毕业设计液压抽油机设计

1、液压抽油机设计液压抽油机设计 摘摘 要要 一种液压传动式石油开采抽油机，由包括液压泵、马达、控制阀、管路辅件在内的液压 元件及相关机械零件装配组连为一个整体构成液压传动部件，通过其中的液压传动部件中的 液压马达传动轮的轮面式或者齿式或者槽式传动结构与相对应的一端与采油油井的抽油泵连 接杆相接的带式或者链式或者绳索式柔性传动件相配合，构成该机的往复工作机构。 通过由机、电、液元器件装配组连所构成的工作冲程和冲次调整控制系统来调整和控制 该机往复工作机构，牵引石油油井的抽油泵按设定的冲程和冲次连续往复工作。电动机的动 力输出轴端与液压泵的转子轴端直接或者经由连轴构件实现配合连接，经由液压控制阀、工

2、 作液过滤器、管路、附件将工作液容箱和液压泵之间组连成液压控制和工作回路，构成该液 压传动部件的液压动力源部分。 一种滑块式盘传动低速大扭矩液压马达的传动盘的外周直接装配轮面备有与绳或者带或 者链式柔性传动件相对应配合的传动结构的传动轮，即构成该部件的动力转换和传动部分。 其特点是:结构简单,制造、使用、维护成本低，明显节能。 关键词：液压泵 1，液容箱 2，控制阀 3，传动轮 4 hydraulic pumping unit design abstract a hydraulic drive type oil pumping unit, by including hydraulic pump

3、s, motors, control valves, piping accessories, including hydraulic components and mechanical parts associated with the assembly as a whole constitutes a group of hydraulic components, through which the hydraulic parts of the hydraulic motor drive wheel or gear wheel surface, or trough-type structure

4、 corresponding to the transmission side and the oil wells pump connecting rod connecting the belt or chain or rope-style flexible transmission parts matched to form reciprocating machine working bodies. through the mechanical, electrical, hydraulic components, the assembly constituted by the work gr

5、oup with stroke and rushed revision control system to adjust and control the aircraft reciprocating body traction pump oil wells set by the stroke and the rushing back and forth consecutive working . motor power output shaft and the pump rotor shaft directly or through a coupling component to achiev

6、e with the connection, via the hydraulic control valve, the working fluid filters, piping, accessories will be the working fluid between the tank and pump together into groups and work- loop hydraulic control, hydraulic components that make up the hydraulic power source part. one kind of slider-styl

7、e disk drive low speed high torque hydraulic motor drive plate assembly wheel peripheral surface with a direct and flexible rope or belt or chain drive transmission parts corresponding with the structure of the drive wheel, which constitute the components of the power conversion and transmission par

8、ts. it features: simple structure, manufacture, use, maintenance costs low, clear energy. key words： hydraulic pump 1, the tank liquid 2, the control valve 3, wheel drive 4 目目 录录 前前言言.7 第第 1 章章 液压传动的发展概况和应用液压传动的发展概况和应用.10 1.1 液压传动的发展概况.10 1.2 液压传动的特点及在机械行业中的应用.11 第第 2 章章 液压传动的工作原理和组成液压传动的工作原理和组成.12

9、2.1 工作原理.12 2.2 液压系统的基本组成.12 第第 3 章章 液压系统工况分析液压系统工况分析.13 3.1 运动分析、负载分析、负载计算.13 3.2 液压缸的确定.14 3.2.1 液压缸工作负载的计算液压缸工作负载的计算.15 3.2.2 确定缸的内径和活塞杆的直径确定缸的内径和活塞杆的直径.15 3.2.3 计算液压缸在工作循环中各个阶段的压力、流量和功率的实际值计算液压缸在工作循环中各个阶段的压力、流量和功率的实际值.16 第第 4 章章 拟定液压系统图拟定液压系统图.17 4.1 选择液压泵型式和液压回路.17 4.2 选择液压回路和液压系统的合成.17 第第 5 章章

10、 液压元件的选择液压元件的选择.20 5.1 选择液压泵和电机.20 5.1.1 确定液压泵的工作压力、流量确定液压泵的工作压力、流量.20 5.1.2 液压泵的确定液压泵的确定.21 5.2 辅助元件的选择.21 5.3 确定管道尺寸.22 5.4 确定油箱容积.22 第第 6 6 章章 液压系统的性能验算液压系统的性能验算.22 6.1 管路系统压力损失验算.22 6.1.1 判断液流类型判断液流类型.22 6.1.2 沿程压力损失沿程压力损失.22 6.2 液压系统的发热与温升验算.23 第第 7 章章 抽油机抽油机深井泵抽油装置及基础理论计算深井泵抽油装置及基础理论计算.24 7.1

11、抽油机抽油机深井泵抽油装置深井泵抽油装置.24 7.1.1 抽油机.24 7.1.2 抽油泵.26 7.1.3 抽油杆.28 7.2 抽油泵的工作原理抽油泵的工作原理.28 7.2.1 泵的抽汲过程.28 7.2.2 泵的理论排量.29 7.3 抽油机悬点载荷的计算抽油机悬点载荷的计算.30 7.3.1 悬点承受的载荷.30 7.3.2 悬点最大、最小载荷.37 7.4 抽油机平衡、扭矩与功率计算.39 7.4.1 抽油机平衡计算.39 7.4.2 电机的选择与功率计算.42 7.5 泵效的计算.44 7.5.1 柱塞冲程.46 7.5.2 泵的充满程度.49 7.5.3 提高泵效的措施.51

