新型油田高压往复式柱塞泵及控制策略的研究论文

国内图书分类号：TH322 学校代码：10213国际图书分类号：621.6 密级：公开工学硕士学位论文新型油田高压往复式柱塞泵及控制策略的研究授予学位单位：哈尔滨工业大学ClassifiedIndex：TH322U.D.C.:621.6DissertationfortheMasterDegreeinEngineeringRESEARCHONNEWOILFIELDHIGH-PRESSURERECIPROCATINGPISTONPUMPANDCONTROLSTRATEGIESCandidate：ZhangLeSupervisor：Prof.JiTianjingAcademicDegreeAppliedfor：MasterofEngineeringSpeciality：FluidMachineryandEngineeringAffiliation：SchoolofEnergyScienceandEngineeringDateofDefence：June,2011Degree-Conferring-Institution：HarbinInstituteofTechnology哈尔滨工业大学硕士学位论文摘要目前，随着世界各国对石油需求不断增长，使得油田油井深度不断加深而增加产量。为了保持地层能量，各大油田普遍采用高压注水的方法。近年来，高压欠注问题日益突出，但是油田应用的高压注水泵无论是在工艺结构上还是对复杂工况的适应性上已经越来越难以满足实际要求。针对以上情况，本文首次提出一种传动方式新颖、受力结构简单、可输出高压的新型往复式高压注水泵以及与之相匹配的精确变量装置。这种新型泵不仅结构简单，制造容易，安装工艺上要优于油田目前常用的三缸往复泵，而且效率、可靠性高，同时能够满不同地质条件下油井的高压注水需要并具有很强适应性。本文首先根据油田给定的目标参数进行进行了运动学分析和动力学分析，研究了各关键零部件运动规律及受力，利用VB6.0编制了的受力分析程序，计算出了注水泵的危险工况，并以此作为了泵体结构参数设计的依据；然后利用UG5.0绘制了泵体结构的三维模型，检验了所有零部件之间无干涉，验证了设计的结构的可行性。其次，设计了与新型泵相匹配的变量机构，使之成为由伺服阀和液压缸构成的电液伺服控制系统，能够实现在油田注水控制中心对注水泵进行远程自动控制。同时建立控制系统的仿真模型，并在simulink中对模型的稳定性等指标进行了仿真分析。最后，设计了BP神经网络PID控制器和常规PID控制器，对控制系统进行了校正，并在不同负载的条件下进行了仿真分析、对比，可知相对于常规PID控制器，BP神经网络PID控制器对于新型往复泵具有更强的有效性、实用性。从目前油田高压注水应用前景来看，新型往复式高压注水泵完全可以取代现有高压注水泵。关键词：高压注水泵;UG三维模型;电液伺服控制系统;BP神经网络-I-哈尔滨工业大学硕士学位论文AbstractWiththecontinuousimprovementoftheoilproduction,theoilwelldepthdeepenedceaselesslyandworkingpressurekeepsincreasing.Inordertomaintainandensurethecrudeoutputandtheformationenergy,eachbigoilfieldwidelyusethemethodofhighpressurewaterinjection.Recentlyyears,theproblemoftheinjectionshortcomingofHigh-pressureisgettingworse,sothenormallyusedHigh-pressureinjectionpumpisnolongersuitableforactualengineeringdemands.Inviewoftheabovesituation,thisarticleputforwardanewkindofHigh-pressureinjectionpumpwhichismoresuitableforEngineeringactualdemandandaVariabledevicetomatchthepump.

Firstofall,accordingtoobjectiveparameterandthebodystructureofthepump,wemakedynamicsanalysistoensuretheforceofkeyparts.ThenwecalculatetheultimateworkingconditionofthepumpwithProgramCompositionofVB6.0,andusetheresultsasthebasisofparameterdesign.Atlast,useUG5.0todrawthe3Dmodelofthepumpandmakesurethatthestructureiscorrect.

DesigntheVariabledevicewhichismadeofservovalveandhydrauliccylinder,sothatthepumpcanbecontrolledinwaterinjectioncenter.MakethenonlinearmodeloftheVariabledevice,andanalysethemodel’sstabilityanditsresponseoftypicalsignalsinsimulink.

DesigntheBPneuralnetworkPIDcontrollerandtheconventionalPIDcontrollertocorrectthecontrolsystem,andanalyseitinconditionofnon-loadand5000Nload.Comparetheresultsofthetwocontroller,wefindthattheBPneuralnetworkPIDcontrollerismoresuitableforactualdemands.

