蒸汽增压装置设计

目录TOC\o"1-3"\h\u摘要 IAbstract II第1章绪论 11.1现状 11.2概述 11.3参数要求 2第2章增压装置的结构设计 32.1结构计算 32.1.1增压装置结构 32.2主泵的结构设计 32.2.1增压泵主泵的组成 32.2.2主泵的工作原理 42.3主泵总体机构水利设计 42.3.1泵的总体结构 42.3.2主泵的驱动系统 5第3章液压系统原理图 73.1液压系统原理图的绘制 7第4章液压系统的计算 84.1液压系统的性能 84.2液压缸的负载计算和速度图 84.3泵的设计计算 104.3.1泵的排量计算 104.3.2计算液压泵的压力 104.3.3选择液压泵规格型号 104.4功率计算和电机选择 11第5章液压缸的设计计算 135.1确定液压缸主要尺寸 135.2液压缸各阶段计算 135.3绘制液压缸工况图 145.4液压缸的机构设计 145.4.1柱塞和缸体的设计 155.4.2缸盖设计 165.4.3活塞设计 165.4.4活塞杆设计 165.4.5密封组件 16第6章系统损失的计算 186.1管路系统压力损失计算 186.1.1管段的设计 186.1.2判断液流类型 186.1.3沿程压力损失计算 196.1.4局部压力损失 196.1.5管路的计算 196.2系统温升的验算 196.2.1系统发热计算 196.2.2系统的散热计算 22第7章液压和辅助元件的选择 237.1液压阀的选择 237.1.1阀的型号的选择 237.1.2阀类元件的选择 237.2油管的计算与选择 247.2.1金属管的内径计算 247.2.2胶管设计中的注意事项 257.3油箱的设计 257.3.1油箱的设计要点 257.3.2油箱的容量计算 26结论 27致谢 28参考文献 29附录1 30附录2 33第1章绪论1.1现状石油在大庆只有30%可开采，剩下的70%已无法开采。因此，如何提高采收率是油田三次采油的重点。近几年，石油技术研究院采用地下注汽方式进行热采，证实了这是有效的方法。然而，大量的蒸汽在通风中排出，无法有效利用。因为周期长，能源消耗高，效率低，一部分井不注入蒸汽，所以不能热采。图1-1专用增压装置1.2概述这次我的课题是“蒸汽增压装置设计”。液压传动在各行各业的应用非常广泛。比如在工程、建筑、农业机械等领域都有重大作用，还有在钢铁冶炼时、升降装置的移动等各个方面，以及在水利工程时的水门地开闭以及堤坝装置的移动等。液压传动有以下四个部分组成，分别是能源装置、执行装置、控制调节装置和辅助装置。他们在液压传动中起着至关重要的作用。而且液压传动还有许多的优点：比如液压装置在工作中的运行十分的平稳，而且能实现无级变速。液压传动的自动化，标准化、通用化也广受好评。在事故发生时也能触发过载保护。当然，液压传动也存在缺点，比如传动比不能有稳定的保证。能量损失很大，导致了成本比较高。1.3参数要求锅炉供汽时的压力大小：16MPa锅炉供汽时的流量大小：5—6T/h，蒸汽地湿度比例：≥40%，增压后的压力大小：21MPa第2章增压装置的结构设计2.1结构计算2.1.1增压装置结构液压系统和增压泵主泵这两大部分是增压装置主要的结构。它的总过程如图2-1所示低压蒸汽低压蒸汽驱动电机入汽配流液压驱动系统柱塞泵出汽配流总成高压蒸汽图2-1增压装置的总过程2.2主泵的结构设计增压泵主泵组成与工作原理。2.2.1增压泵主泵的组成增压泵主泵主要是由出入汽配流总成，柱塞泵，液压缸等组成。其工作原理是通过锅炉排出的低压蒸汽进入容积式柱塞泵，驱动电流推动柱塞泵通过液压传动系统，对蒸汽加压，蒸汽加压后，通过抽汽流量模压而成注入油井。2.2.2主泵的工作原理主泵的工作原理如下：柱塞在泵缸内作往复运动。当柱塞从极限位置向右移动时，在柱塞的左侧，由柱塞和气缸组成的腔的体积增大，从而在腔中形成低压区。