12、 第第 8 8 章章 抽油机井系统效率及节能技术抽油机井系统效率及节能技术.53 8.1 系统效率系统效率.53 8.1.1 系统效率的影响因素.56 8.1.2 提高系统效率的方法.58 8.2 抽油机井节能技术抽油机井节能技术.59 8.2.1 抽油机的电能消耗的特点.59 8.2.2 节能技术.60 附表附表.65 前言 一种液压传动式石油开采抽油机，由包括液压泵、马达、控制阀、管路辅件在内 的液压元件及相关机械零件装配组连为一个整体构成液压传动部件，该部件与底 座、支架及其连接构件装配组合构成的机架部分一道构成该机的主体结构，通过 其中的液压传动部件中的液压马达传动轮的轮面式或者齿式或

13、者槽式传动结构与 相对应的一端与采油油井的抽油泵连接杆相接的带式或者链式或者绳索式柔性传 动件相配合，构成该机的往复工作机构，通过由机、电、液元器件装配组连所构 成的工作冲程和冲次调整控制系统来调整和控制该机往复工作机构牵引石油油井 的抽油泵按设定的冲程和冲次连续往复工作，其特征是:通过连接底座将一种滑块 式具有变排量、变流向结构和功能的液压泵与相匹配的动力电动机装配组合，电 动机的动力输出轴端与液压泵的转子轴端直接或者经由连轴构件实现配合连接， 工作液容箱安装于连接底座的上部，经由液压控制阀、工作液过滤器、管路、附 件将工作液容箱和液压泵之间组连成液压控制和工作回路，构成该液压传动部件 的液

14、压动力源部分；于一种滑块式盘传动低速大扭矩液压马达的传动盘的外周直 接装配轮面制备有与绳或者带或者链式柔性传动件相对应配合的传动结构的传动 轮，即构成该部件的动力转换和传动部分；将此两个部分安装于装配有升降导向 轮、配置有用于安放由数块配重块叠加组合构成的组合体托架的架体之上，通过 液压管路沟通这两部分之间的液压回路，即构成该传动部件的完整结构；在其内 部结构中，所采用的液压泵是一个由变量、换向液压泵与组合配流阀一体化的泵、 阀组合体，其组合配流阀的具体结构是，于泵的壳体的体内沿壳体内腔轴心线方 向平行设置有两阀腔，两阀腔的中部，各有一径向通液孔与壳体内腔沟通，与工 作液进、回液管路相接的进、

15、回油口沿水平方向、平行、并列、垂直于两阀腔轴 线的方向设置于阀腔壁的外部，两油口的底孔分别将两阀腔垂直交汇贯通，阀腔 的内置件的构成及由内向外的装配顺序依次是，由内阀体、内阀芯、内压缩弹簧、 内腔依次装配中心阀芯和外压缩弹簧再由限位卡环限定的中间阀体和外端部设置 有液压管路接口的外阀体构成；该组合配流阀在泵的工作过程中的配流规律是， 当一阀腔的径向通液孔沟通的是泵的吸液工作腔，则该阀腔的内阀芯被吸外移， 开通进液油口与该吸液工作腔的液流通道，中间阀体连同内腔处于关闭状态的中 心阀芯一道整体被吸内移，开通回液油口经由外阀体的径向通液孔和外端管路接 口与所连接管路之间的通道；与此同步，另一阀腔的径

16、向通液孔沟通的必定是泵 的排液工作腔，此时该阀腔的内阀芯关闭、中间阀体封闭外阀体的径向通液孔， 即进、回液油口与泵工作腔的通路同时关闭，中间阀体内腔的中心阀芯被工作液 推动外移，开通泵的排液工作腔与外阀体外端的管路接口所连接管路之间的通路； 该泵的工作液排量和流向的变换是通过其体内变位定子零件的轴心线相对于转子 回转轴线的径向位移量的变化实现的，即，径向位移量增大，则排量增大，径向 位移量减小，则排量减小，径向位移由转子回转轴线的一侧移动至另一侧，则该 泵改变工作液流向；变位定子的径向位移是通过径向相对装配于该泵的壳体上的 两只平衡液缸的活塞杆受到控制液交替往复推动实现的，位移量值的确定，即泵

17、 工作排量的调定是通过调整液缸盖上的限位螺钉限定活塞复位位置来实现的，平 衡液缸的液压动力是由液压系统中的控制回路提供的；在总体上，液压传动部件 的整个液压系统是一个开式泵控马达容积调速及换向的液压系统，由液压动力传 动工作回路和液压控制回路两部分构成；液压动力传动工作回路的基本构成是， 工作液自工作液容箱经由供液管路、进液油口、组合配流阀进入液压泵的工作腔 加压后，再经由组合配流阀、液压管路进入液压马达的工作腔，驱动马达旋转后， 再经由液压管路、组合配流阀、工作液回液油口、工作液回液管路、回液过滤器 过滤后返回工作液容箱，完成整个工作循环；液压控制回路的基本构成是，于泵 的端盖上装配有工作液

18、压力继电器、手动节流阀和二位四通电磁换向阀，端盖的 体内设置有阀腔、装配有梭阀芯、预制有相关通液孔道、设置有两端和中间这三 个油口构成梭阀结构，经由控制管路将组合配流阀的两只外阀体外端管路接口处 分别与梭阀两端油口接通，梭阀的中间油口经由端盖的体内孔道分别与压力继电 器的控制液接口和电磁换向阀进液口接通，该换向阀的两控制液油口经由盖体体 内孔道、控制管路分别与径向相对装配于泵的壳体上的两平衡液缸的油路接口接 通，该换向阀的回液口经由端盖体内孔道与节流阀的一端口接通，该节流阀的另 一端口经由端盖的体内孔道与泵的工作泄漏液容腔接通，由此构成本系统的控制 回路；该控制回路在工作状态下的适时控制状态是

