节能式抽油机液压系统设计--本科毕业设计.docx

本科毕业设计（论文）开题报告课题名称：节能式抽油机液压系统设计 学 院： 年级专业： 学生姓名： 指导教师： 填写日期： 年月日 一、本课题的意义及国内外研究动态 1.课题的意义自从石油制成品为动力的机器诞生以后，对石油的快速发展，给石油工业的崛起创造了条件。伴随着对石油开采量的增多，人们面对石油的开采问题，开凿出不同的油井。但大部分油井的石油是不能自流到地面。为此产生了解决油井生产举升的机器抽油机1。抽油机是用于开采石油的设备2，在开采石油的过程中，电能的消耗量不小，大约占采油成本的三分之一左右，所以降低采油成本的一个重要途径就是降低耗电成本。当今我国的采油设备大多使用的是机械游梁抽油机。虽然机械游梁抽油机的结构相对简单，比较容易加工，能够长期开采作业，并且可靠性高，但是其也存在着一定的缺点，比如驴头的悬点惯性大，从而导致了平衡相对较难，并且采油的效率也不高，当油井较深和行程较长时，设备的体积和质量较大，特别是其平衡问题导致了大量的能耗，因此其采油的成本较高3。所以，只有在一定的程度上提高抽油机的节能率才能提升其在市场中的地位。近几年来，随着我国各油田越来越多地需要长冲程、低冲次的抽油机来提高产量。已研究开发出多种节能型液压抽油机。节能型液压抽油机具有易于实现长冲程、抽油杆速度可无级调速、节省钢材(自重仅为同规格游梁式抽油机的1/4-1/20)、有利于提高抽油泵的充满系数、容易实现自动化等优点。因此，继续加紧研制节能型液压抽油机，对于节约能源、满足油田采油需要，具有很重要的意义4.2.液压抽油机研究动态2.1国外液压抽油机的研究动态国外对液压抽油机的研究起始于20世纪50年代，由于当时液压水平的显著提高以及液压系统在生产生活中受到了广泛的应用，因此各式各样的结构和性能良好的液压抽油机不断地被研发出来5-10。20世纪60年代初，一种新式的Hydrox液压抽油机试验完成，这种由美国开发的新产品的有效行程最长可达至7.95m，能够在670-2032m的深度范围内开采作业。1965年，前苏联开发完成ATH型油管平衡式液压抽油机，此种抽油机重量较轻，比较容易安装，而且可靠性好，在经过一年多的试验之后正式投入生产使用。20世纪70年代后期，HEP液压抽油机在加拿大开发完成，这种采油设备的负载缸活塞在向下和向上运行时速度可以分别进行控制，其有效行程的长度范围是1.625-4.267m，该型号的液压抽油机已经成为了产品系列。由Mape公司开发完成的一种机型，其行程可达至10m，冲次能达到每分钟5次，可承受的负载值的范围为34.23-195.64kN。由WGCO公司开发完成的液压抽油机，其冲次最高可以达到每分钟3次，机身整体为低矮式，147kW的装机功率，使用寿命40000小时。此外，加拿大Curtis Hoover Inc.研发完成了低架机型与高架机型长冲程抽油机，其有效行程可达5.08m，而且在工作时可承担的负载极限值为222.26kN，冲次可达到每分钟12次。2.2国内液压抽油机的研究动态国内从60年代开始对抽油机进行研发和设计11-12，1966年，一个组成形式为“泵-缸”的新型节能机型的设计构想被正式发布。在这种结构组成的液压抽油机中，油管被用于平衡负载的重量，而且，由于油管的应用，使抽油机的行程得到了一定延长。 到了80年代，由于国内油田的开采条件变得愈来愈复杂，使得油田开采难度不断加大，因此油田的采油工艺需要不断地提高，这要求抽油机能不但承受大负载，而且冲程要求较长，冲次也需要足够大。80年代在对一些油田进行充分考察的基础之上，国内海洋地质局设计研发成功了无游梁式液压抽油机。