Keywords:High-pressureinjectionpump，UG3-Dmodel，Electro-hydraulicservocontrolsystem，BPneuralnetwork-II-哈尔滨工业大学硕士学位论文目录IIIHYPERLINK第1章绪论11.1HYPERLINK课题背景及研究的目的和意义11.2HYPERLINK往复式柱塞泵的发展历史11.3HYPERLINK国内外在该方向上的研究现状21.3.1HYPERLINK国内外轴向柱塞泵的研究现状21.3.2HYPERLINK柱塞泵变量机构的研究现状41.3.3HYPERLINK油田高压注水泵发展现状61.4HYPERLINK控制理论发展综述71.4.1HYPERLINK古典控制理论和现代控制理论71.4.2HYPERLINK智能控制概述81.5HYPERLINK论文主要研究内容9HYPERLINK第2章新型泵的结构构设计112.1HYPERLINK新型泵的传动结构112.1.1HYPERLINK传动方式的选择112.1.2HYPERLINK柱塞数目的选择122.2HYPERLINK基本理论计算142.2.1HYPERLINK目标参数142.2.2HYPERLINK设计参数142.3HYPERLINK新型往复泵运动学分析162.3.1HYPERLINK柱塞运动规律的选择162.3.2HYPERLINK圆柱凸轮机构的运动关系172.4HYPERLINK新型往复泵的动力学分析182.4.1HYPERLINK泵体受力分析182.4.2HYPERLINK柱塞受力分析202.4.3HYPERLINK滚轴受力分析212.4.4HYPERLINK凸轮受力分析222.5HYPERLINK新型往复泵的编程计算242.5.1HYPERLINK编程工具的选择24-III-哈尔滨工业大学硕士学位论文2.5.2程序界面242.5.3计算结果及分析HYPERLINK262.6HYPERLINK新型往复泵的三维模型292.6.1主要零部件展示HYPERLINK302.6.2凸轮设计方法312.6.3新型往复泵装配图HYPERLINK332.7HYPERLINK本章小结33HYPERLINK第3章活塞位置伺服控制系统设计与仿真353.1HYPERLINK相互匹配的非对称阀控缸的模型363.1.1滑阀的流量方程HYPERLINK363.1.2液压缸连续方程HYPERLINK393.1.3活塞的力平衡方程HYPERLINK403.2HYPERLINK电液伺服阀模型413.3HYPERLINK位置伺服控制系统的仿真模型的建立413.3.1仿真模型的状态空间表示HYPERLINK413.3.2伺服系统仿真模型HYPERLINK423.4HYPERLINK伺服系统模型的仿真与分析423.4.1系统参数的给定HYPERLINK423.4.2HYPERLINK系统稳定性分析及典型输入信号的响应433.5HYPERLINK本章小结46HYPERLINK第4章电液伺服控制系统控制策略的研究474.1HYPERLINKPID控制器47HYPERLINK4.1.1PID控制基本原理47HYPERLINK4.1.2PID参数整定方法484.2HYPERLINK神经网络控制504.2.1神经网络概述504.2.2单神经元模型51HYPERLINK4.2.3BP网络及学习算法524.3HYPERLINKBP神经网络PID控制器的设计554.4HYPERLINK包含BP网络控制器的控制系统的仿真与分析584.5HYPERLINK本章小结6263参考文献64-IV-哈尔滨工业大学硕士学位论文哈尔滨工业大学硕士学位论文原创性声明 69哈尔滨工业大学硕士学位涉密论文管理 70攻读学位期间发表的学术论文 71致谢 72-V-哈尔滨工业大学硕士学位论文第1章绪论1.1课题背景及研究的目的和意义本课题来源于大庆石油管理局横向研究课题。随着世界各国对石油需求不断增长使得抽油深度不断加深，为了保持地层能量，同时也为了加大原油产量，油田往往采用高压注水的方法。但与此同时，油田常用高压注水泵在面临这种深度更大、压力更高、外界负载更加复杂的工况下，无论泵体工艺、自身效率还是对复杂工况的适应性都显得力不从心，因此本课题旨在研究油田新型高压往复式轴向柱塞泵，适应油田实际工况，用于急需生产实践中。柱塞泵依靠密封工作容积的变化实现吸压流体作用，从而实现了将机械能转化为液压能，与其他类型泵相比，柱塞泵有密封性好、泄漏量小、功率质量比大等优点。但是常规往复式柱塞泵输出流量的变化，均以改变柱塞泵的柱塞行程方式获得输出流量的改变。而这些方式的变量装置相对受力复杂，制造精度高并伴有噪声大、故障率高等缺点、为了解决以上问题，本文提出一种传动方式新颖、受力结构简单、输出压力更高的新型往复式高压柱塞泵，以及与之相匹配的能够使柱塞泵在柱塞行程不变的情况下获得高精度需求流量的精确变量装置，并对柱塞泵进行理论计算和研究，进而验证该方案的可行性和可靠性。进行生产，解决油田急需。1.2往复式柱塞泵的发展历史1905年，美国人詹尼第一次将矿物油应用于液压传动系统中，设计带轴向柱塞机械的传动装置，也称作Janny泵HYPERLINK[2]，其结构如图1-1所示。20世纪50年代，丹尼逊公司（美）和卢卡斯公司（英）联合开发了一种新型斜盘泵。由于这种泵只传递转矩，不传递弯矩，使得工作压力和转速有了大幅度提升HYPERLINK[22]。20世纪60年代，液压系统一体化的应用在汽车等工业机械中的快速发展使得通轴泵综合了其他液压元件的多种功能，液压传动系统得到了极大的简化，使其发展上有了重大突破HYPERLINK[4]。-1-哈尔滨工业大学硕士学位论文图1-1Janny泵20世纪70年代至21世纪初，随着液压传动的广泛应用，轴向柱塞泵也得到了长足的发展。许多欧美知名制造商针对轴向柱塞泵的不同领域进行了多种技术革新，比如柱塞泵的节能高效；泵和电子技术的结合；泵体的轻型化、标准化、模块化以及减少脉动流量、降低噪声等方面。其中比较具有代表性的如美国Sundstrand公司的20系列通轴泵和由荷兰Innas公司设计的一种名为FloatingCup结构的轴向柱塞泵HYPERLINK[13]。其结构如图1-2所示。轴向柱塞泵从20世纪真正意义上的出现到现在已经经历近100年的时间，从最初的低压排水到今天的高压、超高压传动，无论是工艺结构还是工作性能都有了显著提高，并且广泛应用于各种工业场合。目前，柱塞泵的生产厂家主要集中在欧美和日本，这些企业不仅规模大制造工艺水平高，而且设计理念先进，例如小松、日立、力士乐、川崎、美国桑斯特等。1-2FloatingCup结构轴向柱塞泵国内外在该方向上的研究现状1.3.1国内外轴向柱塞泵的研究现状目前国内外对柱塞泵的研究主要集中在关键摩擦副优化技术、减震降噪技术以及将液压传动机械和微电子技术相结合实现机电一体化集成等方面。同时，随着计算机技术和可靠性技术的高速发展，利用计算机进行的三维仿真技术和-2-哈尔滨工业大学硕士学位论文以泵体仿真模型为基础的试验技术开始逐渐被广泛应用。柱塞泵中的关键副对泵的性能和寿命产生决定性的影响。美国普渡大学通过对柱塞副间隙处油膜动力学、摩擦力和能量耗散的试验HYPERLINK[6],得出了柱塞表面所受摩擦力和柱塞形状有关的结论，其分析结果如图1-3所示。图1-3不同形状的柱塞所受摩擦力的分布规律在现代工业中的一些大型机械比如冶金、矿山机械及工程机械中，利用电子元件的微型化、集成化，可以将其安装在液压传动机械中，从而实现对液压系统的远程控制，即能够有效检测其工作状态，又有利于液压系统的故障诊断。基于计算机的三维仿真技术开始于21世纪初期，随着近些年计算机硬件性能的快速发展以及价格的大幅度降低，开始广泛应用于工业行业。仿真技术可以检验结构设计的合理性，有效降低试验成本，提高试验效率，缩短产品的开发周期。由于现在的三维仿真软件中普遍嵌入了动力学和运动学仿真功能，能有有效地分析产品的动力学和运动学特性，可以有效地替代实物样机，并且可以非常方便得到有效可靠的试验数据。与此同时，利用计算机接口技术，可以使三维仿真模型直接应用于有限元计算软件中，得出关键部件的应力分析结果，这些都是实物样机所无法比拟的。Parker公司于2004年利用仿真软件建立柱塞泵的三维模型样机，其结构如图1-4所示，并对柱塞腔的关键零部件的应力、摩擦力和压力脉动进行了仿真分析HYPERLINK[[11]。图1-4Parker公司三维模型样机-3-哈尔滨工业大学硕士学位论文所谓以泵体仿真模型为基础的试验技术就是在泵体的机构不变的前提下，利用微电子传感技术测试泵体内传动介质或者流体的特性，从而实现实时检测泵的特性参数的目的。IVANTYSYNOVA研究小组和德国亚深工业大学基于该思想先后打搭建了柱塞副和摩擦副的试验台进行了相关研究并取得一定成果HYPERLINK[13]。1.3.2柱塞泵变量机构的研究现状恒功率-恒压变量柱塞泵是一种新型的节能柱塞泵。该泵的变量活塞由恒功率阀和恒压阀来控制，通过活塞位移的变化来使斜盘倾角发生变化，从而达到改变了流量的目的，其液压原理图如图1-5。由于这种泵具有恒功率泵和恒压泵的双重优点，故其具有速度快、效率高、损失小等一系列优势，是一种高效节能的变量柱塞泵HYPERLINK[14]。图1-5恒压-恒功率变量柱塞泵液压原理图在实际工程中轴向柱塞泵的变量机构复杂，抗污能力差，所以甘肃工业大学卢堃等在应用静压平衡理论的基础上参考国外同类产品，开发出一种新型柱塞泵，其原理图如图1-6。图1-6径向柱塞泵液控伺服变量机构液压原理图该泵的变量机构利用三通阀控制液压缸，通过液压缸阀芯位置变化控制柱-4-哈尔滨工业大学硕士学位论文塞泵偏心距从而改变排量大小。为了避免定子发生周期性振荡，该机构利用正开口阀门控制柱塞，在增大变量机构阻尼的同时还可以有效防止泄漏；阀口形状选取为三角形，在增强变量机构稳定性的同时又能改善泵的静态特性，并取得良好的效果；增设附加阻尼，该阻尼不仅能够保证系统稳定，还能够有效调节整个液压桥路的匹配特性HYPERLINK[15]。机械式和液压伺服式变量机构都是手动变量，这种调节方式不仅对调节过程有时间要求，而且对于工况条件复杂并且对快速性要求较高的系统，不仅难以满足工作需求而且流量不易精确调节。因此，开始出现了一种利用单片机控制泵的变量机构，以单片机作为控制元件，电机作为执行机构，调节斜盘倾角从而达到改变泵排量的目的，其结构如图1-7。和人工调节的方式相比，单片机发出的脉冲序列用以控制电机运行的方向和位移大小，泵的排量能够及时准确的改变；通过改变程序，可以方便地改变泵的特性曲线，同一泵上，在不改变泵体结构的前提下可以通过改变程序实现各种不同的控制规律HYPERLINK[16]。图1-7步进电机控制的变量机构伴随着计算机技术的高速发展，近年来采用微型计算机控制的电液伺服控制系统有了飞速发展。这种电液伺服控制系统不仅对于数据的处理采集更加方便准确，而且整个系统的响应速度快且控制算法可根据工况需求进行灵活改变。在上述众多采用机控的新型电液伺服控制系统中，PWM信号控制变量机构就是将微机控制技术应用于液压控制系统所做的一个新的方向。其工作原理为利用机控活塞的位移改变泵的斜盘角从而改变排量。在每个采样控制周期，传感器首先将得到活塞的位移量Y0(n)反馈给计算机，然后将此位移量和给定的位移量Ye(n)做差得到偏差信号E(n)，将偏差信号输入到控制器中，通过给定的控制算法对偏差信号进行计算，输入该周期的输出PWM控制信号，最后将该控制信号通过功率放大器向电液伺服控制机构进行输出控制。PWM信号的宽度决定了该周期液压开关阀的通断时间，根据通断时间的长短改变油缸的进油-5-哈尔滨工业大学硕士学位论文量，进而控制变量活塞的位移HYPERLINK[17]。1.3.3油田高压注水泵发展现状油层注水是在油田开发过程中保持油层压力提高原油产量的有效措施之一。柱塞泵由于体积小，工作压力高而广泛应用于油层注水中。尤近些年来由于各大油田高压欠注问题日益明显，使得提高高压注水泵的工艺与性能成为了亟待解决的问题HYPERLINK[21]。常用的油田高压注水泵大体上分为离心式和往复式，尤其是往复式高压主泵由于其在增压方面的独特优势，在近些年来发展迅速。针对油田中广泛推广使用的三缸和多缸单作用柱塞泵，国内外生产厂家在其理论和试验研究、设计制造和选择使用方面做了大量工作，使其工作效率得到了显著提高，油田常用三缸单作用柱塞泵工作原理如图1-8所示。图1-8三缸单作用泵作用简图尽管目前油田中广泛推广使用的三缸单作用柱塞泵的泵效一般能达到85%并且能够满足注水压力的要求，但是其结构中存在的问题使其工作效果往往不尽如人意。首先，由于采用曲柄连杆机构使得柱塞在行进过程中会产生很大轴向作用力，从而使得动力端各部件相互紧压从而使润滑油难以深入，导致摩擦剧烈，润滑条件差；其次，由于三柱塞之间相差120°相位角，导致曲轴在交变应力作用下危险截面增多，寿命减少，同时由于油田中往往面临短冲程高冲刺的工况，使得易损件更换频繁，严重影响泵的正常使用;最后，这种常用的三缸泵排量为固定值，不能针对现场实际情况进行灵活调整HYPERLINK[25]。除了上述高压注水泵结构中存在的一系列问题外，油田注水过程中还存在着如下问题：首先，现场工作中往往直接在额定频率下启动电机，这种启动方式对设备冲击较大，极易造成电机和注水泵传动端的损坏；其次，由于注水管-6-哈尔滨工业大学硕士学位论文网的承载能力有限以及各注水井之间吸水压力的差异，使得注水系统出口压力难以保持稳定；最后，在不同工况下系统压力、水量等工况参数各不相同，而注水泵只能在全负荷条件下工作，无法根据外部环境自动调节，既不符合节能环保的要求对泵体本身的损耗也过大。因此为了解决以上问题，国内一些油田企业开始利用变频调速的方法控制与注水泵相连接的电机,通过调整电机转速的变化调整注水泵的排量,在保护设备、降低能耗的同时又起到了平衡外部压力的目的HYPERLINK[18]。