19、，分别自液压动力传动工作回 路中与液压马达进、排油口相通的液压管路引入的工作液至梭阀的两端接口，经 梭阀调控后，由梭阀中间接口输出压力控制液，该控制液一路至压力继电器，根 据该控制液的实际工作压力相对于压力继电器设定的工作液压力额定值的超、欠 状况自动控制动力电动机的运转或者停止；该控制液另一路至电磁换向阀，当电 磁换向阀受电控换向，则与该阀相通的两平衡液缸中的工作液压力状态同时转换， 即高压变低压、低压变高压，变为高液压力平衡液缸的活塞杆推动泵的变位定子 向变为低液压力状态下的平衡液缸的方向移动，直到变为低液压平衡液缸的活塞 受到限位螺钉的限制停止，移动的速度取决于节流阀对变为低压的平衡液缸

20、的工 作液回流施行节流强度的大小，当节流强度大，则移动速度小，与之相应的是液 压马达的转换旋转方向的过程平滑缓慢，当节流强度小，则移动速度大，与之相 应的是液压马达的转换旋转方向的过程相对迅速。 第 1 章 液压传动的发展概况和应用 1.1 液压传动的发展概况 液压传动和气压传动称为流体传动，是据 17 世纪帕斯卡提出的液体静压力传 动原理发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。当今， 流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。 20 世纪 50 年代我国的液压工业才开始，液压元件初用于锻压和机床设备上。 六十年代有了进一步的发展，渗透到了各个工业部门，在工

21、程机械、冶金、机床、 汽车等工业中得到广泛的应用。如今的液压系统技术向着高压、高速、高效率、 高集成等方向发展。同时，新元件的应用、计算机的仿真和优化等工作，也取得 了卓有的成效。 工程机械主要的配套件有动力元件、传动元件、液压元件及电器元件等。内 燃式柴油发动机是目前工程机械动力元件基本上都采用的；传动分为机械传动、 液力机械传动等。液力机械传动时现在最普遍使用的。液压元件主要有泵、缸、 密封件和液压附件等。 当前，我国的液压件也已从低压到高压形成系列。我国机械工业引进并吸收 新技术的基础上，进行研究，获得了符合国际标准的液压产品。并进一步的优化 自己的产业结构，得到性能更好符合国际标准的产

22、品。国外的工程机械主要配套 件的特点是生产历史悠久、技术成熟、生产集中度高、品牌效应突出。主机和配 套件是互相影响、互相促进的。当下，国外工程机械配套件的发展形势较好。 最近，这些年国外的工程机械有一种趋势，就是：主机的制造企业逐步向组 装企业方向发展，配套件由供应商提供。美国的凯斯、卡特彼勒，瑞典的沃尔沃 等是世界上实力最强的主机制造企业，其配套件的配套能力也是非常强的，数量 上也是逐年大幅的增长，配套件主由零部件制造企业来提供。 在科技大爆炸的今天，计算机技术、网络技术、通信技术等现代信息技术对 人类的生产生活产生了前所未有的影响。这也为今后制造业的发展，设计方法与 制造技术模式的改变指明

23、了方向，为数字化的设计资源与制造资源的远程共享， 提高产品效率奠定了基础。目前，在液压领域中，特别是中小企业在进行液压传 动系统的设计时，存在零部件种类繁多、系统集成复杂、参考资料缺乏等一系列 困难，而远程设计服务可以解决这些问题。 1.2 液压传动的特点及在机械行业中的应用 1、液压传动的优点： （1）单位功率的重量轻，即在相同功率输出的条件下，体积小、重量轻、惯 性小、结构紧凑、动态特性好。 （2）可实现较大范围的无级调速。 （3）工作平稳、冲击小、能快速的启动、制动和频繁换向。 （4）获得很大的力和转矩容易。 （5）操作方便，调节简单，易于实现自动化。 （6）易于实现过载保护，安全性好。

24、 （7）液压元件以实现了标准化、系列化和通用化，便于液压系统的设计、制 造和使用。 2、液压系统的缺点： （1）液压系统中存在着泄漏、油液的可压缩性等，这些都影响运动的传递的 准确性，不宜用于对传动比要求精确地场合。 （2）液压油对温度敏感，因此它的性能会随温度的变化而改变。因此，不宜 用于问短变化范围大的场合。 （3）工作过程中存在多的能量损失，液压传动的效率不高，不宜用于远距离 传送。 （4）液压元件的制造精度要求较高，制造成本大，故液压系统的故障较难诊 断排除。 3 液压系统在机械行业中的应用： 工程机械装载机、推土机、抽油机等。 汽车工业平板车、高空作业等。 机床工业车床铣、床刨、床磨

