINGBODYTRACTIONPUMPOILWELLSSETBYTHESTROKEANDTHERUSHINGBACKANDFORTHCONSECUTIVEWORKINGMOTORPOWEROUTPUTSHAFTANDTHEPUMPROTORSHAFTDIRECTLYORTHROUGHACOUPLINGCOMPONENTTOACHIEVEWITHTHECONNECTION,VIATHEHYDRAULICCONTROLVALVE,THEWORKINGFLUIDFILTERS,PIPING,ACCESSORIESWILLBETHEWORKINGFLUIDBETWEENTHETANKANDPUMPTOGETHERINTOGROUPSANDWORKLOOPHYDRAULICCONTROL,HYDRAULICCOMPONENTSTHATMAKEUPTHEHYDRAULICPOWERSOURCEPARTONEKINDOFSLIDERSTYLEDISKDRIVELOWSPEEDHIGHTORQUEHYDRAULICMOTORDRIVEPLATEASSEMBLYWHEELPERIPHERALSURFACEWITHADIRECTANDFLEXIBLEROPEORBELTORCHAINDRIVETRANSMISSIONPARTSCORRESPONDINGWITHTHESTRUCTUREOFTHEDRIVEWHEEL,WHICHCONSTITUTETHECOMPONENTSOFTHEPOWERCONVERSIONANDTRANSMISSIONPARTSITFEATURESSIMPLESTRUCTURE,MANUFACTURE,USE,MAINTENANCECOSTSLOW,CLEARENERGYKEYWORDSHYDRAULICPUMP1,THETANKLIQUID2,THECONTROLVALVE3,WHEELDRIVE4目錄前言7第1章液壓傳動的發(fā)展概況和應用1011液壓傳動的發(fā)展概況1012液壓傳動的特點及在機械行業(yè)中的應用11第2章液壓傳動的工作原理和組成1221工作原理1222液壓系統(tǒng)的基本組成12第3章液壓系統(tǒng)工況分析1331運動分析、負載分析、負載計算1332液壓缸的確定14321液壓缸工作負載的計算15322確定缸的內徑和活塞桿的直徑15323計算液壓缸在工作循環(huán)中各個階段的壓力、流量和功率的實際值16第4章擬定液壓系統(tǒng)圖1741選擇液壓泵型式和液壓回路1742選擇液壓回路和液壓系統(tǒng)的合成17第5章液壓元件的選擇2051選擇液壓泵和電機20511確定液壓泵的工作壓力、流量20512液壓泵的確定2152輔助元件的選擇2153確定管道尺寸2254確定油箱容積22第6章液壓系統(tǒng)的性能驗算2261管路系統(tǒng)壓力損失驗算22611判斷液流類型22612沿程壓力損失2262液壓系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升驗算23第7章抽油機深井泵抽油裝置及基礎理論計算2471抽油機深井泵抽油裝置24711抽油機24712抽油泵26713抽油桿2872抽油泵的工作原理28721泵的抽汲過程28722泵的理論排量2973抽油機懸點載荷的計算30731懸點承受的載荷30732懸點最大、最小載荷3774抽油機平衡、扭矩與功率計算39741抽油機平衡計算39742電機的選擇與功率計算4275泵效的計算44751柱塞沖程46752泵的充滿程度49753提高泵效的措施51第8章抽油機井系統(tǒng)效率及節(jié)能技術5381系統(tǒng)效率53811系統(tǒng)效率的影響因素56812提高系統(tǒng)效率的方法5882抽油機井節(jié)能技術59821抽油機的電能消耗的特點59822節(jié)能技術60附表65前言一種液壓傳動式石油開采抽油機，由包括液壓泵、馬達、控制閥、管路輔件在內的液壓元件及相關機械零件裝配組連為一個整體構成液壓傳動部件，該部件與底座、支架及其連接構件裝配組合構成的機架部分一道構成該機的主體結構，通過其中的液壓傳動部件中的液壓馬達傳動輪的輪面式或者齒式或者槽式傳動結構與相對應的一端與采油油井的抽油泵連接桿相接的帶式或者鏈式或者繩索式柔性傳動件相配合，構成該機的往復工作機構，通過由機、電、液元器件裝配組連所構成的工作沖程和沖次調整控制系統(tǒng)來調整和控制該機往復工作機構牽引石油油井的抽油泵按設定的沖程和沖次連續(xù)往復工作，其特征是通過連接底座將一種滑塊式具有變排量、變流向結構和功能的液壓泵與相匹配的動力電動機裝配組合，電動機的動力輸出軸端與液壓泵的轉子軸端直接或者經由連軸構件實現配合連接，工作液容箱安裝于連接底座的上部，經由液壓控制閥、工作液過濾器、管路、附件將工作液容箱和液壓泵之間組連成液壓控制和工作回路，構成該液壓傳動部件的液壓動力源部分；于一種滑塊式盤傳動低速大扭矩液壓馬達的傳動盤的外周直接裝配輪面制備有與繩或者帶或者鏈式柔性傳動件相對應配合的傳動結構的傳動輪，即構成該部件的動力轉