然而由于油田作业地点常在野外，因此采用变频调速时存在电源问题、并网电压问题、造价高问题等等。并且在变频调速时，只能同时改变多个柱塞的注水排量，无法对单个柱塞进行变量控制，不能更好得适应工程实际的某些工况。而在这方面的研究国内相对处于空白状态。由于轴向柱塞泵在液压传动领域的应用非常广泛，而且制造技术非常成熟，油田注水柱塞泵的研究国内外甚少，而液压系统用轴向柱塞泵无论理论研究还是制造技术远远优于油田注水柱塞泵，只是使用的介质及应用场合不同，本文拟采用液压技术理论和油田注水柱塞泵实际工况相结合的方法进行研究、设计，并形成自动控制系统，用于油田生产实际中。1.4控制理论发展综述1.4.1古典控制理论和现代控制理论20世纪中期以来，随着科学技术的不断发展，自动控制起到了不可替代的作用。所谓自动控制就是指系统或者被控对象能够按照预先设定的过程工作，整个过程不再需要额外的人工操作。自动控制技术的应用与发展，为改善劳动条件，提高劳动生产率和产品质量做出了巨大贡献。自动控制理论目前一般可分为“经典控制理论”和“现代控制理论”。其中，经典控制理论以传递函数为基础，研究单输入-单输出一类定常控制系统的分析和设计问题[47]。由于发展较早，目前已经形成比较成熟的理论体系。在液压技术和控制理论相结合所产生的液压控制技术中，PID控制器由于其良好的鲁棒性、闭环控制特性而得到了广泛的应用，即便是在控制理论和控制技术高速发展、各种控制技术层出不穷的今天，对于一些频宽不太高、外界干扰不大的-7-哈尔滨工业大学硕士学位论文伺服系统，采用经典控制理论方法进行分析设计已足以满足一般工程实际的需要。随着科学技术的不断发展，工程实践所面临的情况变得越来越复杂，20世纪60年代，在经典控制理论的基础上现代控制理论应运而生。它以状态空间为基础，研究多输入-多输出、时变、非线性、高精度、高效能等控制系统的分析和设计问题[47]。系统辨识、自适应控制、最优控制、智能控制等理论目前都是这一领域的研究热点。随着其他学科的高速发展尤其是计算机技术的不断发展，现代控制理论也正处于一个不断自我完善的过程中。1.4.2智能控制概述智能控制起源于20世纪60年代，随着空间技术、计算机技术以及人工智能技术的发展，在控制理论的基础上，人们开始将人工智能技术应用于控制系统中。智能控制是一门新兴、交叉学科，具有非常广泛的应用领域，如专家控制、智能机器人控制、智能过程控制、智能故障诊断及智能调度与规划。传统控制即经典控制和现代控制都是基于模型的控制，这类控制需要有精确的数学模型为基础，随着被控对象复杂性不断提高，其高度的非线性，高噪声干扰，动态性突变等复杂性都难以用精确的数学模型来表示。此外系统本身的不确定性也难以用数学模型来描述。由于上述原因，使得基于模型控制的传统控制方法显得乏力。然而，智能控制和传统控制相比，能够有效地处理控制系统中的不确定性和复杂性，这主要是因为智能控制采用了拟人化的方式来表达，即智能控制系统具有拟人的智能决策。智能控制的概念主要是针对控制系统的不确定性以及复杂性提出来的，因此一个理想的智能控制系统应具有如下特性：（1）学习功能系统应当具有类似于人类的学习能力，即对外部未知环境有认知、学习、记忆的功能，并利用积累的信息进行自我调节和改善以到适应外部环境，使系统性能更加优越。（2）适应功能当被控对象动力学特性变化、环境变化和运行条件发生变化时，系统应具-8-哈尔滨工业大学硕士学位论文有适应这种变化的能力。尤其是当给定系统一个全新的输入是，利用自身的插补功能，能够给出理想的输出。（3）容错功能对于系统中出现的故障能够及时屏蔽并作出诊断，同时系统应当能够自动回复到故障前的状态。（4）鲁棒性对各类干扰和不确定性不敏感。（5）组织功能系统能够将复杂的任务和分散的信息按照一定的逻辑有效的组织协调起来形成完整的结构，并且能够按照某一规则解决系统内部多目标之间的相互冲突问题。智能控制系统发展到现在主要包括分级递阶智能控制系统、专家控制系统、模糊控制系统、神经网络控制系统以及基于规则的仿人智能控制等。近年来，智能控制技术在国内外已取得长足的发展和进步，在某些领域已进入工程实用的阶段。但是作为一门新兴的多学科相互交叉的理论技术，其目前仍然处于发展阶段，理论体系尚不成熟，甚至关于智能控制的定义、理论、结构等都无同一的系统描述。但是，随着科学技术的不断发展，智能控制也必将迎来发展的新时期。1.5论文主要研究内容针对油田用高压注水泵所存在的问题，设计开发一种结构简单、工作压力高、高效节能的新型高压往复泵以解决油田急需。研究主要内容包括以下几个方面：（1）根据现场实际情况采用液压技术理论和油田注水柱塞泵实际工况相结合的方法确定泵体传动结构，并根据目标参数对新型往复泵进行运动学分析和动力学分析；（2）根据泵的运动学和动力学分析结果，利用VB6.0编制新型往复泵的受力计算程序计算关键零部件受力，并以此为依据确定泵体零部件结构参数，利用UG5.0对高压注水泵进行三维模型仿真，验证结构设计的合理性；-9-哈尔滨工业大学硕士学位论文（3）设计与新型往复泵相匹配的变量机构，并使之成为由伺服阀和液压缸组成的电液伺服控制系统，建立了其数学模型并在simulink中对稳定性等指标