25、等。 冶金机械轧钢机控制系统、电炉控制系统等。 起重运输机械起重机、装卸机械等。 铸造机械加料机、压铸机等。 第 2 章 液压传动的工作原理和组成 液压传动是以液体为工作介质来传递动力（能量）的，它又分为液压传动和 液力传动两种形式。液压传动中心户要是以液体压力能来进行传递动力的，液力 传动主要是以液体动能来传递动力。液压系统是利用液压泵将原动机的机械能转 换为液体的压力能，g 经各种控制阀、管路和液压执行元件将液体的压力能转换 成为机械能，来驱动工作机构，实现直线往复运动和会回转运动。油箱液压泵溢 流阀、节流阀、换向阀、液压缸及连接这些元件的油管、接头等组成了驱动机床 工作台的液压系统。 2

26、.1 工作原理 液油在电动机驱动液压泵的作用下经滤油器从油箱中被吸出，加油后的液油 由泵的进油口输入管路。再经开停阀节流阀换向阀进入液压缸，推动活塞而使工 作台左右移动。液压缸里的油液经换向阀和回油管排回油箱。 节流阀用来调节工作台的移动速度。调大节流阀，进入液压缸的油量增多， 工作台的移动速度就增大；调小节流阀，进入液压缸的油量就减少，工作台的移 动速度减少。故速度是由油量决定的，液压系统的原理图见图 2。 2.2 液压系统的基本组成 （1）动力元件：液压缸将原动机输入的机械能转换为压力能，向系统提 供压力介质。 （2）执行元件：液压缸直线运动，输出力、位移；液压马达回转运 动，输出转矩 转

27、速。执行元件是将介质的压力能转换为机械能的能量输出装置。 （3）控制元件：压力、方向、流量控制的元件。用来控制液压系统所需的压 力、流量、方向和工作性能，以保证执行元件实现各种不同的工作要求。 （4）辅助元件：油箱、管路、压力表等。它们对保证液压系统可靠和稳定工 作具有非常重要的作用。 （5）工作介质：液压油。是传递能量的介质。 第 3 章 液压系统工况分析 3.1 运动分析、负载分析、负载计算 绘制动力滑台的工作循环图，如图 1-1（a）所示。 （a） 图表图表 1 (b) (c) 快进ss v l t 4 1 . 0 4 . 0 1 1 1 工进ss v l t 25 0004 . 0 0

28、1 . 0 2 2 2 快退 ss v tt t 1 . 4 1 . 0 41 . 0 1 21 3 3.2 液压缸的确定 3.2.1 液压缸工作负载的计算液压缸工作负载的计算 （1）工作负载： n fw 12000 （2）摩擦阻力： 静摩擦阻力nn fuj 2000100002 . 0 动摩擦阻力nn fui 1000100001 . 0 （3）惯性阻力动力滑台起动加速，反向起动加速和快退减速制动的加速度 的绝对值相等，即v=0.1m/s，t=0.2m/s,故惯性阻力为： ntgvgma fa 500)2 . 010() 1 . 010000(/ 根据以上的计算，可得到液压缸各阶段的各各动作

29、负载，见表 1 所示，并绘 制负载循环图，如图 1-c 所示。 表 1 液压缸各阶段工作负载计算 工况计算公式液压缸负载/n液压缸推力 f/n 起动 ffg f 2 0002 222 加速f ffdfg 1 5001 667 快进 ffd f 1 0001 111 工进f= + fwffd 13 00014 444 反向起动f =f fg 2 0002 222 加速f = + ffdfa 1 5001 667 快退f =f fd 1 0001 111 制动f = ffdfa 500556 注：液压缸的机械效率取=0.9 m 3.2.2 确定缸的内径和活塞杆的直径确定缸的内径和活塞杆的直径 参见

30、课本资料，初选液压缸的工作压力为 p1=25105 pa。 液压缸的面积由 a=计算，按机床要求选用 a1=2a2 的差动连接液压缸，液压 缸回油腔的被压取，并初步选定快进、快退时回油压力损失mpa pb 6 . 0 。mpa p 7 . 0 2 cmpf b a 2 max 65.65/ 液压缸的内径为： cmcmd a 14 . 9 14 . 3 /65.654/4 1 圆整取标准直径 d=95mm，为实现快进与快退速度相等，采用液压缸差动连接， 则 d=0.707d，即 d=0.707 95=67.165mm，圆整取标准直径 d=71mm。 液压缸实际有效面积计算 无杆腔面积 mmda

31、22 1 708004/ 有杆腔面积 mmda 22 2 313004/ 3.2.3 计算液压缸在工作循环中各个阶段的压力、流量和功率的实际值计算液压缸在工作循环中各个阶段的压力、流量和功率的实际值 结果见表 3 所示。 表 3 液压缸各工况所需压力、流量和功率 工况负载 f/n 回油腔压 力 p2 ( p2)/ (105 pa) 进油腔 压力 p1/(105 pa) 输入流量 q/(l/min) 输入功 率 p/kw 计算公式 启 动 2 222 0 2 p 5.6_ 加 速 1 667 7 2 p 8.4_快 进 快 速 1 111 7 2 p 23.723.70.33 p1=(f+p2

32、a2)/(a1 -a2) q=(a1 -a2)v1 p=p1 q10-3 工进14 444 6 pb 23.10.20.0077p1=(f+p2 a2)/ a1 q= a1v2 p= p1q10-3 启 动 2 222 0 2 p 7.1_ 加 速 1 667 7 2 p 21.1_快 退 快 退 1 111 7 2 p 19.40.0750.024 p1=(f+p2 a1)/ a1 q= a2v2 p=p1q10-3 制 动 556 7 2 p 17.6_ 第 4 章 拟定液压系统图 4.1 选择液压泵型式和液压回路 由工况图可知，系统循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段顺序组成。 从提