20世纪80年代后期，YCJ-II式抽油机在吉林工业大学开发完成，这种平衡式开采装置是由液压缸驱动，该机己经完成了相关试验。1992年一种“泵一马达”组成的YCJ12-10-2500型抽油机在兰州石油机械研究所开发完成。1993年，一种新型的液压抽油机结构方案问世，这种抽油机具有功率回收的功能，该方案是由浙江大学提出。同年基于“泵一马达”组成形式的长冲程液压抽油机的设计方案由胜利油田提出。2003年，刘长年开发成功了一种新型液压抽油机，这种抽油机为全状态调控型，对该机的控制是基于节流调速的方式来完成的13。2008年，烟台大学与山东康达喷油泵有限公司联合研制了组合液压缸节能液压抽油机。这是一种组合液压缸与蓄能器相结合的液压抽油机，该抽油机在组合液压缸的结构上进行了创新，能够回收下行程时抽油杆释放出来的重力势能，在上行程时重新利用，具有显著的节能效果14-16。2009年年末，哈尔滨工业大学、哈飞集团飞机设计研究所与大庆力神泵业有限公司通过将“二次调节静液传动技术”与“变频回馈技术”有机地与液压抽油机相结合，提出基于二次调节静液传动一变频回馈技术的电能回馈型液压抽油机17。另外近些年还陆续申请了许多关于液压抽油机的专利。 1999年哈尔滨工业大学和大庆采油二厂针对液压抽油机展开了设计研究工作，并于2004年合作研发成功了二次调节液压抽油机。3.液压抽油机的特点目前在国内各大油田中使用最广泛的开采装置是游梁式抽油机，其实物图如图1-1所示。虽然它具有结构简单、工作可靠性高、方便维修等特点，但是当油井较深或者负载较大时，这种机型就往往很难满足冲程长和载荷大等要求。由于长冲程、大载荷的游梁抽油机具有尺寸过大、整机重量过重、受力状况变差以及可靠性降低等缺点。近些年来国内和国外都在努力研发长冲程和大载荷的抽油机，在这些众多机型当中无游梁的液压抽油机是研究最多的一种。图1-1 机械游梁式抽油机实物图由于液压传动独具的一些优点，比如功率密度大，机身尺寸小，工作时惯性小，运动灵活等，因此，在现代的工业生产中，液压传动技术己被广泛应用于各领域。应用液压传动技术的无游梁的液压抽油机能够增大油井产能并且在一定程度上延长了采油设备的寿命，并且对于稠油井及其后期开发更加具有优势。图1-2为无天轮和有天轮两种无游梁式液压抽油机的实物图。 a）无天轮 b）有天轮 图1-2 无游梁式液压抽油机实物图与普通的机械游梁型抽油机相比，采用了液压传动技术的抽油机有以下特点.(1)冲程的长度和冲次可以实现无级调节。(2)可以在深井或者稠油井中进行石油开采，并且满足大载荷要求。(3)当发生过载时具有保护作用，当由于抽油杆发生断裂而造成失载时自动停机。(4)节能效果好，效率较高。液压抽油机的缺点:(1)液压抽油机的寿命较短，需要每年大修并及时更换元件。(2)由于液压抽油机的液压系统存在泄漏损失，而且液压油每隔一段时间就需要更换，因此增加了采油成本。(3)对于液压抽油机的运行和保养，必须由有一定相关知识或者经验的技术员来实现。二、毕业设计（论文）的主要内容本设计需要解决的重点问题是设计一节能式抽油机液压系统。首先依据系统要求，拟定液压系统原理图，进行液压参数计算和选取元件，然后设计液压阀组装配图及阀块图，油箱装配图，液压泵站装配图，最后完成设计说明书。三、研究步骤、方法及手段 1 研究采用的设计方法、手段 由于我国液压式抽油机起步比较晚，可以借鉴参考国内外已经生产的液压式抽油机的成熟设计经验，使得设计工作简单迅速可靠。但其缺点是难以对设计有较大的创新。类比设计是机械产品设计中常用的一种方法，有两种类比方法：一是直接类比，即在某种较成熟的抽油机机构系列中，选取基本参数与设计要求相同或者基本接近的一组。再作适当的修改调整，作为设计的模板；另一类是参数类比，即在所有参数中选取合适的。