进行了仿真分析；（4）设计BP神经网络PID控制器和常规PID控制器，对电液伺服控制系统进行了校正，并对两种控制器的控制效果进行了比较分析。-10-哈尔滨工业大学硕士学位论文第2章新型泵的结构构设计本章主要根据油田新型高压往复式柱塞泵的目标参数，对其进行结构设计以及运动学、动力学分析，确定新型往复泵的最大受力，并据此确定关键零部件的结构参数。最后利用UG绘制其三维仿真模型，直观表现其结构。2.1新型泵的传动结构2.1.1传动方式的选择往复泵利用工作腔中的容积周期性变化来输送流体。往复泵通常有两部分组成，一部分称为液力端，其主要作用是直接输送液体，将机械能转化为液体的液压能；另一部分称为传动端，其主要作用是将原动机的能量传给液力端。油田常用的高压注水泵结构如图2-1所示。图2-1往复泵工作示意图1-曲柄；2-连杆；3-十字头；4-柱塞；5-缸套；6-排出阀；7-排出四通；8-预压排出空气包；9-排出管；10-阀箱；11-吸入阀；12-吸入管目前油田用往复式柱塞泵大部分均采用曲轴传动，即由V带传动带动曲轴旋转，通过连接在曲轴上的连杆带动柱塞往复运动形成真空抽水。虽然这种传动方式由于结构简单可承受压力高等原因已在油田普遍推广使用并已经形成了很成熟的理论体系，但是也同时存在着一些严重影响的油田生产的不足之处：(1)由于V带传动过程中由于弹性滑动存在，传动效率较低；-11-哈尔滨工业大学硕士学位论文和V带相连接的曲柄连杆机构形状为异形、难于加工；同时曲轴和十字头与连接件均为滑动摩擦，磨损快、发热量大;受力复杂、危险截面多，空间结构尺寸大；运行噪音大，污染环境；排量为定量，难于适应不同工况下的油井注水作业；难于实现注水中心控制。根据往复泵的工作原理可知只要柱塞在工作过程中能够形成真空空间就能够抽吸液体。因此，基于上述原因采用空间圆柱凸轮结构代替原有的曲轴传动结构。与原有结构相比，空间凸轮结构紧凑，所占空间体积小，传动效率高，泵的输出压力也更高。另外，从动件可以按照预期的运动规律做任意形式的往复运动，使得新型柱塞泵可以根据实际工况进行灵活设计，只需要对圆柱凸轮的轨迹线进行重新设计，其他零件则可以不做任何改动，既可成为系列产品,极大地增强了新型泵的灵活性和适用性。2.1.2柱塞数目的选择通常我们采用瞬时理论流量曲线图中的最大值和平均流量qth的比值H来表示流量不均匀的程度，即H=qth'max/qth为流量不均匀系数HYPERLINK[26]。（1）单缸单作用往复泵其平均流量用吸入和排出行程的瞬时理论流量值和来表示，即qth1=Asn60

q'=ARωth1maxδH1=q'=ARω=3.14qth1Asn60式中A——柱塞横截面积，m2；s——柱塞行程，mm；n——柱塞泵转速，r/min；ω——柱塞泵旋转角速度，rad/s。（2）双缸往复泵

（2-1）（2-2）（2-3）-12-哈尔滨工业大学硕士学位论文流量曲线上的最大值为q''tn2max=AR，其平均理论流量为：

q=Asn（2-4）th230则其流量不均匀系数为，δH1=q'=ARω=1.57（2-5）qth2Asn30（3）三缸单作用往复泵三缸单作用往复泵的柱塞之间相差120°的相位角，故其流量曲线上的最大

值为，q''tn3max=ARωsin(π/6)+ARωsin(5π/6)=ARω（2-6）平均流量为，q=Asn（2-7）th320则其流量不均匀系数为，δH3=q'=AR=1.047（2-9）qth3Asn20（4）四缸单作用往复泵（双缸双作用往复泵）四缸单作用往复泵（双缸双作用往复泵）的柱塞之间相差90°的相位角，其瞬时最大流量为：q''tn4max=ARωsin(π/4)+ARωsin(3π/4)=ARω（2-10）其平均流量为，q=Asn（2-11）415则其流量不均匀系数为，δH4=q'=AR=1.11（2-12）qth4Asn15对于多缸式往复泵其流量不均系数计算方法与上基本相同，不在赘述，表2-1给出了缸数为1~5的柱塞泵的流量不均匀系数。-13-哈尔滨工业大学硕士学位论文表2-1往复泵流量不均匀系数缸数12345δH3.141.571.0471.11.016往复泵的流量不均匀会造成压力脉动，当有此引起的压力变化频率和管网的自振频率相同时，将产生共振，严重影响泵体和管路的使用寿命，因此应当尽量减小由流量不均匀所产生的脉动压力的影响HYPERLINK[26]。根据以上理论结合流量不均匀系数随缸数的变化规律可以看出，随着缸数的增加流量不均匀系数逐渐减少，有利于压力脉动的减少，但是随着缸数的增加，往复泵的制造及运行将更加复杂。综合上述因素，最后选用三柱塞形式。2.2基本理论计算2.2.1目标参数往复式柱塞泵的主要性能参数包括压力、功率、行程、理论冲次等。根据这些给定的目标参数，对往复泵进行结构设计，从而使其达到所要求的工作性能指标。根据大庆油田现场实际工况确定目标参数如下：（1）每天运转：20~24小时；；（2）工作介质：常温清水；（3）进口压力：0.03Mpa~0.3Mpa；（4）出口压力：16Mpa~25Mpa；（5）输入功率：170Kw；（6）行程：55mm；（7）额定转速:300~500r/min；（8）理论流量：10~19m3/h。