33、高系统的效率考虑，选用限压式变量叶片泵或双联叶片泵较好。将两者进行 比较（见表 2）故选用双联叶片泵较好。 表 2 双联叶片泵限压式变量叶片泵 1流量突变时，液压冲击取决于 溢流阀的性能，一般冲击较小 1流量突变时，定子反应滞后，液 压冲击大 2 内部径向力平衡，压力平衡，噪 声小，工作性能较好。 2内部径向力不平衡，轴承较大， 压力波动及噪声较大，工作平衡性 差 3须配有溢流阀、卸载阀组，系 统较复杂 3系统较简单 4有溢流损失，系统效率较低， 温升较高 4无溢流损失，系统效率较高，温 升较低 4.2 选择液压回路和液压系统的合成 1、 （1）调速回路的选择 由工况图可知，该液压系统功率较小

34、，工作负载变化不大，故可选用节流调 速方式。由于钻孔属连续切削且是正负载，故采用进口节流调速较好。为防止工 件钻通时工作负载突然消失而引起前冲现象，在回油路上加背压阀（见图 3-a） 。 （2）快速运动回路与速度换接回路的选择 采用液压缸差动连接实现了快进和快退速度相等。在快进转工进是，系统流 量变化较大，故选用行程阀，使其速度换接平稳。从工进转快退时，回路中通过 的流量很大，为保证换向平稳，选用电液换向阀的换接回路，换向阀为三位五通 阀（见图 3-b） 。 （3）压力控制回路的选择 由于采用双泵供油，故用液控顺序阀实现低压大流量泵的卸荷，用溢流阀调 整高压小流量泵的供油压力。为方便观察压力，

35、在液压泵的出口处，背压阀和液 压缸无杆腔进口处设置测压点（见图 3-c） 。 2、液压系统的合成 在选定的基本回路的基础上，综合考虑多种因素得到完整的液压系统，如图 所示。 （1）在液压换向回路中串入一个单向阀 6，将工进时的进油路、回油路隔断。 可解决滑台工进时进油路、回油路连通而无压力的问题。 （2）在回油路上串入一个液控顺序阀 7，以防止油液在快进阶段返回油箱， 可解决滑台快速前进时，回油路接通油箱而液压缸无差动连接问题。 （3）在电液换向阀的出口处增设一个单向阀 13，可防止机床停止时系统中 的油液流回油箱，引起空气进入系统影响滑台运动 平稳性的问题。 （4）在调速阀出口处增设一个压力

36、继电器，可使系统自动发出快速退回信号。 （5）设置一个多点压力计开关口 12，可方便观察和调整系统压力。电磁铁 和行程阀动作顺序见表 4 电磁铁和行程阀动作顺序表 4 工况 元 件 1ya2ya行程阀压力继电器 快进+- 工进+-+ 快退-+- 停止- 图 3 a 双联叶片泵 b 三位五通电液换向阀 c 用行程阀控制的换接回 路 第 5 章 液压元件的选择 5.1 选择液压泵和电机 5.1.1 确定液压泵的工作压力、流量确定液压泵的工作压力、流量 （1）液压泵的工作压力 已确定液压缸的最大工作压力为 2.5 mpa。在调速阀进口节流调速回路中， 工进是进油管路较复杂，取进油路上的压力损失301

37、05 pa,则小流量泵的p 1 最高工作压力为 p=(25+30)105 pa =55105 pa 。 1p 大流量液压泵只在快速时向液压缸供油，由工况图可知，液压缸快退时的进 油路比较简单，取其压力损失为 4105 pa，则大流量泵的最高工作压力为 pp2=(19.4105+4105) =23.5105 pa。 （2）液压泵的流量 由工况图可知，进入液压缸的最大流量在快进时，其值为 23.7l/min ，最小 流量在快退时，其值为 0.075 l/min，若取系统泄漏系数 k=1.2，则液压泵最大流 量为=1.223.7 l/min=28.44 l/min qp 由于溢流阀的最小稳定流量为

38、3 l/min，工进时的流量为 0.2 l/min，所以小 流量泵的流量最小应为 3.2 l/min。 5.1.2 液压泵的确定液压泵的确定 根据以上计算数据，查阅产品目录，选用相近规格 yyb-aa36/6b 型双联叶 片泵。 液压泵电动机功率为： 由工况图可知，液压缸的最大输出功率出现在快进工况，其值为 0.33kw。 此时，泵的输出压力应为=8.4105 pa ，流量为=(36+6) l/min= 42l/min 。 取泵的总效率 p= 0.75 ，则电动机所需功率计算为 / qp pp p 2 p kw784 . 0 有上述计算，可选额定功率为 1.1kw 的标准型号的电动机。 5.2

39、 辅助元件的选择 根据系统的工作压力和通过阀的实际流量就可选择各个阀类元件和辅助元件， 其型号可查阅有关液压手册。 液压泵选定后，液压缸在各个阶段的进出流量与原定值不同，需重新计算， 见表 5。 表 5 快进工进快退 输入流量 /（l/min ） 28.75 5 . 39/42 8 . 70 / 2121 1 aaaa q 2 . 0 1 q 44.28 1 q q p 排出流量 /（l/min ） 28.33 8 . 70/28.75 3 . 31 / 1 1 2 2 a q a q 09 . 0 8 . 70/2 . 0 3 . 31 / 1 1 2 2 a q a q 33.64 3 .

