高温高压注蒸汽增压装置的设计（全套含CAD图纸）
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- I - 高温高压注蒸汽增压装置 的设计 摘 要 高温高压注蒸汽增压装置是基于我国油田许多地区地层压力高，渗透率低，油井太深，采不出油而提出的。目前，所使用的锅炉压力达不到实际要求，而且有的油井根本就注不进汽，无法进行热采。 高温高压注蒸汽增压装置是利用自动换向液压系统使锅炉向地下注入高压蒸汽，进而地层压力提高，使油液开采出来。此装置使从锅炉输送来的低压蒸汽通过汽配流总成进入容积式柱塞泵中，驱动电流通过液压驱动系统推动柱塞泵对蒸汽加压，蒸汽被加压后通过出汽配流总成注入油井中。其设计重点是液压驱动系统的设计，自动换 向液压缸的设计和液压泵站的设计。自控换向液压缸是将两端缓冲容腔的一部分设计成全封闭结构。缸在全行程运行时，两端全封闭的缓冲腔内瞬间产生高于系统工作压力的脉冲压力。用这个脉冲压力控制液动换向阀换向。自动换向液压系统与电磁换向相比较：故障较少，可靠性高。与之相关的设计：泵和电机的选择和设计，液压阀的选择，集成块的设计和邮箱的设计及有关元件的设计详见说明书。 关键词 蒸汽；增压；液压系统；自动换向；缓冲机构 - is on of of to in is of to to to is of is of to is of of of to of of of in in of - - 目 录 第 摘要 . I . 章 绪 论 . 1 题背景 . 1 题简介 . 1 置的技术参数 . 3 第 2 章 专用增压装置主体结构设计 . 4 体结构设计 . 4 用增压装置总体结构 . 4 泵的结构设计 . 5 压泵 主泵组成 . 5 泵的工作原理 . 5 关的技术问题 . 5 泵总体机构水利设计 . 5 的总体结构 . 5 配流总成的设计 . 7 泵的驱动系统 . 9 章小结 . 11 第 3 章 拟定液压系统原理图 . 12 本回路的选择 . 12 考虑的问题 . 12 第 4 章 液压系统的设计计算 . 14 确液压系统的计算要求 . 14 制执行机构负载突和速度图 . 14 的设计计算 . 15 的排量计算 . 16 算液压泵的压力 . 17 择液压泵规格型号 . 17 动功率计算及电机的选择 . 17 第 5 章 液压缸的设计计算 . 19 定液压缸主要尺寸 . 19 算各运动阶段的压力、流量和功率 . 19 制液压缸工况图 . 20 压缸各部分机构、材料及技术要求 . 20 塞和缸体的设计 . 21 盖设计 . 22 - V - 塞设计 . 22 塞杆设计 . 22 封组件和润滑问题 . 22 压缸的缓冲装置 . 23 第 6 章 系统损失的计算 . 24 路系统压力损失计算 . 24 管段长度、管直径及管头数 . 24 断液流类型 . 24 程压力损失计算 . 25 部压力损失 . 25 路总压力损失及压力效率 . 25 统温升的验算 . 25 统发热计算 . 25 统的散热计算 . 28 第 7 章 液压元件及辅助原件的选择 . 29 压阀的选 择 . 29 的型号的选择 . 29 类元件配置形式的选择 . 29 管的计算与选择 . 30 属管的内径计算 . 30 管设计中的注意事项 . 31 箱的设计 . 32 箱的设计要点 . 32 箱的容量计算 . 32 结论 . 34 致谢 . 35 参考文献 . 36 附 录 . 错误 !未定义书签。 - 1 - 第 1章 绪 论 题背景 石油工业在国民经济中的作用是巨大的。我国目前已探明的石油储量只有 100 亿吨左右 ，而大庆地区约占 50 亿吨。 