換和傳動部分；將此兩個部分安裝于裝配有升降導向輪、配置有用于安放由數塊配重塊疊加組合構成的組合體托架的架體之上，通過液壓管路溝通這兩部分之間的液壓回路，即構成該傳動部件的完整結構；在其內部結構中，所采用的液壓泵是一個由變量、換向液壓泵與組合配流閥一體化的泵、閥組合體，其組合配流閥的具體結構是，于泵的殼體的體內沿殼體內腔軸心線方向平行設置有兩閥腔，兩閥腔的中部，各有一徑向通液孔與殼體內腔溝通，與工作液進、回液管路相接的進、回油口沿水平方向、平行、并列、垂直于兩閥腔軸線的方向設置于閥腔壁的外部，兩油口的底孔分別將兩閥腔垂直交匯貫通，閥腔的內置件的構成及由內向外的裝配順序依次是，由內閥體、內閥芯、內壓縮彈簧、內腔依次裝配中心閥芯和外壓縮彈簧再由限位卡環(huán)限定的中間閥體和外端部設置有液壓管路接口的外閥體構成；該組合配流閥在泵的工作過程中的配流規(guī)律是，當一閥腔的徑向通液孔溝通的是泵的吸液工作腔，則該閥腔的內閥芯被吸外移，開通進液油口與該吸液工作腔的液流通道，中間閥體連同內腔處于關閉狀態(tài)的中心閥芯一道整體被吸內移，開通回液油口經由外閥體的徑向通液孔和外端管路接口與所連接管路之間的通道；與此同步，另一閥腔的徑向通液孔溝通的必定是泵的排液工作腔，此時該閥腔的內閥芯關閉、中間閥體封閉外閥體的徑向通液孔，即進、回液油口與泵工作腔的通路同時關閉，中間閥體內腔的中心閥芯被工作液推動外移，開通泵的排液工作腔與外閥體外端的管路接口所連接管路之間的通路；該泵的工作液排量和流向的變換是通過其體內變位定子零件的軸心線相對于轉子回轉軸線的徑向位移量的變化實現的，即，徑向位移量增大，則排量增大，徑向位移量減小，則排量減小，徑向位移由轉子回轉軸線的一側移動至另一側，則該泵改變工作液流向；變位定子的徑向位移是通過徑向相對裝配于該泵的殼體上的兩只平衡液缸的活塞桿受到控制液交替往復推動實現的，位移量值的確定，即泵工作排量的調定是通過調整液缸蓋上的限位螺釘限定活塞復位位置來實現的，平衡液缸的液壓動力是由液壓系統(tǒng)中的控制回路提供的；在總體上，液壓傳動部件的整個液壓系統(tǒng)是一個開式泵控馬達容積調速及換向的液壓系統(tǒng)，由液壓動力傳動工作回路和液壓控制回路兩部分構成；液壓動力傳動工作回路的基本構成是，工作液自工作液容箱經由供液管路、進液油口、組合配流閥進入液壓泵的工作腔加壓后，再經由組合配流閥、液壓管路進入液壓馬達的工作腔，驅動馬達旋轉后，再經由液壓管路、組合配流閥、工作液回液油口、工作液回液管路、回液過濾器過濾后返回工作液容箱，完成整個工作循環(huán)；液壓控制回路的基本構成是，于泵的端蓋上裝配有工作液壓力繼電器、手動節(jié)流閥和二位四通電磁換向閥，端蓋的體內設置有閥腔、裝配有梭閥芯、預制有相關通液孔道、設置有兩端和中間這三個油口構成梭閥結構，經由控制管路將組合配流閥的兩只外閥體外端管路接口處分別與梭閥兩端油口接通，梭閥的中間油口經由端蓋的體內孔道分別與壓力繼電器的控制液接口和電磁換向閥進液口接通，該換向閥的兩控制液油口經由蓋體體內孔道、控制管路分別與徑向相對裝配于泵的殼體上的兩平衡液缸的油路接口接通，該換向閥的回液口經由端蓋體內孔道與節(jié)流閥的一端口接通，該節(jié)流閥的另一端口經由端蓋的體內孔道與泵的工作泄漏液容腔接通，由此構成本系統(tǒng)的控制回路；該控制回路在工作狀態(tài)下的適時控制狀態(tài)是，分別自液壓動力傳動工作回路中與液壓馬達進、排油口相通的液壓管路引入的工作液至梭閥的兩端接口，經梭閥調控后，由梭閥中間接口輸出壓力控制液，該控制液一路至壓力繼電器，根據該控制液的實際工作壓力相對于壓力繼電器設定的工作液壓力額定值的超、欠狀況自動控制動力電動機的運轉或者停止；該控制液另一路至電磁換向閥，當電磁換向閥受電控換向，則與該閥相通的兩平衡液缸中的工作液壓力狀態(tài)同時轉換，即高壓變低壓、低壓變高壓，變?yōu)楦咭簤毫ζ胶庖焊椎幕钊麠U推動泵的變位定子向變?yōu)榈鸵簤毫顟B(tài)下的平衡液缸的方向移動，直到變?yōu)榈鸵簤浩胶庖焊椎幕钊艿较尬宦葆數南拗仆Ｖ?，移動的速度取決于節(jié)流閥對變?yōu)榈蛪旱钠胶庖焊椎墓ぷ饕夯亓魇┬泄?jié)流強度的大小，當節(jié)流強度大，則移動速度小，與之相應的是液壓馬達的轉換旋轉方向的過程平滑緩慢，當節(jié)流強度小，則移動速度大，與之相應的是液壓馬達的轉換旋轉方向的過程相對迅速。第1章液壓傳動的發(fā)展概況和應用11液壓傳動的發(fā)展概況液壓傳動和氣壓傳動稱為流體傳動，是據17世紀帕斯卡提出的液體靜壓力傳動原理發(fā)展起來的一門新興技術，是工農業(yè)生產中廣為應用的一門技術。當今，流體傳動技術水平的高低已成為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的重要標志。20世紀50年代我國的液壓工業(yè)才開始，液壓元件初用于鍛壓和機床設備上。六十年代有了進一步的發(fā)展，滲透到了各個工業(yè)部門，在工程機械、冶金、機床、汽車等工業(yè)中得到廣泛的應用。