40、 31/44.28 8 . 70 / 2 1 1 2 a q a q 运动速度 /（l/min ） 6 .105 .39/1042 / 211 aa q v p 028 . 0 8 . 0/102 . 0 / 2 1 2 a q v 09 . 9 3 . 31/1044.28 / 1 1 3 a q v 5.3 确定管道尺寸 由于本液压系统的液压缸为差动连接时，油管通油量较大，其实际流量 q 约 为 75.28l/min=1.25510-3 m3/s，取允许流速 v=3m/s。主压力油管根据公式计算： d=cm v q 2 . 202 圆整后取 d=20mm。 5.4 确定油箱容积 按经验公式

41、 v=(57)，选取油箱容积为:vq llv qv 2524266 第 6 章 液压系统的性能验算 6.1 管路系统压力损失验算 由于有同类型液压系统的压力损失值可以参考，故一般不必验算压力损失值。 下面以工进时的管路压力损失为例计算如下： 已知：进油管、回油管长约为 l=5m，油管内径 d=20mm，压力有的密度为 9000kg/ m3，工作温度下的运动粘度=46 m3s。选用 lhm32 全损耗系统用油， 考虑最低温度为 15，右路总的局部阻力系数为=7.2。 6.1.1 判断液流类型判断液流类型 利用下式计算出雷诺数 2000130446203/ dvr vde 为层流。 6.1.2 沿

42、程压力损失沿程压力损失 利用公式分别算出进、回油压力损失，然后相加即得到总的沿程损失。 沿程压力损失 p1=75590004646/1304202=0.058mpa 局部压力损失 pvpai10 4 2 916 . 2 2/9000 工进时总的沿程损失为 pppaa 0874 . 0 916. 2058 . 0 10 4 1 6.2 液压系统的发热与温升验算 本机床的工作时间主要是工进工况，为简化计算，主要考虑工进时的发热 故按工进工况验算系统温升。 液压系统的发热量: h= p1(1-)=0.33(1-0.90.75)kw=0.11kw 散热量: m v a 22 2 10 58 . 2 3

43、 065 . 0 k 取 145 当系统达到热平衡时 即 h=h0 =14.5 10 2 58 . 2 11 . 0 a h t 最高温度为t+15=4470120120170 抽油泵的等级与试压时的漏失量有关，管式泵不同等级漏失量推荐值见下 表： 间隙等级 公称直径 （mm） 试验压力 （mpa） 最大漏失量（l/min） 321054511196 381255351421 441456201645 561847892094 571878032131 702309862617 8327211693103 95 10 31213383552 7.1.3 抽油杆 我国生产的抽油杆从级别上分有 c

44、、d、k 三种级别。c 级抽油杆用于轻、 中型负荷的抽油机井；d 级抽油杆用于中、重负荷的抽油机井；k 级抽油杆用于 轻、中负荷有腐蚀性的抽油机井。大庆油田使用的抽油杆为 c 级和 d 级抽油杆。 由于各个抽油杆生产厂家采取的加工工艺不一，使用的加工材料不一，抽油杆的 机械性能也各不相同。 7.2 抽油泵的工作原理抽油泵的工作原理 7.2.1 泵的抽汲过程 1、上冲程 抽油杆带动柱塞向上运动，柱塞上的游动凡尔受管柱内液柱的压力而关闭。 此时泵内压力降低，固定凡尔在环形空间液柱压力与泵内压力之差（即沉没压力） 的作用下而打开。如果油管内已充满液体，在井口将排相当于柱塞冲程长度的一 段液体，同时泵

45、内吸入液体。造成泵吸入液体的条件是泵内压力低于沉没压力。 2、下冲程 抽油杆带动柱塞向下运动，固定凡尔立即关闭，泵内压力升高到大于柱塞以 上液柱压力时，游动凡尔打开，柱塞下部的液体通过游动凡尔进入柱塞上部，使 泵排出液体。所以下冲程是泵向油管排液的过程，条件是泵内压力高于柱塞以上 液柱压力。 7.2.2 泵的理论排量 泵的工作过程由三个基本环节组成，即：柱塞在泵内让出容积、井内液体进 泵内和从泵内排出液体。理想情况下，柱塞上、下冲程进入和排出的液体体积都 等于柱塞让出的体积 v。 sfv p 式中：fp柱塞面积，m2 2 4 df s光杆冲程 m d泵径 m 每分钟排量 vm snfv pm

46、每日排量： snfq pt 1440 7.3 抽油机悬点载荷的计算抽油机悬点载荷的计算 抽油在不同抽汲参数下工作时，悬点所承受的载荷是选择抽油设备及分析设 备工作状况的重要依据。为此了解悬点承受哪些载荷和怎样计算这些载荷是十分 必要的。 7.3.1 悬点承受的载荷 1、静载荷 （1）抽油杆柱载荷 驴头带动抽油杆运动过程中，抽油杆柱的载荷始终作用于驴头上。但在下冲 程时，游动几尔打开，油管内液体的浮力作用于抽油杆柱上，所以，下冲程中作 用在悬点上的抽油杆柱的重力减去液体的浮力，即它在液体中的重力作用在悬点 上的载荷。而在上冲程中，游动凡尔关闭，抽油杆柱不受油管内液体浮力的影响， 所以上冲程中作用