这两种方法都是建立在已有的产品设计基础上。 2 步骤 A、 调研B、 设计C、 绘图四、初步设计与计算1 设计目标节能式抽油机液压装置满足下列工艺技术参数的要求：(1)额定悬点载荷120kN、最大冲程5 m、最高冲次3次/min。(2)工作环境：野外撬装、频繁凹凸不平井场吊卸运输、环境温度：-4060。2 节能式液压抽油机能量回收方式的确定2.1液压蓄能器储能蓄能器储能型液压系统如图2-1所示。图2-1 液压蓄能器储能原理图 这种能量回馈原理是通过把负载势能通过转换元件(二次元件)转换成液压能进行储存。该系统工作过程可分为上、下两个冲程，运行过程如图2-1-1所示。 上冲程过程中，蓄能器10释放压力油给处于马达工况的泵/马达2提供辅助动力，和电动机共同带动处于泵工况的泵/马达3，提供压力油驱动负载缸11上行。下冲程过程中，从负载缸11排出的油液为处于马达状态的泵/马达3提供辅助动力和电动机共同作用使处于泵状态的泵/马达2排出油液到蓄能器10中，供下个循环使用，因此便起到了节能作用。 图2-1-1 蓄能储能型系统工作过程图2.2 飞轮能量储存图2-2所示为飞轮储存型节能原理。在该系统中的飞轮10在旋转过程中所具有的是机械能(动能)。当负载缸5活塞向上运行时，泵/马达2处于泵状态，电动机和飞轮共同为泵/马达2提供动力，所以减小了一定的装机功率。当负载缸5活塞向下运行时，即对负载势能进行回收的过程，泵/马达2处于马达工况，负载缸5排出压力油驱动马达2带动飞轮10转动，在这个过程中负载所具有的重力势能就转换成了飞轮的动能储存起来。图2-2 飞轮储能型抽油机液压系统原理图2.3电能储存图2-3所示为电能储存型节能抽油机运行原理。该回收方式是通过二次元件把负载中拥有的势能转换成电能储存起来。元件1是具有可逆性的电动机/发电机，泵/马达2与它同轴刚性联接。在负载缸上冲程过程中泵/马2达处于泵状态，电网提供电能给电动机驱动泵输出油液，使负载缸向上运动;当负载缸5活塞下行时，泵/马达2处于马达状态，负载缸5活塞下行输出高压油驱动马达以超同步转速旋转，并带动发电机1发电，产生的电能进入电网，供其它元件或者系统使用。图2-3 电能储存型抽油机系统原理图2.4 三种能量回收方式的比较 常用的飞轮主要包括金属制飞轮和超级飞轮两种类型。金属制飞轮主要为钢制材料，这种类型能量密度小，但是价格相对便宜，容易加工制造，并且连接方便，因此在工业中十分常用。第二种飞轮由碳素纤维制作而成，这种材料所具有的一个十分突出特点就是其比强度值很大，因此其能量密度值也很大，大约为钢制的10倍。飞轮储存型附重相对来说比较轻，因此其系统成本相对要小，其缺点是在技术上不易实现，而且节能效果一般，不如液压储存型好。目前电能回收技术在国内要得到广泛应用还比较困难。蓄电池储能方式综合性能不错，然而其所具有的缺点是功率密度小，并且在进行充放电时频率过低，因此无法对大功率进行快速转换和储存。 液压储能方式要比其它两种方式能量密度低，然而其功率密度最大，可在上冲程这个短时间内提供足够液压能，而且，该方式储存时间相对较长，其系统中的元件己经十分成熟，而且应用可靠。比较以上三种不同的节能方法，由于蓄能器储能密度高，使用起来比较安全，而且价格相对也便宜，在实际工程应用中前景广阔，因此本课题主要研究利用蓄能器进行储能的液压技术，并将该技术应用于抽油机中。3 节能式抽油机液压系统的组成图3-1所示为实际节能式抽油机液压系统原理图。图3-1 液压系统原理图该系统主要由五个部分组成，其中包括负载液压缸回路、蓄能器平衡回路、前置泵及循环冷却过滤回路、蓄能器补油回路以及控制油回路。 