如今的液壓系統(tǒng)技術向著高壓、高速、高效率、高集成等方向發(fā)展。同時，新元件的應用、計算機的仿真和優(yōu)化等工作，也取得了卓有的成效。工程機械主要的配套件有動力元件、傳動元件、液壓元件及電器元件等。內燃式柴油發(fā)動機是目前工程機械動力元件基本上都采用的；傳動分為機械傳動、液力機械傳動等。液力機械傳動時現在最普遍使用的。液壓元件主要有泵、缸、密封件和液壓附件等。當前，我國的液壓件也已從低壓到高壓形成系列。我國機械工業(yè)引進并吸收新技術的基礎上，進行研究，獲得了符合國際標準的液壓產品。并進一步的優(yōu)化自己的產業(yè)結構，得到性能更好符合國際標準的產品。國外的工程機械主要配套件的特點是生產歷史悠久、技術成熟、生產集中度高、品牌效應突出。主機和配套件是互相影響、互相促進的。當下，國外工程機械配套件的發(fā)展形勢較好。最近，這些年國外的工程機械有一種趨勢，就是主機的制造企業(yè)逐步向組裝企業(yè)方向發(fā)展，配套件由供應商提供。美國的凱斯、卡特彼勒，瑞典的沃爾沃等是世界上實力最強的主機制造企業(yè)，其配套件的配套能力也是非常強的，數量上也是逐年大幅的增長，配套件主由零部件制造企業(yè)來提供。在科技大爆炸的今天，計算機技術、網絡技術、通信技術等現代信息技術對人類的生產生活產生了前所未有的影響。這也為今后制造業(yè)的發(fā)展，設計方法與制造技術模式的改變指明了方向，為數字化的設計資源與制造資源的遠程共享，提高產品效率奠定了基礎。目前，在液壓領域中，特別是中小企業(yè)在進行液壓傳動系統(tǒng)的設計時，存在零部件種類繁多、系統(tǒng)集成復雜、參考資料缺乏等一系列困難，而遠程設計服務可以解決這些問題。12液壓傳動的特點及在機械行業(yè)中的應用1、液壓傳動的優(yōu)點（1）單位功率的重量輕，即在相同功率輸出的條件下，體積小、重量輕、慣性小、結構緊湊、動態(tài)特性好。（2）可實現較大范圍的無級調速。（3）工作平穩(wěn)、沖擊小、能快速的啟動、制動和頻繁換向。（4）獲得很大的力和轉矩容易。（5）操作方便，調節(jié)簡單，易于實現自動化。（6）易于實現過載保護，安全性好。（7）液壓元件以實現了標準化、系列化和通用化，便于液壓系統(tǒng)的設計、制造和使用。2、液壓系統(tǒng)的缺點（1）液壓系統(tǒng)中存在著泄漏、油液的可壓縮性等，這些都影響運動的傳遞的準確性，不宜用于對傳動比要求精確地場合。（2）液壓油對溫度敏感，因此它的性能會隨溫度的變化而改變。因此，不宜用于問短變化范圍大的場合。（3）工作過程中存在多的能量損失，液壓傳動的效率不高，不宜用于遠距離傳送。（4）液壓元件的制造精度要求較高，制造成本大，故液壓系統(tǒng)的故障較難診斷排除。3液壓系統(tǒng)在機械行業(yè)中的應用工程機械裝載機、推土機、抽油機等。汽車工業(yè)平板車、高空作業(yè)等。機床工業(yè)車床銑、床刨、床磨等。冶金機械軋鋼機控制系統(tǒng)、電爐控制系統(tǒng)等。起重運輸機械起重機、裝卸機械等。鑄造機械加料機、壓鑄機等。第2章液壓傳動的工作原理和組成液壓傳動是以液體為工作介質來傳遞動力（能量）的，它又分為液壓傳動和液力傳動兩種形式。液壓傳動中心戶要是以液體壓力能來進行傳遞動力的，液力傳動主要是以液體動能來傳遞動力。液壓系統(tǒng)是利用液壓泵將原動機的機械能轉換為液體的壓力能，G經各種控制閥、管路和液壓執(zhí)行元件將液體的壓力能轉換成為機械能，來驅動工作機構，實現直線往復運動和會回轉運動。油箱液壓泵溢流閥、節(jié)流閥、換向閥、液壓缸及連接這些元件的油管、接頭等組成了驅動機床工作臺的液壓系統(tǒng)。21工作原理液油在電動機驅動液壓泵的作用下經濾油器從油箱中被吸出，加油后的液油由泵的進油口輸入管路。再經開停閥節(jié)流閥換向閥進入液壓缸，推動活塞而使工作臺左右移動。液壓缸里的油液經換向閥和回油管排回油箱。節(jié)流閥用來調節(jié)工作臺的移動速度。調大節(jié)流閥，進入液壓缸的油量增多，工作臺的移動速度就增大；調小節(jié)流閥，進入液壓缸的油量就減少，工作臺的移動速度減少。故速度是由油量決定的，液壓系統(tǒng)的原理圖見圖2。22液壓系統(tǒng)的基本組成（1）動力元件液壓缸將原動機輸入的機械能轉換為壓力能，向系統(tǒng)提供壓力介質。（2）執(zhí)行元件液壓缸直線運動，輸出力、位移；液壓馬達回轉運動，輸出轉矩轉速。執(zhí)行元件是將介質的壓力能轉換為機械能的能量輸出裝置。（3）控制元件壓力、方向、流量控制的元件。用來控制液壓系統(tǒng)所需的壓力、流量、方向和工作性能，以保證執(zhí)行元件實現各種不同的工作要求。（4）輔助元件油箱、管路、壓力表等。它們對保證液壓系統(tǒng)可靠和穩(wěn)定工作具有非常重要的作用。（5）工作介質液壓油。是傳遞能量的介質。第3章液壓系統(tǒng)工況分析31運動分析、負載分析、負載計算繪制動力滑臺的工作循環(huán)圖，如圖11（A）所示。