在大庆地区，油田过渡带有一亿多吨的储油量。这些油用现有的方法只能猜出 30%以下，剩下的 70%已经无法采出来了。在非过渡带地区也只能采出 50%左右。所以，如何能提高采出比率是油田三次采油的攻关课题。 近几年，采油工艺研究所利用锅炉向地下注蒸汽的办法进行热采。实践证明这是一个行之有效的方法。但是大庆油田的许多地区地层压力高，渗透率低，油井太深。特别是过渡带地区，现在所使用的锅炉压力已不能满足要求。在注汽过程中大量蒸汽被排放掉而不能有效利用。注入蒸汽的周期长，造成大量的能源浪费，功效低 。有的井根本就注不进蒸汽，无法进行热采。 专用增压装置就是在上述技术背景下，由采油工艺研究所提出来的。通过课题查新，证明这一装置在国内、国际均属首创。专用增压装置的总体结构见图 中左半部分）和增压泵主泵（图中右半部分）两部分组成。 题简介 本次设计师根据国家教委及哈尔滨理工大学的规定所完成的大学本科学生设计，他是培养我们综合提炼知识，独立思考和科学工作方法的重要过程。我所进行的课题题目是“专用增压装置的液压系统设计”，主要是泵站设计和驱动系统的设计，应属液压传动范畴。 液压传动相对于机械传动来说是一门新技术，由于要使用原油提炼制品作为传动介质，近代液压传动和汽车及飞机一样，是由 19 世纪崛起并蓬勃发展的石油工业推动起来的。本世纪 60 年代后原子能技术、空间技术和计算机技术的发展使液压技术推向前进，使他发展成包括传动、控制、检测在内的一门完整的自动化技术使他在国民经济各个方面得到应用。采用液压传动程度已成为衡量一个国家工业水平的重要标志之一。当前，液压技术在实现高压、高速、大功率、低噪声及经久耐用、高集成化等各方面都取得了重大的进展，在完善比例控制、伺服控制、数学控制等 - 2 - 技术 上也有许多新成就，此外，在液压元件和液压系统的计算机辅助设计、计算机仿真和优化及危机控制等开发性工作方面，更日益显示出显著成绩。 图 1用增压装置 我国的液压工业开展于本世纪 50 年代，其产品最初只用于机床和锻造设备，后来才用于工程机械。自 1964 年从国外引进一些液压元件生产技术，同时进行自行设计液压产品以来，我国的液压元件已从低压到高压形成系列化，在各种机械上得到广泛应用。 液压传动是以液体为介质来传递动力，它是用液体的压力能来传递动力，它与利用液体动能液压传动是不同的，因此，液压传动中的工作 介质是在受控制、受调节的状态下工作的，因此，液压传动与液压控制常难以分开。 液压传动主要由以下四部分组成： 机械能转变成油液的压力能的装置，最常见的形式是力泵。 油压的压力能转变成机械能的装置。 系统中的油液的压力、流量或流动方向进行控制或调节的装置。 述三部分以外的其他装置，如油箱、滤油器等。 液压传动有许多优点：在同等体积下，液压装置能比电器装置产生更多的动力；液压装置工作比较平稳，能在大 范围内实现无级变速；液压传 - 3 - 动易于自动化，易于实现过载保护，液压元件已实现标准化、系列化、通用化，并且用液压传动来实现直线运动比机械传动简单。基于以上优点，本装置采用液压传动。 当然，液压传动是存在一些缺点，比如：液压传动不能保证严格的传动比，其工作过程常有较多能量损失，液压传动对温度变化比较敏感等。 总的来说，液压传动的优点是突出的，它的一些缺点有的现已大为改善，有的将随着科学技术的发展而进一步得到克服，并在各种机械设备上得到更加广泛的应用。 置的技术参数 装置的计入参数如下： 锅炉供汽压力： 16炉供汽流量： 5 6T/h， 蒸汽湿度： 40%， 增压后压力： 21 - 4 - 第 2章 专用增压装置主体结构设计 体结构设计 确定增压装置的总体结构。 用增压装置总体结构 （专用增压装置）的总体结构是由液压驱动系统和增压泵主泵两部分组成。 