此时，来自锅炉的蒸汽在压差的作用下压入进气阀，沿进气管进入泵缸。这是柱塞泵的进气过程。当汽缸从极限位置返回时，泵缸内的蒸汽开始被推出，当压缩很快时，蒸汽完全液化，压缩后达到地面压力。这时，进气门关死，排气门打开，蒸汽排出。2.3主泵总体机构水利设计该部分的技术关键是主泵流道内气液两相流的流动分析。气液两相流在高温高压下的流体静力学特性是由泵的气缸、柱塞和流道等几何结构决定的。2.3.1泵的总体结构泵主体结构设计泵主体结构设计主泵技术分布阀配流总成材料选择动配合间隙密封技术润滑技术图2-2主泵技术分布示意图我所选择的是双缸双作用往复式柱塞泵结构这是我认真分析所选用的结构。这种结构的优点：（1）结构简单，成本低。（2）密封问题容易解决。（3）无烧瓦等问题，对工作环境适应性强。尺寸大是缺点。图2-3双作用往复式活塞泵结构简图2.3.2主泵的驱动系统经过各种考虑，我们最终选择了液压驱动系统。自控换向液压系统的工作原理如下：当气缸在所有行程下工作时，脉冲压力在两端所有闭合缓冲腔中瞬间产生，高于系统工作压力。通过这个脉冲压力来控制液体压力，以干扰阀门。使用节气门调整节气门速度。当缓冲器中出现空气吸收现象时，单向节流阀可以补偿腔内的油。如果活塞在发动机起动时是死点，可以手动强制。液压缸的尺寸和技术参数是：液压缸的力大小为F=80000N；工作压力为PS=10-16MPa；活塞线的速度是V=0.5m/s。技术参数：液压缸内径为D=140mm，活塞杆直径为d=100mm，有效行程是L=500mm，额定线速度是V=0.5m/s，缓冲腔压力的最大值为Pmax=20MPa。本章小结本章主要介绍了主泵的工作原理。主泵驱动系统最理想的是液压的。并对自动液压缸的各方面设计做出了拟定。第3章液压系统原理图3.1液压系统原理图的绘制液压系统图的绘制包括两个内容1.通过对比分析，选择合理的液压回路。2.在选择电路时，要考虑调速、调压、换向等问题。液压系统原理图如图3-1：1-油箱2-滤油器3-电机4-液压泵5-压力表开关6-压力表7-液控换向阀8-节流阀9-单向节流阀10-主泵11-自控换向液压缸12-调速阀13-手动换向阀14-溢流阀图3-1液压系统原理图第4章液压系统的计算4.1液压系统的性能确定最大载荷、转速、力矩、工作行程、稳定性、效率等。最大负载20MPa，有效行程L=200mm，，工作压力PS=10-16MPa，m=800Kg，额定线速度V=0.5mm，工作加速、减速时间不大于0.2s。快速，快退速度为10m/s，2.液压系统的工作情况4.2液压缸的负载计算和速度图液压缸的负载主要包括：工作压力FW、导轨摩擦负载FW、惯性负载F1、重力负载Fg和背压负载Fb等。1.工作压力工作负载FW与液压缸运动方向相同时为负，方向相反时为正，FW=150720N2.导轨摩擦负载由导向摩擦负载驱动的马达部件的导向部件受导向形状、布置和运动阻力的影响。机床用平面导轨和V形导轨支撑运动部件。计算摩擦载荷值（当导轨水平放置时）的公式如下。Ff=f（G+FN）=f（mg+FN）（4-1）式中f——摩擦系数G——运动部件的重力；F——垂直于导轨的工作负载；因为FN=0，所以Ff=Fg，Ff=mg×0.2=1568Nfk=mg×0.1=784N。3.惯性负载惯性载荷可由牛顿第二定律确定。F1=ma=m△v/△t=800×10/0.5=1800N（4-2）式中m——运动部件的质量△v——在t时间内速度变化值△t——启动加速、减速制动的时间4.重力负载因为自重所以在运动方向上被分离为零。5.密封负载密封负载是密封装置的摩擦力。常取ηcm=0.90~0.97。6.背压负载背压负载是回油腔背压所造成阻力。液压缸中的负载，见表4-2。表4-2液压缸负载计算工况计算公式液压缸的负载N启动加速阶段20871N快速阶段1742N工进阶段160303N制动减速20871N快退阶段1742N7.