（A）圖表1BC快進SVLT4101工進252快退SVT1401332液壓缸的確定321液壓缸工作負載的計算（1）工作負載NFW120（2）摩擦阻力靜摩擦阻力UJ20動摩擦阻力I1（3）慣性阻力動力滑臺起動加速，反向起動加速和快退減速制動的加速度的絕對值相等，即V01M/S，T02M/S,故慣性阻力為NTGVGMAF50201/根據以上的計算，可得到液壓缸各階段的各各動作負載，見表1所示，并繪制負載循環(huán)圖，如圖1C所示。表1液壓缸各階段工作負載計算工況計算公式液壓缸負載/N液壓缸推力F/N起動FFG20002222加速FD15001667快進F10001111工進FWFD1300014444反向起動FFG20002222加速FFDA15001667快退FF10001111制動FFDA500556注液壓缸的機械效率取09M322確定缸的內徑和活塞桿的直徑參見課本資料，初選液壓缸的工作壓力為P125105PA。液壓缸的面積由A計算，按機床要求選用A12A2的差動連接液壓缸，液壓缸回油腔的被壓取，并初步選定快進、快退時回油壓力損失MPAPB60。MPA702CMPFBA2MX65/液壓缸的內徑為CMD1493/4/1圓整取標準直徑D95MM，為實現快進與快退速度相等，采用液壓缸差動連接，則D0707D，即D07079567165MM，圓整取標準直徑D71MM。液壓缸實際有效面積計算無桿腔面積A2217084/有桿腔面積D3323計算液壓缸在工作循環(huán)中各個階段的壓力、流量和功率的實際值結果見表3所示。表3液壓缸各工況所需壓力、流量和功率工況負載F/N回油腔壓力P2P2/105PA進油腔壓力P1/105PA輸入流量Q/L/MIN輸入功率P/KW計算公式啟動22220256_加速166772P84_快進快速11112237237033P1FP2A2/A1A2QA1A2V1PP1Q103工進144446B2310200077P1FP2A2/A1QA1V2PP1Q103啟動222202P71_加速166772211_快退快退1111219400750024P1FP2A1/A1QA2V2PP1Q103制動55672P176_第4章擬定液壓系統(tǒng)圖41選擇液壓泵型式和液壓回路由工況圖可知，系統(tǒng)循環(huán)主要由低壓大流量和高壓小流量兩個階段順序組成。從提高系統(tǒng)的效率考慮，選用限壓式變量葉片泵或雙聯葉片泵較好。將兩者進行比較（見表2）故選用雙聯葉片泵較好。表2雙聯葉片泵限壓式變量葉片泵1流量突變時，液壓沖擊取決于溢流閥的性能，一般沖擊較小1流量突變時，定子反應滯后，液壓沖擊大2內部徑向力平衡，壓力平衡，噪聲小，工作性能較好。2內部徑向力不平衡，軸承較大，壓力波動及噪聲較大，工作平衡性差3須配有溢流閥、卸載閥組，系統(tǒng)較復雜3系統(tǒng)較簡單4有溢流損失，系統(tǒng)效率較低，溫升較高4無溢流損失，系統(tǒng)效率較高，溫升較低42選擇液壓回路和液壓系統(tǒng)的合成1、（1）調速回路的選擇由工況圖可知，該液壓系統(tǒng)功率較小，工作負載變化不大，故可選用節(jié)流調速方式。由于鉆孔屬連續(xù)切削且是正負載，故采用進口節(jié)流調速較好。為防止工件鉆通時工作負載突然消失而引起前沖現象，在回油路上加背壓閥（見圖3A）。（2）快速運動回路與速度換接回路的選擇采用液壓缸差動連接實現了快進和快退速度相等。在快進轉工進是，系統(tǒng)流量變化較大，故選用行程閥，使其速度換接平穩(wěn)。從工進轉快退時，回路中通過的流量很大，為保證換向平穩(wěn)，選用電液換向閥的換接回路，換向閥為三位五通閥（見圖3B）。（3）壓力控制回路的選擇由于采用雙泵供油，故用液控順序閥實現低壓大流量泵的卸荷，用溢流閥調整高壓小流量泵的供油壓力。為方便觀察壓力，在液壓泵的出口處，背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設置測壓點（見圖3C）。2、液壓系統(tǒng)的合成在選定的基本回路的基礎上，綜合考慮多種因素得到完整的液壓系統(tǒng)，如圖所示。（1）在液壓換向回路中串入一個單向閥6，將工進時的進油路、回油路隔斷?？山鉀Q滑臺工進時進油路、回油路連通而無壓力的問題。（2）在回油路上串入一個液控順序閥7，以防止油液在快進階段返回油箱，可解決滑臺快速前進時，回油路接通油箱而液壓缸無差動連接問題。（3）在電液換向閥的出口處增設一個單向閥13，可防止機床停止時系統(tǒng)中的油液流回油箱，引起空氣進入系統(tǒng)影響滑臺運動平穩(wěn)性的問題。（4）在調速閥出口處增設一個壓力繼電器，可使系統(tǒng)自動發(fā)出快速退回信號。（5）設置一個多點壓力計開關口12，可方便觀察和調整系統(tǒng)壓力。電磁鐵和行程閥動作順序見表4電磁鐵和行程閥動作順序表4工況元件1YA2YA行程閥壓力繼電器快進工進快退停止圖3A雙聯葉片泵B三位五通電液換向閥C用行程閥控制的換接回路第5章液壓元件的選擇51選擇液壓泵和電機511確定液壓泵的工作壓力、流量（1）液壓泵的工作壓力已確定液壓缸的最大工作壓力為25MPA。