它的工作过程如图 2示。从锅炉输送来的低压蒸汽通过入汽配流总成进入容积式柱塞泵中，驱动电源通过液压驱动系统推动柱塞泵对蒸汽加压，蒸汽被加压后通过出汽配流总成注入油井中。 图 2高温高压注蒸汽增压装置工作过程示意图 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 - 5 - 泵的结构设计 主要确定增压泵主泵组成、主泵的工作原理等。 压泵主泵组成 增压泵主泵组成如主泵图（见图纸）所示，增压泵主泵是由出汽配流总成，入汽配流总成，柱塞泵主体，密封组件，液压缸组成。从锅炉输送来的低压蒸汽通过入汽配流总成进入容积式柱塞泵中，驱动电源通过液压驱动系统的液压缸推动柱塞泵加压，蒸汽被加压后通过出汽配流总成注入油井中。 主泵的工作部分由缸、柱塞、吸汽配流总成、排气配流总成、吸汽管路和排汽管路组成。 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。当柱塞从做极限位置向右运动时，在柱塞左边，由于柱塞和缸体所组成容腔体积不断扩大，因而容腔内形成低压区。这时，从锅炉来的汽体在压力差的作用下冲开吸汽阀，沿着吸气管道进入泵缸内，这是柱塞泵吸汽过程。当柱塞从有极限位置返回时，泵缸内的汽体开始被挤压，由于 果压缩较快，蒸汽不能完全液化，经压缩之后达到地下压力，此时吸汽阀门被死死地关闭，排气阀门打开，蒸汽排除。 关的技术问题 与主泵相关的技术问题可用图 2示。 泵总体机构水利设计 这一部分的技术关键是气液两相 流在主泵流道内的流动分析。气液两相流在高温高压下的静动态特性决定了泵的缸体、柱塞和流道等几何结构。利用计算机仿真技术对泵的各种设计方案进行动态、静态分析，找出介质的动力学特性及其对泵的影响，从而提出最优的设计方案。 的总体结构 泵的总体结构可以有以下几种形式：双缸双作用往复式活塞泵结构，多缸双作用斜盘式活塞泵结构，多缸单作用斜盘式柱塞泵结构，双缸双作用往复式柱塞泵结构。 - 6 - 图 2主泵技术分布示意图 这种结 构的优点是结构紧凑，尺寸小。但是对于高温高压蒸汽介质，它有致命缺点 活塞动密封很难解决，维修也不方便。经分析论证表明，该结构对我们的工况不适用。 这种结构可以采用多个缸均匀分布的方式，结构更加紧凑。但是对于本课题的工作环境和条件，这种结构有如下缺点： (1) 因为有滑靴，需要动压支撑技术，难度大、造价高。 (2) 这种结构的动密封更难，维修更不容易。 (3) 驱动系统需要用电机 减速机构，启动特性不好。 所以本课题不适用这种结构。 这种结构没有动密封，尺寸比往复式小许多。但是它也需要动压支撑润滑，需要庞大的减速机构，所以亦不适用。 这种结构是我们认真分析所选用的。这种结构的优点： (1) 可以利用背压，效率高。 (2) 可方便的用液压驱动方式，结构简单，成本低。 (3) 没有活动密封，解决密封问题要容易的多。 (4) 没有烧瓦等问题，对工作环境适应性强，工作可靠。它的缺点是尺寸大。 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 - 7 - 图 2作用往复式活塞泵结构简图 配流总成的设计 这一部分的技术关键是精确配流。解决的途径是采用组合式自动阀式配流。通过设计 制出满足技术要求的配流总成。 配流一直是泵设计的主要问题，配流方式有固定式配流（如叶片泵），配流盘式配流（如轴向柱塞泵）和阀式配流。在我们的项目中，固定式配流不适用，配流盘式配流有困油角问题，对高温高压气体，容易产生排汽与吸汽间的内泄漏和汽蚀问题。阀式配流是一种单作用的液力闭锁机构，它使运动的气体沿一个方向运动，交替的将泵腔与吸汽管和排汽管连通或断开。