液压缸的负载图和速度图如图4-1所示。图4-1液压缸的负载图和速度图4.3泵的设计计算主要通过泵的排量大小和压力大小来选择规格的型号。4.3.1泵的排量计算压力P=16MPa的饱和蒸汽物理参数t=345.74℃,v1=0.001638m3/kg,v2=0.01078m3/kg,其中，v1为水得比容，v2为气体的比容。则混合比容为：V混=0.4×0.0016387+0.6×0.01078=0.006475m3/kg从而可计算出供气容积为：v=（5000—6000）×0.006475=32.37——38.85m3/h选择大值，泵的流量为：Q=647.5L/min实际设计中取Q=600L/min。柱塞往复的频率是30次/分，则泵的排量q：q=600/30=20L根据上述选择，则每个缸的工作容积为：V=q/4=5L4.3.2计算液压泵的压力泵的工作压力为：P泵=P1+∑△p(4-3)式中P泵——液压泵最大工作压力。P1——液压缸最高有效工作压力。∑△p——管路系统的压力损失，本设计取∑△p=1MPa。由式4-3得：P泵=P2+∑△p=F工/MPa=160303/75.36×10-4+1=22.27MPa通过以上计算得到的P泵是系统的静压，考虑到恒压存储量，所以选泵的额定压力应满足P额>（1.25~1.6）P泵。P额=1.3P泵=1.3×22.27MPa=28.95MPa4.3.3选择液压泵规格型号根据以上数值，选用35MPaZM732。该泵的基本参数为：泵的额定压力为21MPa，最高转速150rad/s，输入功率135kw，容积效率ηv=0.96，外形尺寸356×520×300mm，理论排量234ml/r。4.4功率计算和电机选择当输入流量为常数时：△p=Q入×△p=KQ入（P出-P入）(4-4)随着泵输出压力的增加，泵所需的输入功率线性增加。当输出压力升高时，输入功率增大。由于该问题的最大输入流量不变，饱和蒸汽仍有一定的距离直到临界状态（t＝374.35°C）。在轻度压缩的情况下，初始压缩阶段增加了等静压、恒温和含水量。当液体到达时，压力突然升高。见图4-2中折线1。图4-2中V表示体积。蒸汽没有完全液化，它被排出时则说明达到了输出压力。这一过程如图4-2的斜线2。图4-2中的折线3是对应不可压缩流体的压缩过程。因为压缩过程曲线的包络面积决定了功率，所以通过图4-2中三条曲线可知，驱动同样体积的液体需输入功率具有以下关系：N3入>Q入>N1入图4-2P-V曲线图为弥补泵内损失的功率，必须选用不可压缩情况计算输入的功率，由式4-4得N入：N入=△p×Q=5×106×38.85/3600Pam3/S2=55000w=55kw系统选用55kw的电动机。我所选用得是JB3074-82Y-250M-4型号的电动机，其额定功率为55kw，额定转速为1500r/min。第5章液压缸的设计计算5.1确定液压缸主要尺寸1.工作压力的确定工作压力选Ps=10~16MPa。2.计算液压缸的内径D0以及活塞杆直径d0设增压泵泵缸的内径D1=100mm、则F1=PA=PD12/4(5-1)由式5-1得F0=2F1=PsD02/4，则D0=132.29mm，Ps=12MPa因为有机械效率，所以将直径圆改成标准直径D0=140mm。因为液压缸快进和快退速度一致，就是说液压缸内径和活塞杆直径的关系，取d/D=0.7，则活塞杆直径d0=0.7×140㎜=98㎜。取d0=100mm。面积A为：A=.14假设缓冲腔的内径，则有效行程L=500mm，则额定线速度V=0.5m/s；则缓冲腔压力最大值。(5-2)式中A稳——最小稳定速度时的有效面积qmin——调速阀的最小稳定流量vmin——执行机构最低速度，取0.2m/s。因为液压缸的有效面积，故能满足要求。5.2液压缸各阶段计算液压缸各个工作阶段中计算。