在調速閥進口節(jié)流調速回路中，工進是進油管路較復雜，取進油路上的壓力損失30105PA,則小流量泵的P1最高工作壓力為P2530105PA55105PA。1P大流量液壓泵只在快速時向液壓缸供油，由工況圖可知，液壓缸快退時的進油路比較簡單，取其壓力損失為4105PA，則大流量泵的最高工作壓力為PP21941054105235105PA。（2）液壓泵的流量由工況圖可知，進入液壓缸的最大流量在快進時，其值為237L/MIN，最小流量在快退時，其值為0075L/MIN，若取系統(tǒng)泄漏系數K12，則液壓泵最大流量為12237L/MIN2844L/MINQP由于溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/MIN，工進時的流量為02L/MIN，所以小流量泵的流量最小應為32L/MIN。512液壓泵的確定根據以上計算數據，查閱產品目錄，選用相近規(guī)格YYBAA36/6B型雙聯葉片泵。液壓泵電動機功率為由工況圖可知，液壓缸的最大輸出功率出現在快進工況，其值為033KW。此時，泵的輸出壓力應為84105PA，流量為366L/MIN42L/MIN。取泵的總效率P075，則電動機所需功率計算為/QPP2PKW7840有上述計算，可選額定功率為11KW的標準型號的電動機。52輔助元件的選擇根據系統(tǒng)的工作壓力和通過閥的實際流量就可選擇各個閥類元件和輔助元件，其型號可查閱有關液壓手冊。液壓泵選定后，液壓缸在各個階段的進出流量與原定值不同，需重新計算，見表5。表5快進工進快退輸入流量/（L/MIN）287539/4287011AQ201Q4281QP排出流量/（L/MIN）28370/28531120987/20113641/28721A運動速度/（L/MIN）610539/4221AQVP028/12QV0931/43QV53確定管道尺寸由于本液壓系統(tǒng)的液壓缸為差動連接時，油管通油量較大，其實際流量Q約為7528L/MIN1255103M3/S，取允許流速V3M/S。主壓力油管根據公式計算DCVQ20圓整后取D20MM。54確定油箱容積按經驗公式V57，選取油箱容積為VQLVV2546第6章液壓系統(tǒng)的性能驗算61管路系統(tǒng)壓力損失驗算由于有同類型液壓系統(tǒng)的壓力損失值可以參考，故一般不必驗算壓力損失值。下面以工進時的管路壓力損失為例計算如下已知進油管、回油管長約為L5M，油管內徑D20MM，壓力有的密度為9000KG/M3，工作溫度下的運動粘度46M3S。選用LHM32全損耗系統(tǒng)用油，考慮最低溫度為15，右路總的局部阻力系數為72。611判斷液流類型利用下式計算出雷諾數201346203/DVRE為層流。612沿程壓力損失利用公式分別算出進、回油壓力損失，然后相加即得到總的沿程損失。沿程壓力損失P175590004646PA局部壓力損失PVPAI042916/90工進時總的沿程損失為AA87584162液壓系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升驗算本機床的工作時間主要是工進工況，為簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量HP11033109075KW011KW散熱量MVA2210583065K取145當系統(tǒng)達到熱平衡時即HH014512580AHT最高溫度為T154470120120170抽油泵的等級與試壓時的漏失量有關，管式泵不同等級漏失量推薦值見下表間隙等級公稱直徑（MM）試驗壓力（MPA）最大漏失量（L/MIN）3210545111963812553514214414562016455618478920945718780321317023098626178327211693103951031213383552713抽油桿我國生產的抽油桿從級別上分有C、D、K三種級別。C級抽油桿用于輕、中型負荷的抽油機井；D級抽油桿用于中、重負荷的抽油機井；K級抽油桿用于輕、中負荷有腐蝕性的抽油機井。大慶油田使用的抽油桿為C級和D級抽油桿。由于各個抽油桿生產廠家采取的加工工藝不一，使用的加工材料不一，抽油桿的機械性能也各不相同。72抽油泵的工作原理721泵的抽汲過程1、上沖程抽油桿帶動柱塞向上運動，柱塞上的游動凡爾受管柱內液柱的壓力而關閉。此時泵內壓力降低，固定凡爾在環(huán)形空間液柱壓力與泵內壓力之差（即沉沒壓力）的作用下而打開。如果油管內已充滿液體，在井口將排相當于柱塞沖程長度的一段液體，同時泵內吸入液體。造成泵吸入液體的條件是泵內壓力低于沉沒壓力。2、下沖程抽油桿帶動柱塞向下運動，固定凡爾立即關閉，泵內壓力升高到大于柱塞以上液柱壓力時，游動凡爾打開，柱塞下部的液體通過游動凡爾進入柱塞上部，使泵排出液體。所以下沖程是泵向油管排液的過程，條件是泵內壓力高于柱塞以上液柱壓力。722泵的理論排量泵的工作過程由三個基本環(huán)節(jié)組成，即柱塞在泵內讓出容積、井內液體進泵內和從泵內排出液體。