4 液压系统主要参数的设计计算及优选 4.1 举升液压缸参数的计算与确定4.1.1 液压缸活塞杆直径的确定考虑到井口光杆的直径，液压缸的活塞杆的直径在不大于光杆直径的情况下尽量取大值，这里取液压缸活塞杆的直径d=63mm，这可增加长冲程液压缸活塞杆的刚度，保证压杆稳定。4.1.2 液压缸活塞直径的确定液压缸上冲程工作示意图如图4-1所示。在克服最大悬点载荷的情况下，液压缸的工作压力最好保持在21Mpa以下，这可保证系统可靠长寿命工作。本液压抽油机上冲程最大悬点载荷为120kN，假设液压缸的工作压力为20Mpa，则液压缸的直径 D=(4F/p+d2)1/2=(4120103/20106+0.0632)1/2=0.0914m=91.4mm 图4-1圆整后标准规格尺寸为100mm。考虑到降低系统的工作压力，取液压缸的活塞直径为非标准的D=115mm。4.1.3 液压缸行程的确定因为本液压抽油机的有效冲程为5m，考虑到不能使活塞撞击缸底和缸盖，最大行程取为5.2m较为合适。最终确定液压缸的规格为：f115/63-5200。 4.2 液压抽油机单个冲程的速度曲线规划抽油机的冲程和冲次一旦确定，就确定了抽油机光杆的最大行程和抽油机的采油频率。但并没有确定抽油机在一个冲程内的运行速度和加速度，抽油机光杆的运行速度和运行加速度对抽油泵的吸液效率具有直接的影响。若抽油杆运行加速度过大，抽油泵吸液效率低，造成油井产量低；若抽油杆运行加速度过低，对液压抽油机结构要求复杂，难以达到设计要求。另外，光杆的运行速度曲线决定了液压系统的流量和装机功率等重要参数。因此在设计中需要选择合适的加速度和速度曲线。实际情况中，抽油机速度曲线通常设计为正弦曲线和梯形曲线两种，正弦速度曲线多用于游梁式抽油机，其加速度呈正余弦规律变化，运行过程中速度加速度没有突变过程。梯形曲线多用于新型直线采油设备，其运动过程包括匀加速、匀速、匀减速阶段以及反向重复此过程。在抽油机冲程、冲次相同的情况下，两种速度曲线积分得其位移，易发现梯形速度曲线相对正弦曲线其最大运行速度较小，采用这种曲线在液压抽油机液压系统设计中有利于减小液压系统所需要的流量。在冲程、冲次一定时，单次循环中不同的油杆提升速度规划曲线决定了油杆的最大提升速度，从而影响到驱动功率的计算。 根据冲程和冲次及对加速度和速度的要求，设计液压抽油机悬点运动速度为梯形速度曲线，如图4-2所示。图4-2 梯形速度设计曲线 设冲程为S，冲次为n，上下冲程所用时间相等，则上行程时间t=30/n。梯形速度曲线规划为加减速阶段的行程均为总行程的0.1倍，加减速时间均为t1。则有maxt1+max(t-2t1)= S (4-1)0.5maxt1=0.1S (4-2)式中，n抽油机的冲次，次/min; S抽油机的最大冲程，m；max悬点匀速运动速度，m/s;解上述公式得最大速度max=Sn/25 (4-3)加速时间t1=5/n (4-4)加速度a=4SN2/500 (4-5)只要将冲程S，冲次n的值代入即可得算出最大速度max，加速时间t1及加速度a的值。4.3液压系统参数的设计计算由式(4-3)，(4-4)，(4-5)，代入相应的冲程5m，冲次3次/min，可得速度规划如表4-1所示。