他特别适合汽和水为介质的泵。阀式配流的结构已通过威斯特法尔（ 律计算确定。阀的运动规律已通过阿道尔夫 （ V. 分方程近似计算法进行了微机仿真。 - 8 - 图 2缸双作用斜盘式活塞泵结构简图 图 2缸单作用斜盘式柱塞泵结构简图 配流总成分为入汽配流和排气配流两个。它们的结构基本相同，但是开口方向不同。配流总成主要由阀座、阀板和弹簧组成。 阀座采用和缸体相同的不锈钢材料。阀座的流道经过流体力学的计算，从而保证局部压力损失较小。阀板是由不锈钢底座和青铜底板压制而成。铜制板底板可以减小对阀座产生的冲击破坏，延长阀座的使用寿命。 - 9 - 图 2缸双作用往复式柱塞泵结构简图 弹簧使用 的是甲种弹簧钢，表面经过都统处理。弹簧的刚度和伸缩量等参数都是根据主泵流量、压力等参数经计算确定。 泵的驱动系统 通过各种技术论证，本设备选用了往复式柱塞泵作为主泵，所以其驱动系统的执行机构也必须是往复式的。由于泵输出的是高温高压蒸汽，所以它的启动技术是很重要的。另外防止配流冲击也是必要的。 对于往复式泵来说，它的驱动方式有两种。一种是机械式驱动，另一种是液压驱动。 机械驱动的技术路线是：电机 图 2 图 2驱动示意图 这种驱动方式是常规的旋转 种方式通常的应用条件下安全可靠，但是在本课题中是不是用的。主要原因有如下几点： 我们采用了往复式柱塞泵，泵的排量大，行程长。若采用曲柄连杆机构的话则连杆和滑块部分尺寸大，飞轮尺寸也很大。从而保证高的加工精度很困难。而对于长行程的滑块，其润滑也是很难保证的。 由于本设备与注汽锅炉配套使用，要求在现场可以方便的排除故障。 - 10 - 机械驱动方式的故障一般都需要加工处理，可能引起停工事故，造成巨大的经济损失。 这种驱动方式在行程两端点处的加速度大，势必产生配流阀的冲击，损坏阀板，使配流阀的工作可靠性降 低。由于阀门关闭的滞后效应，排出的蒸汽可能部分倒流回泵内（高压回流效应），造成一定的功率损失。 最关键的问题是该泵的背压高达 15柄轴瓦始终处于压紧状态，摩擦副之间进不去润滑油，所以必须烧轴瓦。 综上所述的技术问题决定了我们必须使用其他驱动方式。 经过多方面考察，最终我们选择液压驱动系统，液压驱动系统具有如下优点： 结构简单，小批量生产成本低。液压传动系统已属集成化很高的技术，大多数件都是标准件，这样大大降低了成本。 工作平稳，维修方便，减小了阀门的开闭冲击。 可以无极调速和软启动。利用系统中的流量 阀可以方便的调节泵的往复的运动速度。 液压驱动技术路线是：电机 各种控制阀和液压集成块 )液压执行机构。 本系统的最大特点是控制主泵往复运动的幻想机构是自控换向液压缸和液控换向阀组成的系统。实践表明利用自控换向液压缸系统后，换向机构在运行过程中还没有出现故障，大大提高了可靠性。 自控换向液压系统的工作原理如下： 对于普通液压缸，为了避免在全行程过程中活塞惯性力和液压力所造成的活塞和缸盖之间的机械撞击，缸两端都设有不同形式的缓冲容积。自动换向液压缸就是将两端缓冲容腔的一部分设计成 全封闭结构。缸在全行程运行时，两端全封闭的缓冲腔内瞬间产生高于系统工作压力的脉冲压力。用这个脉冲压力控制液动换向阀换向。节流阀用以调节换向速度。在缓冲腔内产生吸空现象时，单向节流阀可以向腔内补油。若在起始时活塞处在两端的某一死点，可以用手动换向阀强制启动。自控换向液压缸的工作原理见液压系统原理图。 自控换向液压缸的设计师驱动系统的关键技术。自控幻想液压缸设计的主要技术问题是缓冲机构的设计计算、密封结构。 自控换向液压缸的主要尺寸及参数为： 液压缸出力 F=80000N； 工作压力 0 活塞线速度V=s。 