如表5-1所示。进油腔的压力为表5-1液压缸的压力、流量和功率计算工况负载F(N)回油腔压力进油腔压力输入流量q(l/mm)输入功率p(kw)计算公式启动加速2087102.77变化值变化值快进恒速174200.2345.220.17工进160303021.272.260.80快退加速2087102.77————快退恒速174200.23变化值变化值输入流量q5.3绘制液压缸工况图制作液压缸工况图，可详细看到各个阶段的参数变化。5.4液压缸的机构设计图5-1液压缸工况图5.4.1柱塞和缸体的设计1.柱塞和缸体主要有选材、各间隙设计、选材和热处理等要求。柱塞：选35CrMoVA，要调制处理，镀铬20—30um。表面硬度：HB286—321，线膨胀系数当温度在400℃以下时ɑ=1.3×10-5(mm)/℃。缸体：选38CrMoVA，940℃淬火，640℃回火，油冷却。表面硬度HB277—302，法兰。当温度在400℃以下时ɑ=1.3×10-5（mm）/℃2缸体端部连接结构：选用法兰连接。3.缸体的技术要求：（1）圆柱体内径的椭圆度小于或等于公差直径的一半。筒体内表面500mm，长度小于0.03mm。（2）端盖与气缸盖固定时，气缸端面弯曲直径为100um，上下两侧不大于0.04mm。4.尺寸设计：设计柱塞和缸体的原则是尽可能保证使容积越小越好，从而保证容积效率。5.4.2缸盖设计1.气缸盖材料：45钢。2.气缸盖技术要求：（1）气缸直径，活塞杆的大小和外径至少大于直径公差的一半。（2）最上端不垂直于轴的直径为100毫米或更大，直径为0.04毫米或更大。5.4.3活塞设计1.活塞与活塞杆的连接结构：采用螺纹连接。2.活塞、气缸密封：采用H型密封。3.活塞材质：采用耐磨铸铁。4.活塞技术要求（1）当活塞的端部不垂直于活塞轴线时，活塞的直径不小于0.04毫米。（2）外径径向跳动不大于外径公差的一半。5.4.4活塞杆设计1.结构:螺纹连接。2.材料：可选45钢，要实心。3.技术要求如下：（1）活塞杆工作表面的弯曲长度为500mm，且不大于0.03mm。（2）活塞杆螺杆采用二级和三级精度制造。5.4.5密封组件密封组件主要由导套、支撑环等组成。1.导套导向盖嵌入气缸中。其作用是通过引导柱塞和清除较大的杂质颗粒来保护接头密封圈。导向罩的另一个用途是易于更换，在设计上比立柱更柔软，以保证立柱的使用寿命。导套的材料为QA19—4铝铁青铜。摩擦系数f≤0.1,硬度HB110—120，热膨胀系数ɑ=1.5×10-5（mm）/℃—2.1×10-5(mm)/℃。2.浮动密封环组该部件由两个支承环和多个密封环组合而成。密封圈以石墨为主体，支撑环外部材质层多为不锈钢，能保证强度。使用温度400℃摩擦系数f=0.11—0.15，热膨胀系数ɑ=6×10-6(mm)/℃。而且石墨浸渍保证润滑，能保证铜材不损坏柱塞。第6章系统损失的计算6.1管路系统压力损失计算确定每根管的长度和管径，液体的流动类型，计算了总管道、局部、工艺压力损失和压力效率。6.1.1管段的设计各段管的长度、直径和弯头数见表6-1表6-1管段长度、管直径、弯头数管段管长（m）管外壁×壁厚(mm)弯头数由泵至液控换向阀0.718×190°弯头两个由液控换向阀至液压缸318×190°弯头四个胶管46.1.2判断液流类型雷诺数按下式计算；（6-1）式中v——平均流速d——管道直径（m）——液体的运动粘度（N/）Q——流量取Re=2000-2300[1]，按最大工作流量取Q=408.854ml/s；d=15mm。可得30#液压油的，可由式6-1得雷诺系数Re为：所以管内液流处于层流状态。6.1.3沿程压力损失计算（6-2）式中l——管道长度（m）——液体的重度（N/）=pgd——管道内径（m）p——液体的密度（kg/）v——平均速度g——重力加速度g=9.81（m/）λ——液体沿程阻力系数，见表6-2示。