理想情況下，柱塞上、下沖程進入和排出的液體體積都等于柱塞讓出的體積V。SFP式中FP柱塞面積，M24DFS光桿沖程MD泵徑M每分鐘排量VMSNFP每日排量SNFQPT14073抽油機懸點載荷的計算抽油在不同抽汲參數下工作時，懸點所承受的載荷是選擇抽油設備及分析設備工作狀況的重要依據。為此了解懸點承受哪些載荷和怎樣計算這些載荷是十分必要的。731懸點承受的載荷1、靜載荷（1）抽油桿柱載荷驢頭帶動抽油桿運動過程中，抽油桿柱的載荷始終作用于驢頭上。但在下沖程時，游動幾爾打開，油管內液體的浮力作用于抽油桿柱上，所以，下沖程中作用在懸點上的抽油桿柱的重力減去液體的浮力，即它在液體中的重力作用在懸點上的載荷。而在上沖程中，游動凡爾關閉，抽油桿柱不受油管內液體浮力的影響，所以上沖程中作用在懸點上的抽油桿柱的載荷是抽油桿在空氣中的重力。上沖程作用在懸點上的抽油桿柱的載荷GLQFWRSR式中WR抽油桿在空氣中的重力，N；G重力加速度，M/S2；FP抽油桿截面積，M2；S抽油桿材料（鋼）的密度，S7850KG/M3；L抽油桿長度M；QR每米抽油桿的質量，KG/M。下沖程作用在懸點上的抽油桿柱的載荷GLQLFWRSPR式中WR抽油桿在空氣中的重力，N；L液體的密度，KG/M3。為了便于計算，我們在表中列出不同直徑抽油桿在空氣中的每米重量。直徑DM截面積（CM2）空氣中每米抽油桿重量（KG/M）16192002851642302225380391307317（2）作用在柱塞上的液柱載荷在上沖程時，由于游動凡爾關閉，液柱載荷作用在柱塞上；而下沖程時，由于游動凡爾打開，液柱載荷作用在油管上，因而懸點只在上沖程承受液柱載荷。GLFWRPL（3）沉沒壓力對懸點載荷的影響上沖程時，在沉沒度壓力的作用下，井內液體克服泵的入口設備的阻力進入泵內，此時液流所具有的壓力稱吸入壓力，此壓力作用在柱塞底部產生向上的載荷PINPIIFFP式中PI吸入壓力PI作用在柱塞底部產生的載荷NPI吸入壓力PAFP柱塞截面積M2PN沉沒壓力PAPI液流通過泵固定凡爾產生的壓力降PA而在下沖程時，吸入閥（固定凡爾）關閉，沉沒壓力對懸點載荷沒有影響。其中，PI的確定比較復雜，計算公式如下20322021791SNFGVFVPPPFI式中VF液體通過固定凡爾閥孔的流速，M/SFP柱塞截面積，M2；F0固定凡爾閥孔截面積，M2；VP柱塞運動速度，M/S；由實驗確定的閥流量系數。對于標準型閥可查圖。但在查圖之前需計算雷諾數NREFVD0RE式中D0固定凡爾閥孔徑，M；VF液流速度，M/S；液體運動粘度，M2/S。（4）井口回壓對懸點載荷的影響液流在地面管線流動阻力所產生的井口回壓對懸點產生附加載荷。其性質與液體產生的載荷相同，特點是上沖程增大懸點載荷，下沖程減小抽油桿柱載荷。上沖程時RPHUNFP下沖程時RD式中PH井口回壓PA由于沉沒壓力和井口回壓在上沖程時產生的懸點載荷變化方向相反，故此在近似計算中將其忽略。2、動載荷（1）慣性載荷抽油機運轉時，驢頭帶抽油桿和液柱做變速運動，因而產生抽油桿和液柱的慣性力。如果忽略抽油桿和液柱的的彈性影響，則可以認為抽油桿和液柱的各點與抽油機懸點運動完全一致，產生的慣性力除與抽油桿和液柱的質量有關外，還與懸點加速度的大小成正比。抽油桿的慣性力IR為ARAGW液柱的慣性力IL為ALLAG式中考慮油管過流斷面變化引起液柱加速度變化的系數RTFPFTF油管過流斷面面積如果結合抽油機懸點運動規(guī)律，最大加速度將發(fā)生的上死點和下死點，其加速度值分別為上死點時12MAXLRS下死點時AXL以此可求得上沖程時抽油桿柱引起的懸點最大慣性載荷IRURSNWLRNSGLRSGWIRRRRU下沖程時液柱引起的懸點最大慣性載荷IRD為1790122LRSNLRSGIRRRD上沖程時液柱引起的懸點最大慣性載荷ILU為1790122LRSNWLRSGILLU下沖程時液柱不隨懸點運動，因而沒有液柱慣性載荷。實際上由于受抽油桿柱和液柱的彈性影響，抽油桿柱和液柱各點的運動與懸點的運動并不相同，所以按上述懸點最大加速度計算的慣性載荷將大于實際數值，在液柱中含氣和沖次較低的情況下，計算點最大載荷時可忽略液柱慣性載荷。（2）振動載荷抽油桿柱作為一彈性體，由于抽油桿柱作變速運動和液柱載荷周期性地作用在抽油桿上，從而引起抽油桿的彈性振動，它所產生的振動載荷也作用于懸點上，其數值與抽油桿的長度、載荷變化周期及抽油機結構有關。在一般情況下的理論計算時，忽略抽油桿柱的振動載荷。3、摩擦載荷抽油機井工作時，作用在懸點上的摩擦載荷受以下五部份的影響（1）抽油桿柱與油管之間的摩擦力在直井內通常不超過抽油桿柱重量的15。（2）柱塞與襯套之間的摩擦力當泵徑不超過70MM時，其值小于1717N。（3）液柱與抽油桿之間的摩擦力除與抽油桿長度和運動速度有關外，主要取決于液體的粘度。（4）液柱與油管之間的摩擦力除與液流速度有關外，主要取決于液體的粘度。（5）流體通過游動凡爾的摩擦力除與固定凡爾的結構有關外，主要取決于液體的粘度。上沖程中作用在懸點上的摩擦載荷主要受（1）（2）及（4）三項影響，其方向是向下，增加懸點載荷。