设计参数：液压缸内径 D=140塞杆直径 d=100效行程L=500定线速度 V=s，缓冲腔压力最大值 0 - 11 - 章小结 这一章主要对主泵的总体结构惊醒了优化设计，对比了四个方案，进而选择了最好的方案。论述了主泵的工作原理优选主泵的驱动系统，采用液压驱动方式，对自动换向液压缸的工作压力、工作行程、主要尺寸、线速度进行了拟定。 - 12 - 第 3章 拟定液压系统原理图 本回路的选择 拟定液压系统图是整个液压系统设计的重要一步，它与作用原理和结构组成具体体现设 计任务中提出的各项要求。拟定液压系统图包括两项内容：通过分析对比选出合理的液压回路；吧选出来的液压系统回路组成液压系统图。液压回路的选择是根据所给的各项要求和执行元件的工况图来进行的。选择回路时既要考虑调速、调压、换向、顺序动作，及动作互锁等要求，又要考虑节省能源，减少发热，减少冲击，保证动作精度等问题。 根据液压系统要求是进给速度平稳，可选用调速阀的单向截流调速回路出口加背压。 根据设计要求 V 快进 =V 快退 ，并为了达到 V 快进 =10m/s，的要求，要尽量 采用较小规格的液压泵。 根据设计要求，速度换接平稳可靠，另外因为此装置时专用设备，所以可用行程阀的速度换接回路。若采用电磁阀的速度回路，调速行程比较方便，阀非安装也比较容易，但进度换接的平稳性较差。 单泵调压回路的作用是：使液压系统的压力可在一定范围内调整；使液压系统在不需要压力时进行卸荷。 双油口换向回路用于执行系统双边进油并对速度调节不高的场合，可以调节压力以适应运动的需要。 考虑的问题 避免存在多余回路。 注意防止回路间的相互干扰仪保证机器实现正常的工作循环。 量采用互换性的标准液压件。 - 13 - 止系统过热。 液压系统原理图如图 3 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压系统原理图 - 14 - 第 4章 液压系统的设计计算 确液压系统的计算 要求 应明确的问题 毕业设计的专用增压装置的驱动系统由液压传动完成。 作循环表） 表 4作循环表 液压阀 动作 手动换向阀 电磁换向阀 启动 右位 左位 快进 右位 左位 工进 右位 左位 制动减速 右位 右位 快退 右位 右位 括根据工作情况确定最大负载；力或力矩；工作行程；速度或转速；调速范围以及对运动的平稳性、动作精度和效率等。 最大负载 20效行程 L=200定线速度 V=作压力 0m=800速，快退速度为 10m/s，有效行程500作加速、减速时间不大于 由于此装置为采油增温增压装置，温度和湿度适中，且易燃，多尘。 制执行机构负载突和速度图 液压缸的负载主要包括：工作阻力、惯性阻力、重力、密封阻力和背压阀阻力等。 W 对液压机来说，工作的抗力即为工作负载，工作负载 液压缸运动方向相反时为正值，方向相同时为负值。 50720N f - 15 - 导轨摩擦负载试制液压缸驱动运动部件是所受的导轨摩擦阻力，其值与运动部件的导轨形式、放置情况及运动状态有关。机床上常用平导轨和V 行导轨支撑运动部件，其摩擦负载值的计算公式（导轨水平放置时）为： Ff=f（ G+=f（ N） （ 4 式中 f 为摩擦系数（静摩擦系数 动摩擦系数 f 静 =f 动 =1 G 为运动部件的重力； F 为垂直于导轨的工作负载； 因为 ， 所以 g ， Ff=568N fk=84N。 1 惯性负载是运动部件在启动加速或制动减速时的惯性力，其值可按牛顿第二定律求出。 F1=ma=m v/ t=800 10/800N。 （ 4 式中 m 为运动部件的质量，单位（ t 时间内速度变化值，单位为（ m/s） ； 位为（ s）。可取： t=载低速时取较小值。 g 垂直或倾斜放置时运动部件，在没有平衡的情况下， 其自重也成为一种负载，因运动部件是水平放置，故重力在运动方向的分离为零。 