6.1.4局部压力损失局部压力损失是液体流向液压元件时产生的损失，以下是计算液体流向和截面变化时产生的压力损失：(6-3)其中为局部阻力系数，由此可以计算出局部压力损失情况见表6-3.6.1.5管路的计算管路总压力损失：液压系统的调整压力：取=30MPa选泵的额定压力21MPa就可以满足要求，则管路系统压力效率：。6.2系统温升的验算主要是系统的发热和散热计算。6.2.1系统发热计算液压机正常工作温度为40-70℃。表6-2沿程压力损失项目计算公式结果说明使用公式泵至液控换向阀段管路L=0.7md=15×Q=753.67ml/s液控换向阀至液压缸段管路0.104L=2.5+4=6.5mQ=753.67ml/s沿程损失0.1175注：吸油管沿程的压力损失和滤油器的局部损失可不计。表6-3局部压力损失项目计算公式结果说明使用公式g=9.81m/泵出口处管接头2.46×v=2.31m/s取=0.06电磁换向阀=0.40.4=0.4[1]三通管接头21.33×三通管接头两个由边29-18取=0.13v=2.31m/s90°弯头183.79×90°弯头两个，由表29-17，a=90°=1.1290°弯头183.79×90°弯头两个，由表29-17，a=90°=1.12总局部压力损失=+372.37×最高允许温度60-90℃。泵的驱动功率Nin式中P——泵最大工作压力，P=28.95MPa——泵的实际流量，Qp=753.67ml/s——泵的总效率85%故：6.2.2系统的散热计算要管道散热达到平衡，只要计算油箱的散热功率即可。（6-4）式中K——油箱传热系数，K=150。A——油箱散热面积㎡——油及油箱温升由式6-4得：=6000×4404270=26425620000因为，所以满足工作要求。第7章液压的辅助元件的选择7.1液压阀的选择主要是阀的选择和阀类元件的选择。7.1.1阀的型号的选择根据选定的液压原理图，计算分析各液压元件的最大流量和最大工作压力，然后对液压元件的试样进行压入，选择液压元件的标准，选择所选择的液压元件的标准。如表7-1。表7-1阀的型号种类型号材料液控换向阀23EY-H20L3Cr13节流阀L-H10L3Cr13单向节流阀L-H10L3Cr13手动换向阀Z4S-H10B3Cr13溢流阀3Cr13调速阀Q-H10B3Cr137.1.2阀类元件的选择该液压系统采用集成块式集成结构，因为典型液压系统的各个块构成一个集成块。整体块体的上下表面是块体与块体之间的连接面，其中开孔形成油道。这四种类型用于固定参考元素，除了一个安装管道的接头指向执行元素。一种是典型的基本电路。该系统采用四个集成块和一个集成块库。总出油口和回油口在木板上打开，直接通过顶盖穿过街区的公共道路。这种布置的优点是结构紧凑，油管数量少，标准化，设计制造方便，设计变更方便，回油压力损失小。7.2油管的计算与选择主要计算金属管的内径7.2.1金属管的内径计算标准尺寸由所连接的液压元件接口尺寸确定。1.压油管的选择从上述的计算可知，液压缸的最大流量为所以根据管内流速，压油管可取u=6m/s，管道内径：取d=15mm2.压油管臂原的计算（7-1）式中p——工作压力12d——管内径15mm——许用压力，对于钢管来说故所以压油管选取冷轧无缝钢管3.回油管的选取取v=1.5m/s则取d=26mmD=28mm4.泵净出口流管的选取取v=1.5m/s则吸油管选取的无缝钢管5.胶管内径的选择胶管内径与流量，流速的关系，可按下式进行计算式中Q——管内流量Q=408.85ml/sA——胶管的通流截面积v——管内流速v=3m/s选取的钢丝的织胶管，为统一起见，胶管选取的钢丝编织高压钢管。7.2.2胶管设计中的注意事项1.软管的弯曲半径太小，不能小于固定值。软管和接头的接头呈直角。此长度不得小于管道外径的两