表4-1 速度规划最大速度max (m/s)加速时间t1 (s)加速度a (m/s2)冲程5m，冲次3次/min0.61.570.364.3.1双向定量液压泵马达排量计算及选型满足上述冲程、冲次及速度规划要求时，上冲程时需要供给液压缸的最大流量qmaxt=maxA2=0.6p (0.1152-0.0632)/4=262L/min式中 qmaxt理论上需要供给液压缸的最大工作流量(L/min) max活塞杆运行的最大速度(m/s) A2液压缸有杆腔的有效作用面积(m2)考虑到液压缸的泄漏损失，设其容积效率hgv=0.98，实际需要供给液压缸的油液流量qmaxa= qmaxt /hgv =262/0.98267 L/min目前在市场上可买到的，并获得应用的双向变量液压泵/马达产品主要有德国Bosch Rexroth 公司生产的A4VSO轴向柱塞变量泵/马达；美国Moog公司生产的RKP系列径向柱塞变量泵/马达系列；日本油研公司生产的A150轴向柱塞变量泵/马达，其最大排量为145mL/r。若要该泵能够提供267L/min的流量，变频电机的转速应为n=267L/min/0.145mL=1842r/min即满足要求。因此综合考虑性价比及供货周期等因素，选择日本油研的同轴连接的两台A150泵。其型号为A150-FR04E215A-V-SP-10958。对应的变频电机转速应调在n=1842r/min下工作。4.3.2液压蓄能器的选型及相关计算 根据抽油杆上冲程的速度规划以及双向变量液压泵/马达的排量，可计算出理论上液压蓄能器的排液量，即有效工作容积。由于与蓄能器相连的双向变量液压泵/马达18.1和18.2的排量Vpm=145 ml/r，加减速段时间t1均为1.67s，加减速段变频电机的平均转速nav=921r/min；最大运行速度时间t=6.66s，对应的变频电机最大转速n=1842 r/min，于是上冲程期间蓄能器向外释放出的液体量为V理论=Vpmnav2t1/60+ Vpmnt/60=0.145L/r921 r/min21.67s/60+0.145L/r1842r/min6.66s/60=7.43L+29.65 L=37.0 L下面确定蓄能器的容量。因为蓄能器冲放液的时间为T=10s，充在蓄能器中的氮气没有足够的时间与外界进行热量交换，可以认为是绝热过程，绝热指数=1.4。考虑到延长蓄能器的使用寿命，最高压力不要选得太高，这里设定最高工作压力p2=17Mpa，最低工作压力p1=14Mpa，充气压力p0=(0.95-0.97) p1=(13.313.58)Mpa，这里取p0=13.5Mpa。蓄能器站的容量V0计算如下： (4-6)选容积V活=50 L蓄能器1个，5个50 L的氮气瓶，此时蓄能器的实际总容量V0实=300 L，大于294L，满足要求。验算蓄能器组的实际排液量V实际根据热力学方程 (4-7)蓄能器在最低工作压力下气体的体积 (4-8)蓄能器在最高工作压力下气体的体积 (4-9)蓄能器的实际排液量 (4-10)或 (4-11)大于理论上蓄能器要求的排液量37.0 L，满足要求。抽油机在上冲程时蓄能器释放能量的过程为: 。所能释放的能量 (4-12) 代入相关数据得E2-1= 578493J上冲程过程中蓄能器所能输出的平均功率PacPac=E/T=578493/10=57.85kW (4-13)4.3.3额定载荷下驱动电机功率的计算与确定 (1)上冲程时液压缸的最高工作压力pmax式中 pmax液压缸最高工作压力(MPa) F液压缸最大负荷(即悬点载荷)(N) A液压缸有杆腔的有效工作面积(m2) D液压缸活塞内径(m) d液压缸活塞杆径(m) 考虑到液压缸摩擦损失，设其机械效率hm=0.95，则实际需要供给液压缸的最高工作压力pmaxa=16.5/0.9517.4MPa (2)液压缸的最大输出功率Pmax液压缸的最大输出功率由承受的最大负载决定。