S 密封负载是指密封装置的摩擦力，其值与密封装置的类型和尺寸、液压缸的制作质量和油液的工作压力有关。在未完成液压系统设计之前，不知道密封装置的参数， 法计算，一般用液压缸的机械效率加以考虑，常取 b 背压负载试制液压缸回油腔背压所造成的阻力。在系统方案及液压缸结构尚未确定以前， 负载计算时可暂不考虑。 根据以上分析，可计算出液压缸各动作阶 级中的负载，见表 4 根据上表数值，绘制出的液压缸的负载突和速度图，便于计算及分析液压系统，如图 4示。 的设计计算 主要计算泵的排量、液压泵的压力进而选择液压泵的规格型号。 - 16 - 表 4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 =+k i F F加=速阶段 + F快F快1742N 工进阶段 w f F F 工F 工160303N 制动减速 k i F F 减F减20871N 快退阶段 F退F快1742N 图 4压缸的负载图和速度图 的排量计算 压力 P=16 饱和蒸汽物理参数 t=,其中， 水得比容， 气体的比容。则混合比容为： V 混 =而可计算出供气容积为： v=（ 50006000） h 选择大值，泵的流量为： Q=际设计中取 Q=600L/ 柱塞的往复频率设计值是 30 次 /分，则泵的排量 q： q=600/30=20L 由于选择了双缸双作用式泵结构，则每个缸的工作容积为： V=q/4=5L - 17 - 算液压泵的压力 液压泵的工作压力当考虑液压缸最高有效工作压力和管路系统的压力损失，所以泵的工作压力为： P 泵 = p (4式中 P 泵 为液压泵最大工作压力。 液压缸最高有效工作压力。 p 为管路系统的压力损失，初算时简 单系统可取 复杂系统取 本设计取 p=1由式 4： P 泵 = p =F 工 / 160303/10=述计算所得的 P 泵 是系统的静压力，另外考虑到一定的压力储备量，提高泵的寿命，所以选泵的额定压力应满足 P 额 （ P 泵 。中低压系统取小值，高压系统取大值。 在本设计中 P 额 = 泵 = 选择液压泵规格型号 根据 P 额 及 P 泵 值，选用 尖峰 35，该泵的基本参数为：泵的额定压力为 21高转速 150s，输入功率 135积效率 v=形尺寸 356 520 300论排量 234ml/r。 动功率计算及电机的选择 液压缸的最大输入功率在工进阶段，可按此阶段估算电动机功率。 在理想状态下，如果液体是不可压缩的，则泵的输入功率（不计泵内损失）： 当输入流量为常数时： p=Q 入 p= （ P 出 ） (4由此可见，随着泵输出压力的提高，泵所需的输入功率线 性增加。提高输出压力时以增加输入功率为代价的。 由于本课题最大输入流量是不变的，对于饱和蒸汽而言，离临界状态（ t=还有一定距离。在缓慢压缩情况下，压缩初期是等压、恒温、含水量增加。到达液态之后压力突然增加，见图 4折线 1。图 4表示体积。 实际工作中压缩过程是很快的可以近似为 样蒸汽还没有完全液化就达到输出压力而排出。这一过程如图 4。 图 4折线 3 是对应于不可压缩流体的压缩过程。由于压缩过程曲线的包络面积决定了功率，通过图 4三条曲线可知，驱动 同样体积的液体所需输入功率有如下关系： - 18 - Q 入 为了弥补泵内的损失功率，工程上选用不可压缩情况计算输入的功率，由式 4 入 ： N 入 = p Q=5 106 6002 =55000w =55统选用 55 图 4线图 查阅电动机样本，选用 Y 系列
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