47、在悬点上的抽油杆柱的载荷是抽油杆在空气中的重力。 上冲程作用在悬点上的抽油杆柱的载荷： glqglfw rsrr 式中：wr抽油杆在空气中的重力，n； g重力加速度，m/s2； fp抽油杆截面积，m2； s抽油杆材料（钢）的密度，s=7850kg/m3； l抽油杆长度 m； qr每米抽油杆的质量，kg/m。 下冲程作用在悬点上的抽油杆柱的载荷： glqglfw rlsp r )( 式中：wr抽油杆在空气中的重力，n； l液体的密度，kg/m3。 为了便于计算，我们在表中列出不同直径抽油杆在空气中的每米重量。 直径 d(m)截面积（cm2）空气中每米抽油杆重量 （kg/m） 16 19 2.00

48、 2.85 1.64 2.30 22 25 3.80 3.91 3.07 3.17 （2）作用在柱塞上的液柱载荷 在上冲程时，由于游动凡尔关闭，液柱载荷作用在柱塞上；而下冲程时，由 于游动凡尔打开，液柱载荷作用在油管上，因而悬点只在上冲程承受液柱载荷。 glffw lrpl )( （3）沉没压力对悬点载荷的影响 上冲程时，在沉没度压力的作用下，井内液体克服泵的入口设备的阻力进入 泵内，此时液流所具有的压力称吸入压力，此压力作用在柱塞底部产生向上的载 荷： pinpii fppfpp)( 式中：pi吸入压力 pi 作用在柱塞底部产生的载荷 n pi吸入压力 pa fp柱塞截面积 m2 pn沉没压

49、力 pa pi液流通过泵固定凡尔产生的压力降 pa 而在下冲程时，吸入阀（固定凡尔）关闭，沉没压力对悬点载荷没有影响。 其中，pi 的确定比较复杂，计算公式如下： 2 2 0 3 22 2 2 0 2 2 2 2 )( 1 10729 1 2 1 2 1 sn f f g v f f g v p pppf i 式中：vf-液体通过固定凡尔阀孔的流速，m/s; fp柱塞截面积，m2； f0固定凡尔阀孔截面积，m2； vp柱塞运动速度，m/s； 由实验确定的阀流量系数。对于标准型阀可查图。 但在查图之前需计算雷诺数 nre： f vd n 0 re 式中：d0固定凡尔阀孔径，m； vf液流速度，m

50、/s； 液体运动粘度，m2/s。 （4）井口回压对悬点载荷的影响 液流在地面管线流动阻力所产生的井口回压对悬点产生附加载荷。其性质与 液体产生的载荷相同，特点是上冲程增大悬点载荷，下冲程减小抽油杆柱载荷。 上冲程时： )( rphun ffpp 下冲程时： rhhd fpp 式中：ph井口回压 pa 由于沉没压力和井口回压在上冲程时产生的悬点载荷变化方向相反，故此在 近似计算中将其忽略。 2、动载荷 （1）惯性载荷 抽油机运转时，驴头带抽油杆和液柱做变速运动，因而产生抽油杆和液柱的 惯性力。如果忽略抽油杆和液柱的的弹性影响，则可以认为抽油杆和液柱的各点 与抽油机悬点运动完全一致，产生的惯性力除

51、与抽油杆和液柱的质量有关外，还 与悬点加速度的大小成正比。 抽油杆的惯性力 ir为： ar a g wr i 液柱的惯性力 il为： a l l a g w i 式中：-考虑油管过流断面变化引起液柱加速度变化的系数： rtf rp ff ff ftf-油管过流断面面积 如果结合抽油机悬点运动规律，最大加速度将发生的上死点和下死点，其加 速度值分别为： 上死点时 )1 ( 2 2 max l rs a 下死点时 )1 ( 2 2 max l rs a 以此可求得上冲程时抽油杆柱引起的悬点最大惯性载荷 iru 为： )1 ( 1790 )1 () 30 ( 2 )1 ( 2 2 22 l rsn

52、w l rns g w l rs g w i r rr ru 下冲程时液柱引起的悬点最大惯性载荷 ird为： )1 ( 1790 )1 ( 2 2 2 l rsn w l rs g w i r r rd 上冲程时液柱引起的悬点最大惯性载荷 ilu为： )1 ( 1790 )1 ( 2 2 2 l rsn w l rs g w i l l lu 下冲程时液柱不随悬点运动，因而没有液柱惯性载荷。 实际上由于受抽油杆柱和液柱的弹性影响，抽油杆柱和液柱各点的运动与悬 点的运动并不相同，所以按上述悬点最大加速度计算的惯性载荷将大于实际数值， 在液柱中含气和冲次较低的情况下，计算点最大载荷时可忽略液柱惯性

53、载荷。 （2）振动载荷 抽油杆柱作为一弹性体，由于抽油杆柱作变速运动和液柱载荷周期性地作用 在抽油杆上，从而引起抽油杆的弹性振动，它所产生的振动载荷也作用于悬点上， 其数值与抽油杆的长度、载荷变化周期及抽油机结构有关。在一般情况下的理论 计算时，忽略抽油杆柱的振动载荷。 3、摩擦载荷 抽油机井工作时，作用在悬点上的摩擦载荷受以下五部份的影响： （1）抽油杆柱与油管之间的摩擦力：在直井内通常不超过抽油杆柱重量的 1.5%。 （2）柱塞与衬套之间的摩擦力：当泵径不超过 70mm 时，其值小于 1717n。 （3）液柱与抽油杆之间的摩擦力：除与抽油杆长度和运动速度有关外，主 要取决于液体的粘度。 （