下沖程中作用在懸點上的摩擦載荷主要受（1）（2）（3）及（5）四項影響，其方向是向上，減小懸點載荷。在直井中無論稠油還是稀油，抽油桿柱與油管、柱塞與襯套之間的摩擦力數值都不大，均可忽略，但在稠油井內，液柱摩擦引起的摩擦載荷則是不可忽略的，但對于大慶油田而言，原油的性質不屬于稠油，因而液柱摩擦引起的摩擦載荷可以忽略。4、抽汲過程中的其它載荷一般情況下，抽油桿柱載荷、作用在柱塞上的液柱載荷及慣性載荷是構成懸點載荷的三項基本載荷，在稠油井內的摩擦載荷及大沉沒度井中的沉沒壓力對載荷的影響也是不可忽略的。除上述載荷外，在抽油過程中尚有其它一些載荷，如在低沉沒度井內由于泵的充滿程度差，會發(fā)生柱塞與泵內液面的撞擊，產生較大的沖擊載荷，從而影響懸點載荷。各種原因產生的撞擊，雖然可能會造成較大的懸點載荷，是抽油中的不利因素，但在進行設計計算時尚無法預計，故在計算中都不考慮。732懸點最大、最小載荷1計算懸點最大和最小載荷的一般公式根據對懸點所承受的各種載荷的分析，抽油機工作時，上、下沖程中懸點載荷的組成是不同的。最大載荷發(fā)生在上沖程中，最小載荷發(fā)生在下沖程中，其值分別如下IVUHULRPFIWPMAXVDDLPIN式中PMAX、PMIN懸點最大和最小載荷；WR、WR上、下沖程中作用在懸點上的抽油桿柱載荷；WL作用在柱塞上的液柱載荷；IU、ID上、下沖程中作用在懸點上的慣性載荷；PHU、PHD上、下沖程中井口回壓造成的懸點載荷；FU、FD上、下沖程中的最大摩擦載荷；PV振動載荷；PI上沖程中吸入壓力作用在活塞上產生的載荷。在下泵深度及沉沒度不很大、井口回壓及沖數不甚高的稀油直井內，在計算最大和最小載荷時，通?？梢院雎訮V、FU、FD、PHU、PII及液柱慣性載荷。此時可得LRSNWPRLR17902MAXLLGQRR2IN如果按將抽油機懸點運動規(guī)律簡化為簡諧運動時，則可忽略R/L的影響。2、計算懸點最大載荷的其它公式抽油桿在井下工作時，受力情況是相當復雜的，所有用來計算懸點最大載荷的公式都只能得到近似的結果?，F將國內外所用的一些比較簡便的公式列在下面，供計算時參考公式1371MAXSNWPLR公式9022AXLR公式LRSNBPRL1723MAX公式9024AXWRL公式1725MAXSNPLR公式可用于一般井深及低沖數油井。公式是式的另一種表達形式，本質上是完LRSNWPRLR17902MAX全相同的。公式、和V都是把懸點運動簡化為簡諧運動，取RL0。公式只考慮了抽油桿柱產生的慣性載荷，公式和V同時考慮了抽油桿柱和液柱的慣性載荷?？紤]到摩擦力的影響，在公式和工中的液柱載荷采用W即作用在柱塞整個截面積上的液柱載荷，而公式V中采用W1即作用在柱塞環(huán)形面積人一人上的液柱載荷。所以，公式V的計算結果較公式小。74抽油機平衡、扭矩與功率計算741抽油機平衡計算如果抽油機沒有平衡塊，當電動機帶動抽油機運轉時，由于上沖程中懸點承受著最大載荷，所以電動機必須作很大的功才能使驢頭上行；而下沖程中，抽油桿在其自重作用下克服浮力下行，這時電動機不僅不需要對外作功，反而接受外來的能量作負功。這就造成了抽油機在上下沖程中的不平衡。抽油機不平衡造成的后果是（1）上沖程中電動機承受著極大的負荷，下沖程中抽油機反而帶著電動機運轉，從而造成功率的浪費，降低電動機的效率和壽命O（2）由于負荷極不均勻，會使抽油機發(fā)生激烈振動，而影響抽油裝置的壽命。（3）會破壞曲柄旋轉速度的均勻性，而影響抽油桿和泵的正常工作。因此，抽油機必須采用平衡裝置。1、平衡原理抽油機運轉不平衡，是因為上、下沖程中懸點載荷不同，造成電動機在上、下沖程中所作的功不相等。要使抽油機在乎衡條件下運轉，就應使電動機在上、下沖程中都作正功在下沖程中把能量儲存起來；在上沖程中利用儲存的能量來幫助電動機作功。下面我們用一個最簡單的機械平衡方式，來說明這種可能性和達到平衡的基本條件。在抽油機后梁上加一重物，在下沖程中讓抽油桿自重和電動機一起對重物作功，則MDWA式中AW下沖程中抽油桿自重和電機對重物物所作的功，即重物儲存的功；AD抽油桿柱對重物所作的功，即懸點在下沖程中作的功；AMD電動機在下沖程中對重物作的功，即電動機在下沖程中作的功。由上式可得DWMDA在上沖程中，將重物儲存的能量釋放出來和電動機一起對懸點作功，則WUMUWU,_式中AU上沖程中懸點作的功；AMU上沖程中電動機作的功。要使抽油機平衡，應該讓電動機在上、下沖程中作的功相等，即MUD所以WUDWA為了達到平衡，在下沖程需要對重物作的功和上沖程中需要重物釋放的能量的關系應為2DUWA上式說明為了使抽油機平衡運轉，在下沖程中需要儲存的能量應該是懸點在上、下沖程中所作功之和的一半。上式是進行平衡計算的基本公式。2、平衡方式為了把下沖程中抽油桿自重作的功和電動機輸出的能量儲存起來，可以采用不同的平衡方式。目前采用的主要有氣動平衡和機械平衡。（1）氣動平衡下沖程中通過游梁帶動活塞壓縮氣包中的氣體，把下沖程所作的功儲存起來并轉變?yōu)闅怏w的壓縮能。上沖程中被壓縮的氣體膨脹，將儲存的壓縮能轉換成膨脹能幫助電動機作功。氣動平衡多用于大型抽油機。這種平衡方式不僅可以大量節(jié)約鋼材，而且可以改善抽油機的受力情況，但平衡系統(tǒng)的加工制造質量要求高。