本设计的最大悬点载荷F=120 kN，最大运行速度max= 0.6m/s，因此得液压缸的最大输出功率：Pmax=Fmax=1200000.6=72.0kW(3)上下冲程电机输出功率计算上冲程时，蓄能器组释放能量，与变频电机一起驱动作为液压泵使用的双向定量液压泵/马达向液压缸供油，因此得上冲程时电动机应该输出的功率为：Pe上=Pmax-Pac=72.0-57.85=14.15 kW下冲程时，液压缸释放重力势能，下冲程时的自重载荷为84kN，10s内下降高度5m，所能释放的平均功率： P84=840005/10=42 kW该能量驱动作为液压马达使用的双向定量液压泵/马达，并与变频电机一起驱动作为液压泵使用的双向定量液压泵/马达为蓄能器充液蓄能，因此下冲程时电动机应该输出的功率为：Pe84下= Pac- P84=57.85-42=15.85kW可知此时上冲程时电机的输出功率14.15kW与下冲程电机的输出功率15.85kW相差-1.7kW，上下冲程电机的输出功率基本平衡，对电机长时间稳定工作十分有利。根据上述计算结果，并考虑到工作环境和蓄能器的使用寿命，选择一个容量为50L的活塞式蓄能器，另配3个50L的氮气瓶，组成活塞式蓄能器与氮气瓶组。蓄能器的充气压力p0=13.5Mpa，最高工作压力p2=17Mpa，最低工作压力p1=14Mpa。五、阶段进度计划 前期阶段： 第一周：大量查阅与节能型液压油压机相关的文献书籍，详细了解整个设备的功能原理构造等。 第二周：从机械系统设计的角度出发，查阅总结文献资料，选出最优方案。开始液压系统的设计，编写文献综述和开题报告。 第三周：查阅文献和机械设计手册，根据任务书的要求进行静态、动态的计算和校核和选件。 第四周：完善文献综述和开题报告，制作答辩视频、PPT，准备前期答辩。 中期阶段： 第五周: 完善并绘制完整的系统原理图。第六周：设计液压阀组装配图。第七周：设计阀块图零件。第八周：绘制部分零件图。 第九周：绘制油缸图和油箱图。第十周：制作答辩视频、PPT，准备中期答辩。 后期阶段： 第十一周：进行泵站的设计。 第十二周：绘制泵站装配图。第十三周：完成装配图与零件图。 第十四周：审查并修改图纸。 第十五周：撰写设计说明书。第十六周：制作答辩视频、PPT，准备终期答辩。六、主要参考文献1 周勇.抽油机液压节能装置J.石油石化节能，2013（7）：34-35.2 邵伟平，孙春辉，郝永平，等.新型机械换向长冲程抽油机设计与分析J.机床与液压，2014，42(15): 88-91.3 赵亚杰，黄华，王卫刚，等.抽油机游梁平衡自动调节机构设计J.石油矿场机械，2013，(11): 38-41.4 姜继海，于斌，于安才，等. 基于能量回收再利用的液压挖掘机回转系统节能研究J.流体传动与控制，2012（6）：7-10.5 BAIRAMOV F D, MARDANSHIN, R G.Stability of Hy-brid Systems in “Large”and “Whole”，in Proektirovanie I issledovanie tekhnicheskikh sistem J .Design and Studied of Technical Systems ,Naberezhnye Chelny , 2004(4) :5-9.6 PHILLIPS W,MEHEGAN L,HERNANDEZ J.Improving the Reliability and Maintenance Costs of Hydraulically Actuated Sucker Rod Pumping SystemsJ.SPE Artificial Lift Conference-Americas，SPE-165022-MS,2013：21-22.7 Rydberg K E. 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