54、4）液柱与油管之间的摩擦力：除与液流速度有关外，主要取决于液体的 粘度。 （5）流体通过游动凡尔的摩擦力：除与固定凡尔的结构有关外，主要取决 于液体的粘度。 上冲程中作用在悬点上的摩擦载荷主要受（1） （2）及（4）三项影响，其方 向是向下，增加悬点载荷。下冲程中作用在悬点上的摩擦载荷主要受（1） （2） （3）及（5）四项影响，其方向是向上，减小悬点载荷。 在直井中无论稠油还是稀油，抽油杆柱与油管、柱塞与衬套之间的摩擦力数 值都不大，均可忽略，但在稠油井内，液柱摩擦引起的摩擦载荷则是不可忽略的， 但对于大庆油田而言，原油的性质不属于稠油，因而液柱摩擦引起的摩擦载荷可 以忽略。 4、抽汲过程中

55、的其它载荷 一般情况下，抽油杆柱载荷、作用在柱塞上的液柱载荷及惯性载荷是构成悬 点载荷的三项基本载荷，在稠油井内的摩擦载荷及大沉没度井中的沉没压力对载 荷的影响也是不可忽略的。 除上述载荷外，在抽油过程中尚有其它一些载荷，如在低沉没度井内由于泵 的充满程度差，会发生柱塞与泵内液面的撞击，产生较大的冲击载荷，从而影响 悬点载荷。各种原因产生的撞击，虽然可能会造成较大的悬点载荷，是抽油中的 不利因素，但在进行设计计算时尚无法预计，故在计算中都不考虑。 7.3.2 悬点最大、最小载荷 1计算悬点最大和最小载荷的一般公式 根据对悬点所承受的各种载荷的分析，抽油机工作时，上、下冲程中悬点载 荷的组成是不

56、同的。最大载荷发生在上冲程中，最小载荷发生在下冲程中，其值 分别如下： ivuhuulr ppfpiwwp max vdhddl pfpiwp min 式中：pmax、pmin悬点最大和最小载荷； wr、wr上、下冲程中作用在悬点上的抽油杆柱载荷； wl作用在柱塞上的液柱载荷； iu、id上、下冲程中作用在悬点上的惯性载荷； phu、phd上、下冲程中井口回压造成的悬点载荷； fu、fd上、下冲程中的最大摩擦载荷； pv振动载荷； pi上冲程中吸入压力作用在活塞上产生的载荷。 在下泵深度及沉没度不很大、井口回压及冲数不甚高的稀油直井内，在计算 最大和最小载荷时，通常可以忽略 pv、fu、fd

57、、phu、pi i 及液柱惯性载荷。此 时可得： l rsnw wwp r lr 1 1790 2 max l rsn wlgqp rr 1 1790 2 min 如果按将抽油机悬点运动规律简化为简谐运动时，则可忽略 r/l 的影响。 2、计算悬点最大载荷的其它公式 抽油杆在井下工作时，受力情况是相当复杂的，所有用来计算悬点最大载荷 的公式都只能得到近似的结果。现将国内外所用的一些比较简便的公式列在下面， 供计算时参考： 公式 137 1 1 max sn wwp lr 公式 1790 1 2 2 max sn wwp lr 公式 l rsn bwwp rl 1 1790 2 3 max 公式

58、 1790 1 2 4 max sn wwp rl 公式 1790 1 2 5 max sn wwp lr 公式可用于一般井深及低冲数油井。 公式是式的另一种表达形式，本质上是完 l rsnw wwp r lr 1 1790 2 max 全相同的。 公式、和 v 都是把悬点运动简化为简谐运动，取 rl0。公式只考 虑了抽油杆柱产生的惯性载荷，公式和 v 同时考虑了抽油杆柱和液柱的惯性载 荷。考虑到摩擦力的影响，在公式和工中的液柱载荷采用 w(即作用在柱塞 整个截面积上的液柱载荷)，而公式 v 中采用 w1(即作用在柱塞环形面积人一人 上的液柱载荷)。所以，公式 v 的计算结果较公式小。 7.4

59、 抽油机平衡、扭矩与功率计算 7.4.1 抽油机平衡计算 如果抽油机没有平衡块，当电动机带动抽油机运转时，由于上冲程中悬点承 受着最大载荷，所以电动机必须作很大的功才能使驴头上行；而下冲程中，抽油 杆在其自重作用下克服浮力下行，这时电动机不仅不需要对外作功，反而接受外 来的能量作负功。这就造成了抽油机在上下冲程中的不平衡。 抽油机不平衡造成的后果是： （1）上冲程中电动机承受着极大的负荷，下冲程中抽油机反而带着电动机 运转，从而造成功率的浪费，降低电动机的效率和寿命 o （2）由于负荷极不均匀，会使抽油机发生激烈振动，而影响抽油装置的寿 命。 （3）会破坏曲柄旋转速度的均匀性，而影响抽油杆和泵的正常工作。 因此，抽油机必须采用平衡装置。 1、平衡原理 抽油机运转不平衡，是因为上、下冲程中悬点载荷不同，造成电动机在上、 下冲程中所作的功不相等。要使抽油机在乎衡条件下运转，就应使电动机在上、 下冲程中都作正功：在下冲程中把能量储存起来；在上冲程中利用储存的能量来 帮助电动机作功。下面我们用一个最简单的机械平衡方式，来说明这种可能性和 达到平衡的基本条件。 在抽油机后梁上加一重物，在下冲程中让抽油杆自重和电动机一起对重物作 功，则： mddw aaa 式中： aw下冲程中抽油杆自重和电机对重物物所作的功，即重物储存的 功； ad抽油杆柱对重物所作的功