2.2.2设计参数功率设计泵的功率分为有用功率和轴功率。其中有用功率是指单位时间内通过泵的液体所获得的能量。轴功率是指通过原动机直接传递到泵上的功率，当原动机通过传动结构与泵相连接时由于存在传动效率，故轴功率和原动机功率之间的-14-哈尔滨工业大学硕士学位论文关系为ηd=P（2-13）

Pd式中P——轴功率，W；Pd——原动机功率，W；ç——传递机构效率。同时由于阀门活塞的泄露以及泵轴上的功率通过凸轮等传动机构以及各种摩擦副后，要消耗一部分功率，所以泵的有用功率和轴功率之间存在如下关系：η=PPe式中Pe——有效功率，W；・——泵的总效率。

已知：pe=1000qP2则总功率P为：

P=Peηdη由流量和出口压力值可算出有效功率为Pe=50.6~166.25KW。柱塞直径

D=240qzπsn式中q——柱塞泵流量，m3/h；z——柱塞数目；s——柱塞行程，mm；n——柱塞泵转速，r/min。

（2-14）（2-15）（2-16）（2-17）根据目标参数中所给各参数值，同时结合现场实际情况，综合取D=70mm。柱塞端面受力F=1πD2P（2-18）4-15-哈尔滨工业大学硕士学位论文式中D——柱塞直径，m；P——柱塞端面吸排液体时所受压强，Pa；

在由现场实际工况给定了目标参数，并由目标参数确定了设计功率以及柱塞直径等设计参数后，就可根据现有的这些参数对柱塞泵进行动力学分析，分析其运动规律和计算其受力大小，从而为新型高压往复式柱塞泵的结构设计打下良好基础。2.3新型往复泵运动学分析2.3.1柱塞运动规律的选择新型往复泵可根据具体工作要求对凸轮上的凸轮轮廓进行加工，从而使从动件实现任意预期的输出特性。常用的基本运动规律有：正弦运动规律、余弦运动规律、等速运动规律、等加速等减速运动规律。在实际工程中，为了使凸轮能够有更好的工作性能，常常以某种运动规律为基础，辅之以其他运动规律相结合，从而获得组合运动规律。常用的组合运动规律有：改进型等速运动规律、改进型正弦加速度运动规律和改进型梯形加速度运动规律等。考虑到不同运动规律在分析受力以及随后的编程计算过程中的基本原理都是相同，所以选择相对简单的基本运动规律进行结构设计和分析即可。（1）等速运动规律等速运动在运动过程中，其速度为定值，在开始和反向运动时产生速度突变，故其加速度理论无穷大，产生无穷大惯性冲击也称刚性冲击。只适用于低速场合。（2）等加速等减速运动规律等加速等减速运动规律在运动过程中，加速度为正反两个方向定值，故速度成线性变化，只是在开始和结束的时候由于加速度的突变产生有限的惯性冲击，称其为柔性冲击。这种规律适用于中速场合。（3）余弦加速度运动规律余弦加速度运动规律在运动过程中，速度连续但是加速度随时间成余弦规律变化，所以可知其在运动的始末点会有有限的加速度突变，产生柔性冲击。因此，这种运动规律也只适用于低速场合。-16-哈尔滨工业大学硕士学位论文（4）正弦加速度运动场合正弦加速度运动规律在运动过程中，其加速度随时间成正弦规律变化，故其速度和加速度都是连续的，避免了刚性冲击和柔性冲击，适用于高速场合。考虑到柱塞泵实际转速在300~500r/min，故选择正弦加速度规律加工凸轮

轮廓曲线。2.3.2圆柱凸轮机构的运动关系作正弦加速度运动规律的柱塞的运动方程如下：排液时：s=h((−2nπ)−1sin(2(−2nπ))),2nπ≤≤(2n+1)πv=hωπ2π(1−cos(2(−2nπ)))，2nπ≤≤(2n+1)π（2-27）π2hω2a=sin(2(−2nπ))，2nπ≤≤(2n+1)ππ吸液时：s=h(1−(−2nπ)−1sin(2(−2nπ)))，(2n+1)π≤≤π2π(2n+2)πhωv=−π(1−cos(2(−2nπ)))，(2n+1)π≤≤(2n+2)π（2-28）a=−2hω2−2nπ))，(2n+1)π≤≤(2n+2)ππsin(2(式中s——柱塞位移，m；v——柱塞运动速度，m/s；a——柱塞加速度，m/s2；h——柱塞行程，m；ω——凸轮旋转角速度，rad/s；n——凸轮转动圈数，n=0,1,2,3…..。从公式（2-27）和（2-28）可以看出，柱塞在正反向运动时其速度和加速度值是不相同的，故在随后的受力分析及编程计算过程中要将其区分开。理论-17-哈尔滨工业大学硕士学位论文上圆柱凸轮是匀速转动的，为定值，但是在实际过程中，外界负载是变化的，其通过柱塞传递到凸轮上的力矩也不可能是恒定的，故转速也应当是变化的；但是考虑到原动机（液压马达或电机）和泵之间的传动惯性以及原动机本身的稳速功能，大多数三缸往复泵在正常工作时其转速变化小于1%，因此可以认为凸轮的转动是稳定的，所产生的偏差在可以接受的范围内HYPERLINK[27]。2.4新型往复泵的动力学分析2.4.1泵体受力分析（1）泵的端面压力在往复泵的运动过程中，柱塞的运动速度是变化的，因此液流的速度也是变化的。活塞的速度及表面压力就不单单是位置的函数，同时也是时间的函数。根据理想液体的非恒定流动伯努利方程

z1+p+c2=z2+p+c2+hi1−2+∆hL1−2（2-19）ρg2gρg2g式中p2——管路截面2处压力，Pap1l——管路截面1处压力，Pac1l——管路截面2处速度，m/sc2l——管路截面1处速度，m/shi1−2——1-2截面间液体的惯性水头，m∆hL1−2——1-2截面见液体的水力损失，m