中通過游梁帶動的活塞壓縮氣包中的氣體，把下沖程中作的功儲存起來并（2）機械平衡在下沖程中，以增加平衡塊的位能來儲存能量；在上沖程時平衡重降低位能，來幫助電動機作功。平衡方式主要有三種游梁平衡在游梁尾部加平衡重，適用于小型抽油機；曲柄平衡（旋轉平衡）平衡重加在曲柄上，這種平衡方式便于調節(jié)，并可避免在游梁上造成過大的慣性力，適合于大型抽油機；復合平衡在游梁尾部和曲柄上都有平衡重，是上述兩種平衡方式的組合，多用于中型抽油機。3、平衡計算抽油機平衡的條件是在一個抽汲循環(huán)中，重物在下沖程中儲存的能量或上沖程幫助電機所做的功，應等于上沖程和下沖程懸點作功之和的一半。上沖程懸點所作的功SWALRU/下沖程懸點所作的功SWARD/代入公式則得SLRDUW212/742電機的選擇與功率計算式中HPH水力功率，KW；Q油井日產量，TD；QT泵的理論排量，MD；1抽汲液體的密度，KGM3；泵效；L有效提升高度，即動液面深度，M。光桿功率就是通過光桿來提升液體和克服井下損耗所需要的功率。要準確地計算光桿功率，必須根據實測示功圖計算，即106LASNCHPR式中HPPR一光桿功率，KW；A示功圖載荷線包圍的面積，CM2；N數，RAIN”；S光桿沖程，M；L示長度，MM；C動力儀力比，NMM。上式可算得的光桿功率為平均功率線，如前所述，根據示功圖繪制扭矩曲線，亦可準確地求得光桿平均功率。下面的公式可近似地計算光桿功率；106SNWHPLR式中按柱塞截面積計算的液柱載荷，N；LS一光桿沖程，M；N沖數，MIN1。上式是以不考慮抽油桿柱和油管柱彈性變形的理論示功圖為基礎。這里近似地認為，它的面積與考慮變形和慣性載荷后的理論示功圖的面積是相等的，并忽略了摩擦載荷的影響。顯然，對于摩擦載荷大的井，計算結果將會偏小。根據油井產量計算得的水力功率，是實際作功的有效功率，它小于光桿功率。它們之差反映了井下摩擦、桿柱振動、慣性以及泵漏失等因素引起的功率損失。而光桿功率除以抽油機效率除嚴重的低負荷運轉外，一般可取08即可求得需要電動機輸出的平均功率。75泵效的計算在抽油井生產過程中，實際產量Q一般都比理論產量QT要低，兩者的比值叫泵效，用表示，即T在正常情況下，若泵效為07O8，就認為泵的工作狀況是良好的。有些帶噴井的泵效可能接近或大于L。礦場實踐表明，平均泵效大都低于07，甚至有的油井泵效低于03。影響泵效的因素很多，但從深井泵工作的三個基本環(huán)節(jié)柱塞讓出體積，液體進泵，液體從泵內排出來看，可歸結為以下三個方面1抽油桿柱和油管柱的彈性伸縮。根據深井泵的工作特點，抽油桿柱和油管柱在工作過程中因承受著交變載荷而發(fā)生彈性伸縮，使柱塞沖程小于光桿沖程，所以減小了柱塞讓出的體積。2氣體和充不滿的影響。當泵內吸人氣液混合物后，氣體占據了柱塞讓出的部分空間，或者當泵的排量大于油層供油能力時液體來不及進入泵內，都會使進入泵內的液量減少。3漏失影響。柱塞與襯套的間隙及閥和其它連接部件間的漏失都會使實際排量減少。只要保證泵的制造質量和裝配質量，在下泵后一定時期內，漏失的影響是不大的。但當液體有腐蝕性或含砂時，將會由于對泵的腐蝕和磨損使漏失迅速增加。泵內結蠟和沉砂都會使閥關閉不嚴，甚至被卡，從而嚴重破壞泵的工作。在這些情況下，除改善泵的結構、提高泵的抗磨蝕性能外，主要是采取防砂及防蠟措施，以及定期檢泵來維持泵的正常工作。實際產液量可寫為SNFQP140從上述三方面出發(fā)，泵效的一般表達式可寫為B1式中考慮抽油桿柱和油管柱彈性伸縮后的柱塞沖程與光桿沖程之比，SP表示桿、管彈性伸縮對泵效的影響；進入泵內的液體體積與柱塞讓出的泵內體積之比，表示泵的充滿活液V程度；泵漏失對泵效影響的漏失系數；1由于泵效是以地面產出液的體積計算，則是考慮地面原油脫BB氣引起體積收縮對泵效計算的影響。為吸人條件下被抽汲液1體的體積系數。為了對影響泵效的因素進行定量計算和分析，下面分別討論柱塞沖程、充滿系數及漏失的計算。751柱塞沖程一般情況下，柱塞沖程小于光桿沖程，它是造成泵效小于1的重要因素。抽油桿柱和油管柱的彈性伸縮愈大，柱塞沖程與光桿沖程的差別也愈大，泵效就愈低。抽油桿柱所受的載荷不同，則伸縮變形的大小不同。如前所述，抽油桿柱所承受的載荷主要有抽油桿柱及液柱載荷總稱靜載荷；抽油桿柱和液柱的慣性載荷及抽油桿柱的振動載荷總稱動載荷。下面就分別分析由這些載荷作用所引起的抽油桿柱及油管的彈性變形，以及對柱塞沖程的影響。由于作用在柱塞上的液柱載荷在上、下沖程中交替地分別由油管轉移到抽油桿柱和由抽油桿柱轉移到油管，從而引起桿柱和管柱交替地增載和減載，使桿柱和管柱發(fā)生交替地伸長和縮短。當驢頭開始上行時，游動閥關閉，液柱載荷作用在柱塞上，使抽油桿發(fā)生彈性伸長。因此，柱塞尚未發(fā)生移動時，懸點這一段距離即為抽油桿柱的伸長，用R表示當懸點繼續(xù)運動時，油管要卸去載荷要縮短一段距離。此時，柱塞與泵筒之間沒有相對位移。這段縮短距離使懸點增加了一段無效位移。用T表示。所以，吸入閥仍然是關閉的。當驢頭繼續(xù)上行時，柱塞才開始與泵筒發(fā)生相對位移