其中惯性水头是由于液体在流动过程中做加速运动所产生的，其表达式为，

hi1−2=1∫ss12∂∂ctds（2-20）g

式中∂c∂t表示液体在流动过程中的加速度，若整个流动过程中加速度不变即∂c∂t=a1，则惯性水头可以简化为，

hi1−2=a1l（2-21）g

结合公式（2-18），（2-19）可对柱塞泵在吸入和排出液体时表面压力进行计算。-18-哈尔滨工业大学硕士学位论文在柱塞泵吸入液体时，以吸入液面为基准面，以活塞表面为第二截面，列出不稳定伯努利方程

zΙ+p+c2=zΠ+p+c2+hiΙ−Π+∆hLΙ−Π（2-22）ρg2gρg2g第一表面压力即为大气压力Pa，第二表面压力即为活塞表面压力；第二表面速度为活塞运动速度；zﾐ为几何吸入高度za。将以上各项带入（2-22）中整理后可得，

ppa=p−(z+u2+h+∆h)a（2-23）ρgρg2giΙ−ΠLΙ−Π

式中u1——吸入液体时活塞表面运动速度，m/s；za——Ⅰ-Ⅱ截面间的几何吸入高度，m；pa——柱塞泵的吸入压力，Pa；ppa——吸入液体时柱塞表面压力，Pa。

同理可列是出柱塞泵排出液体时的非恒定伯努利方程，取排出液面为第三截面，则有

pc2pc2z++=z+++h+∆h（2-24）2gρg2gρg

以液压缸中心线为基准线，第三截面即排出液面压力为大气压力，几何高度zﾉ为泵的基准面到排出液面的高度zd。将第二截面和第三截面的各项带入公式（2-24）可得

ppd=p+(zd−u2+hiΙ−Π+∆hLΙ−Π)（2-25）ρgρg2g式中u2——排出液体时活塞表面运动速度，m/s；zd——Ⅱ-Ⅲ截面间的几何吸入高度，m；pa——柱塞泵的吸入压力，Pa；ppd——排出液体时柱塞表面压力，Pa。根据公式（2-23），（2-25）并结合柱塞泵实际结构参数，同时考虑到管路不长，将以上二式综合简化,分别用进口压力和出口压力来表示柱塞泵在吸排液体时柱塞表面所受压力：-19-哈尔滨工业大学硕士学位论文p1,2nπ≤≤(2n+1)π

p= （2-26）p2,(2n+1)π≤≤(2n+2)π（2）泵的质量力由于柱塞及滚轴以及凸轮在转动过程中做加速运动，故应当包括由此产生的惯性力，其零部件质量由UG模型算出。2.4.2柱塞受力分析为了方便对柱塞、滚轴以及凸轮等主要零部件进行受力分析，首先给出新型泵的传动部分的结构简图，如图2-2所示。图2-2传动机构简图首先原动机通过传动轴带动圆柱凸轮匀速转动，吸液时圆柱凸轮通过滚轴和连接块以及吸液压力的共同作用带动柱塞向里运动，拍排液时凸轮通过滚轴克服排液压力排出液体，如此往复工作吸排流体。由于柱塞及滚轴在运动过程中，分别有柱塞套以及连接块支撑，竖直方向受力平衡，因此仅分析其水平方向的运动即可。柱塞受力简图如2-3所示，列出其动力学方程F1x+F=m1a（2-29）式中F1x——柱塞对滚轴水平力，N；F——活塞所受液体压力，N；m1——活塞质量，kg；a——活塞运动加速度，m/s2。式中F随吸排液变化而变化：-20-哈尔滨工业大学硕士学位论文-p1A，2nπ≤≤(2n+1)πF=（2-30）-p2A，(2n+1)π≤≤(2n+2)πGF1xFN图2-3柱塞受力简图结合公式（2-27），（2-28）可得出柱塞所受水平力，m2hω2sin(2(−2nπ))+pA,2nπ≤≤(2n+1)ππ11F1x=2hω2（2-31）−msin(2(−2nπ))+pA,(2n+1)π≤≤(2n+2)ππ12可以看出，柱塞水平受力和吸排情况有关，同时也和凸轮旋转角度有关，有必要通过编程来解决繁琐的计算，具体编程过程后面的章节会详细叙述。2.4.3滚轴受力分析滚轴受力简图如图2-4所示，对其列出运动方程F2x−F1x=m2a（2-32）式中F1x——柱塞对滚轴水平力，N；F2x——凸轮对滚轴的力，N；m2——滚轴质量，kg；

a——活塞运动加速度，m/s2。GF2xF1xN图2-4滚轴受力简图-21-哈尔滨工业大学硕士学位论文式中F1x为柱塞对滚轴的反作用力，结合式（2-31），可得到滚轴水平受力(m+m)2hω2sin(2(−2nπ))+pA,2nπ≤≤12π1(2n+1)πF2x=（2-33）−(m+m)2hω2sin(2(−2nπ))+pA,(2n+1)π≤≤12π2(2n+2)π滚轴受力情况基本和柱塞相同，同样需要编程计算，这里不再赘述。2.4.4凸轮受力分析和柱塞以及滚轴相比，圆柱凸轮受力相对复杂。由于轮廓曲线的存在，其不仅受到水平作用力还受到径向力，并产生相应的扭矩和传动轴力矩相平衡，从而保证圆柱凸轮的匀速转动。圆柱凸轮机构为三柱塞形式，考虑到三柱塞之间只是相位角不同但受力过程是相同的，故只分析其中一个柱塞的受力即可，受力分析简图如图2-5所示。F2xF2α F2y图2-5凸轮受力简图式中F2x——滚轴对凸轮的水平作用力，N；F2y——滚轴对凸轮的径向作用力，N；á——凸轮压力角，rad。

圆柱凸轮在匀速转动时，从动件水平位移和切向位移之间的关系为tanα=ds（2-34）

dr式中s——从动件水平位移；——圆柱凸轮转动角度；r——圆柱凸轮半径。-22-哈尔滨工业大学硕士学位论文当圆柱凸轮角速度为时，可知d=ωdt，带入式（2-33）中可得tanα=dsdsdsdtv（2-35）dr=ωdtr=ωr=ωr

式中v——从动件运动速度，m/s。凸轮所受水平力和径向力之间的关系已知为tanα=F2y（2-36）F2x将式（2-36）带入到式（2-35）中，可得F2y=vF2x（2-37）ωr将式（2-33）带入（2-37）中，可得到径向力的最终表达式v−(m+m)2hω2sin(2(−2nπ))+pA,(2n+1)π≤≤ωrπ(2n+2)πF2y=2hω2,2nπ≤≤（2-38）v(m1+m2)sin(2(−2nπ))+p1Aωrπ(2n+1)π可见，柱塞径向力同样随圆柱凸轮转动角度的变化而变化，同样需要编程计算。最后，由于柱塞泵为三柱塞形式，每个柱塞间相差相位角为120°，所以可得出作用于凸轮的总力矩为M=(F2(1)y+F2(2)y+F2(3)y)r（2-39）式中M——圆柱凸轮所受力矩，Nm；F(1)——第一柱塞对圆柱凸轮的径向力，N；2yF(2)——第二柱塞对圆柱凸轮的径向力，N；2yF2(3)y——第三柱塞对圆柱凸轮的径向力，N。通过以上的分析可以看出，柱塞的水平受力以及滚轴的水平受力都和圆柱凸轮的旋转角度有关，尤其是圆柱凸轮的力矩由三个柱塞对其的径向力共同决-23-哈尔滨工业大学硕士学位论文定，有了以上计算公式，就可以据此进行编程计算。2.5新型往复泵的编程计算2.5.1编程工具的选择根据之前对高压注水泵进行动力学分析，得出了柱塞等关键部件的计算理论公式，从柱塞端面所受液体压力开始，经过柱塞、滚轴、凸轮最后通过花键和原动机的传动功率相平衡，但是要得出关键零部件的具体受力值并据此在满足材料强度条件下对柱塞泵进行结构设计，就必须求解出这些计算公式的解。从所推导出的理论计算公式不难看出，计算公式虽然简单但是却异常繁琐，尤其是凸轮旋转一周要计算其各个角度时的受力，工作量的巨大和重复性可想而知，特别是当设计的结果不满足要求时，所有计算则需要重新开始。基于上述原因采用编程计算高压注水泵的关键零部件受力。VB6.0是一种结构化的编程语言，具有集成的可视化数据库工具，提供了一整套工具以在任何应用程序中集成数据库。考虑到本次理论计算并不复杂，并且VB6.0软件平台要求不高，本次计算采用VB6.0来编制计算程序。2.5.2程序界面程序主要由参数输入界面、柱塞受力分析界面、滚轴受力界面、凸轮受力界面以及各部件的受力曲线绘制界面等组成。在参数录入界面中，首先确定凸轮运动规律以及受力分析元件，然后录入泵的目标参数以及设计参数等，等待下一步计算过程的调用。这里加入了运动规律的选择主要是为了通过计算验证柱塞在余弦加速等其他规律下，是否会像预期中产生刚性或柔性冲击。参数输入界面如图2-6所示。图2-6参数输入界面-24-哈尔滨工业大学硕士学位论文柱塞受力界面在柱塞受力界面中，根据需要输入柱塞旋转角度，可分别计算出该角度下三柱塞所受力F1x以及与之相对应的端面压力，同时该界面还通过比较各个角度的受力值，确定了柱塞在此录入参数条件下的最大最小值。柱塞受力界面如图2-7所示。图2-7柱塞受力界面Fig.2-7Pistonmechanicalinterface若想观察柱塞旋转一周受力变化曲线，则可在绘制曲线对话框中选择“是”，当点击“下一步”时，会弹出曲线绘制界面。界面如图2-8所示。图2-8柱塞受力曲线绘制界面滚轴受力界面滚轴受力界面基本和柱塞相同，同样也是需要从参数录入界面中调用已经录入的目标参数和设计参数。然后根据录入角度计算出三个柱塞相应的F1x和-25-哈尔滨工业大学硕士学位论文F2x，最后计算出旋转一周时所受的最大最小力以及与之相对应的角度，并根据需要确定是否绘制曲线。其受力分析界面如图2-9所示。图2-9滚轴受力界面凸轮受力界面凸轮受力界面如图2-10所示，由于凸轮所受力矩为三柱塞共同作用产生，在输入旋转角度后，首先计算出各个柱塞对凸轮的单独作用力矩，然后再求总力矩。最后在计算出旋转一周中的最大和最小力矩，并根据需求绘制曲线。图2-10凸轮受力界面2.5.3计算结果及分析工况分析根据之前目标参数给定可知不同的参数组合可得到多种工况，在不同组合下新型往复泵的受力是不相同的，只有当将各关键零部件受力最大的工况最为-26-哈尔滨工业大学硕士学位论文危险工况，并以此作为注水泵结构参数设计的依据，才能保证新型往复泵在其他工况下也能正常运转。表2-2参数组合组合1234进口压力P1（Mpa）0.030.030.030.03出口压力P2(Mpa)16251625柱塞直径(mm)70707070转速(r/min)500500300300行程(mm)55555555组合5678进口压力P1（Mpa）0.3出口压力P2(Mpa)16251625柱塞直径(mm)70707070转速(r/min)500500300300行程(mm)55555555对以上8种工况进行计算，得到如下结果表2-3计算结果组合1234滚轴最小受(N)6.4020996266.4020996263.1471449133.147144913最小受力角度(°)185185194194滚轴最大受力（N）62276.95356121927.943161827.84086121478.8303最大受力角度(°)45454545柱塞最小受力（N）1.3983074991.3983074991.7229766241.722976624最小受力角度(°)185185256256柱塞最大受力62248127461817.46721121468.4567最大受力角度(°)45454545凸轮最小力矩（N/m）1073.9575672118.2701311073.9575672118.270131最小力矩角度(°)30303030凸轮最大力矩(N/m)2153.978754242.603752153.978754242.60375最大力矩角度(°)90909090组合5678滚轴最小受(N)452.7966768452.7966768901.9093832901.9093832最小受力角度(°)225225225225滚轴最大受力（N）62276.95356121927.943161827.84086121478.8303最大受力角度(°)45454545柱塞最小受力（N）481.6123677481.6123677912.2830319912.2830319最小受力角度(°)225225225225柱塞最大受力62248127461817.46721121468.4567-27-哈尔滨工业大学硕士学位论文最大受力角度(°)45454545凸轮最小力矩(N/m)1037.5750672081.8876311037.5750672081.887631最小力矩角度(°)30303030凸轮最大力矩(N/m)2135.7874994224.4124992135.7874994224.412499最大力矩角度(°)90909090从表2-3可以看出，在8中参数组合中，组合2即入口压力为0.03Mpa，出口压力为31.5Mpa时，柱塞、滚轴以及凸轮所受的力最大。如果在此条件下，设计出的泵体结构能满足强度要求，那么在其他工况下，也能够满足强度要求。所以可以确定此工况即为柱塞泵的极限工况。经历了以上求解过程后，得出完整的新型高压柱塞泵的设计工况如下：泵的额定进口压力：0.03Mpa；泵的额定出口压力：25Mpa；柱塞行程：55mm；柱塞直径：70mm；理论转速：500r/min。凸轮功率

根据公式P=M可知，当圆柱凸轮匀速功率为力矩的单值函数，因此确定了力矩的变化规律就可以看出传递功率的变化规律。为了验证运动规律的不同会对柱塞功率产生影响，分别计算在四种基本运动规律即等速、等加速、余弦加速和正弦加速情况下，凸轮旋转一周所受力矩的变化情况。其力矩变化图分别如图2-11至图2-13所示。图2-11等速规律力矩变化曲线从图2-11中可以看出，等速规律时，凸轮在速度方向发生变化时会力矩会发生突变，产生冲击，这和理论上分析是一致的。-28-哈尔滨工业大学硕士学位论文从图2-12中可以看出，等加速运动规律在转动一圈的过程中速度是连续的，只是在开始和结束的时候由于加速度的突变产生有限的惯性冲击，也和之前的理论相符合。图2-12等加速规律力矩变化曲线由于其余规律计算结果和理论分析基本一致，这里不再一一赘述，而将重点集中在柱塞泵所选择的正弦规律上，其力矩变化曲线如图2-13。可以看出在整个过程中，力矩的变化呈现规律性，在360°的过程中又可以分为三个小周期，每个小周期中均有力矩的变化，产生较大的载荷冲击，因此对圆柱凸轮以及其他关键零部件进行应力分析就显得尤为重要，具体将在后面的部分叙述。2-13正弦规律力矩变化曲线新型往复泵的三维模型在经过了结构选择、基本理论计算以及编程计算之后，可得到注水泵的平面设计图。为了了解整套机械的结构布局是否合理，外形是否美观，各零部件间在相对运动时是否会产生干涉等问题，有必要对其进行三维模型仿真，从而解决在装配中可能出现的问题。UGNX是一个集成CAD/CAM.CAE的软件,是当今世界最先进的计算机辅-29-哈尔滨工业大学硕士学位论文助设计、分析和制造软件之一。随着科技的发展，产品设计已经开始进入到一个全新的三维虚拟现实的设计环境当中，因此UG被当许多世界领先的制造商用来从事概念设计、工业设计、详细的机械设计以及工程仿真和数字化的制造。基于上述原因利用UG对新型往复泵进行三维仿真，建立其参数化模型。所谓参数化模型即整个三维模型建立中，所有尺寸参数并不是直接赋值，而是用参数代替。当设计参数发生改变时只需直接改变参数的值即可，无需重新构建模型，从而大大简化了设计过程。新型高压往复泵的整体零件多，过于繁琐，故只将其中主要零部件以及装配图进行展示。其中由于圆柱凸轮空间曲线的UG设计方法较为特殊，将进行详细叙述。2.6.1主要零部件展示柱塞、滚轴、传动轴的三维展示图如图2-14~图2-17所示。图2-14柱塞三维模型图2-15滚轴三维模型图2-16传动轴三维模型图2-17圆柱凸轮三维模型-30-哈尔滨工业大学硕士学位论文2.6.2凸轮设计方法凸轮设计的关键是其工作部分的轮廓曲线。传统的设计方法有作图法和解析法两种，作图法虽然直观、简便但是其误差大，很难确定轮廓曲线上各点的精确坐标，因此以这种方法加工出来的凸轮只适用于低速场合HYPERLINK[37]。而对于高速转动的圆柱凸轮，则要求根据其空间曲线方程计算各点的精确坐标，在数控机床上加工。UG5.0中可以根据要求列出空间曲线的参数和表达式，利用其曲线绘制功能根据所列出的参数和表达式绘制出所需空间曲线，最后经拉伸和布尔运算就可得到圆柱凸轮的三维模型。现对圆柱凸轮进行设计，根据设计要求可知凸轮半径r0=114mm，柱塞行程h=55mm，其各阶段运动规律如下：（1）推程阶段此时圆柱凸轮转过120°，从动件按照正弦加速规律运动，其行程随角度的1变化为s=h1−sin(360t)。2π（2）远休止段

再转过60°后，从动件保持不动，其行程为s=h。（3）回程阶段此时圆柱凸轮在（1）（2）基础上再转过120°，从动件按照正弦加速规律运动，其行程随角度的变化为s=h(1−t+12πsin(360t))。（4）近休止段最后转过60°后，从动件保持不动，其行程为s=0根据机械原理可知空间曲线参数方程为x=r0cosjy=r0sinj（2-40）

z=s因此，在分析了以上各过程之后，结合空间曲线参数方程和运动规律方程可得出各个阶段UG表达式如下：-31-哈尔滨工业大学硕士学位论文（1）推程加速运动曲线angle1=120，推程角，°；j1=angle1t，推程变化角，°；s1=h1−21πsin(360t)，推程位移，mm；x1=r0cosj1，推程曲线x坐标值，mm；y1=r0sinj1，推程曲线y坐标值，mm；z1=s1，推程曲线z坐标值，mm。（2）远休止曲线angle2=60，远休止角，°；j2=angle1+angle2t，远休止变化角，°；s2=h，远休止位移，mm；x2=r0cosj2，远休止曲线x坐标值，mm；y2=r0sinj2，远休止曲线y坐标值，mm；z2=s2，远程休止曲线z坐标值，mm。（3）回程加速曲线angle3=180，回程角，°；

j3=angle1+angle2+angle3t，回程变化角，°；s3=h(1−t+12πsin(360t))，回程位移，mm；x3=r0cosj3，回程曲线x坐标值，mm；y3=r0sinj3，回程曲线y坐标值，mm；z3=s3，回程曲线z坐标值，mm。（4）近休止曲线angle4=60，远程休止角，单位°j4=angle1+angle2+angle3+angle4t，远休止变化角，°；s4=0，休止位移，mm；x4=r0cosj4，近休止曲线x坐标值，mm；-32-哈尔滨工业大学硕士学位论文y4=r0sinj4，近休止曲线y坐标值，mm；z4=s4，远程休止曲线z坐标值，mm；

绘制出轮廓线后并进过拉伸和布尔运算，可得到圆柱凸轮三维模型如图2-16所示。2.6.3新型往复泵装配图通过建立各零部件的模型，最后将其组装起来就可得到新型往复泵的总体外观图，如图2-18所示。图2-18新型往复泵装配图观察新型泵装配图发现泵体结构紧，同时通过UG自带的干涉检查工具运行时零件间无干涉，在此基础确定柱塞泵整体造型和零部件参数。新型往复泵的特点：1.由于取消了V带传动，能保证准确的传动比，所以传动效率高；2.制造容易，可靠性高，节省能源，运行噪音小，减小了环境污染；3.空间结构尺寸小，功率密度比大，可实现车载，使用液压马达或内燃机驱动，适用于野外作业；4.排量为变量，适应不同工况下的油井注水作业；5.易于实现注水中心控制。2.7本章小结本章首先确定了泵体传动结构和柱塞数目，并进行了基本理论计算，根据目标参数确定了泵的功率和柱塞直径，为泵体的动力学分析打下基础；然后对新型往复泵进行了运动学分析，分析了柱塞、滚轴、空间凸轮机构等关键零部-33-哈尔滨工业大学硕士学位论文件的运动规律；根据基本理论计算以及运动学分析的结果，对新型往复泵进行了动力学分析，利用编制的VB程序计算出关键零部件的受力，并以此为依据确定了新型往复泵的结构参数；最后利用UG绘制出其三维仿真模型，检验了所有零部件之间无干涉，验证了设计的结构的可行性。-34-哈尔滨工业大学硕士学位论文第3章活塞位置伺服控制系统设计与仿真由新型高压往复式柱塞泵的结构及工作原理可知，其排量为固定值，为了适应复杂的油田实际工况，须提供一种精确变量装置，该装置直接装在泵体上，能精确改变泵的柱塞吸入量，从而使泵在柱塞行程不变的情况下获得确定的需求流量。基于以上设想，本文设计了与之匹配的变量装置结构示意图3-1如下所示。其装置由输出流量调节柱塞，调节余量存储器，输出流量调节、显示装置组成；其中调节余量存储器由存储套，存储套密封圈，活塞，活塞密封圈，弹簧，堵盖，排气螺栓，卡键，下盖，调压螺栓构成。输出流量调节、显示装置由法兰套，法兰套密封圈，支承环，调节套等构成。1 2 34 5图3-1新型变量装置结构图1-调节活塞；2-后活塞；3-调压螺栓；4-弹簧；5-堵盖其工作原理为：当往复式柱塞泵输出流量根据要求需进行变量时，通过输出流量调节、显示装置调节到所需位置。此时，当往复式柱塞泵柱塞左移吸入液体时，流量调节柱塞在调节余量存储器内压力和往复泵柱塞吸力作用下同步进入到往复泵柱塞缸体内并占据相应的体积，按要求减少（或增加）柱塞腔的吸液量；当往复柱塞泵柱塞向右移动排出压力流体，推动输出流量调节柱塞同步向右移动，获得要求的输出流量，同时调节余量存储器内的液体推动活塞右移吸收输出流量调节柱塞压缩时产生的液体余量。可以看出这种变量机构结构简单，易于制造，排量调节通过手动实现容易。但不利于连续调节及计算机远程控制；但根据其原理可知，其排量调节是通过-35-哈尔滨工业大学硕士学位论文改变排量调节柱塞伸入往复泵缸体内的长度来实现的，因此可将该调节装置进一步设计为由变量机构及伺服阀、液压缸、位置传感器等组成的自动控制系统。如图3-2所示：图3-2伺服控制系统变量机构1-控制器；2-活塞；3-伺服阀阀控液压缸作为常用的液压动力机构广泛应用于工程实际中，其中非对称液压缸由于工