柱塞泵毕业设计、柱塞式往复泵的结构与性能的研究
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前言柱塞式往复泵的结构与性能的研究现代钻井技术的发展,对泥浆泵的工作能力提出了更高的要求。如,钻表层时需要泥浆泵有7.5711.363/的大排量;钻中深层或钻水平井时,为了便于排屑和减少井下事故,需要泥浆泵有较高排出泵压(52.7)和较大排量;搬迁时尽量占用少的车次;海洋钻井平台要求泥浆泵占有空间小、质量轻;偏远地区的钻井作业承包商,要求泥浆泵在满足钻井作业要求的同时,又能满足固井作业。传统的三缸单作用钻井泵排出不均度较大,曲轴制造易产生误差。泥浆泵工作时震动不可避免。其质重和体积大,给运输和搬迁带来极大不便。为适应钻井承包商提高钻速、降低作业成本以及其他一些特殊要求,各泥浆泵制造厂商在不断对已有产品完善的同时,研制出一些性能和结构先进的泥浆泵。1前言1.1课题研究的背景在中国全面建设小康社会、加快现代化建设的进程中，必须高度重视和妥善解决能源问题 。而石油天然气无疑在中国能源战略中具有极为重要的地位，关系到经济发展、社会稳定、国家安全和全面建设小康社会目标的顺利实现。我们必须抓紧制定和实施可持续发展石油资源战略，搞好石油天然气资源的勘探、开发、生产和节约使用，保障国民经济长期稳定发展。当前中国油气消费进入快速增长时期，油气资源短缺已成为积极和社会发展的重要制约因素。 1.1.1中国石油发展现状石油产量有所增长 中国主要石油资源可以划分为东北石油区、西北石油区、东部石油区和海上石油区。东北石油区包括大庆、辽河、吉林油田，2020年原油产量可能保持在6000万吨左右。西部石油区包括克拉玛依、塔里木盆地、柴达木盆地、吐一哈地区。如果加强规划，加大投资力度2020年原油产量可能达到6000万吨左右。东部油田区包括胜利、大港、中原、河南、江汉、中苏等所有其他陆上油田，通过提高采收率技术的持续应用和其他技术进步，2020年原油产量也有可能保持在5000完吨-6000万吨。海上石油区包括渤海、东海、黄海和南海。通过鼓励各大国有石油公司、外国石油公司都积极投入力量，2020年海上油区的原油产量有可能达到5000万吨-6000万吨。如果这些目标实现了，2020年原油产量可能达到2.2亿吨-2.4亿吨。 “十一五”期中国原油供应和原油加工将继续增长，特别是“十一五”前期，即20062007年，由于受世界高油价惯性的影响和刺激，国内原油产量在这2年仍会保持相对比较快的增长速度，估计月均原油产量将达到1500万吨以上，国内原油供应量将持续增长。石油进口趋于稳定2006年中国石油消费达到3.28亿吨，已跻身与世界石油消费大国行列。中国将继美国之后成为世界上第二大石油消费国，继美国和日本之后的世界第三大石油进口国。今后5-10年间，中国原油消费量年均增长率将达到4%左右，2010年中国的石油总需求量将达到3.5亿吨308亿吨，而到2020年中国成品油需求量将为2000年的2.3倍（约5亿吨）。中国目前的能源消费结构中，燃煤占2/3，石油天然气正在迅速填补燃煤消耗相对下降的市场。由此看来，“十一五”期间中国石油供应格局将由以国内为主逐步转变为以国外为主，进口量将会增加。但由于中国政府积极推进石油战略储备工作，加上节能政策的贯彻执行，预计中国石油进口将趋于稳定，并在未来三年内呈下降趋势。石油需求稳步增长带动中国石油需求增长的主要动力是交通运输业、石化和农业等。这些产业在“十一五”期间将会继续得到发展和关注。未来20年仍将是中国经济增长的关键时期，保持经济持续、快速、健康增长的目标，决定了中国石油需求在很长一段时间内必将保持持续增长势头。预计到2020年石油占能源消费总量的比例为25.2%，天然气占5.3%，能源消费总量为25.44亿吨标准煤，石油、天然气消费量分别为7.89亿吨标准煤、2.86亿吨标准煤。1.1.2国外石油勘探的发展2006年世界勘探开发投资继续保持快速增长，北美地区投资增长超过北美以外地区。自2000年以来，在高油价驱动下，世界勘探开发投资基本保持两位数的增长速度。2005年，世界勘探开发投资实现了19.1%的增速。估计2006年世界勘探开发投资将比上一年增长14.1%，达到2262亿美元。从地区来看，在美国的投资预计增长16.5%，达到564亿美元。其中被调查的9家大型石油公司预期2006年在美国的投资增加到158亿美元，比2005年增长11.4%。近10年来，这些大石油公司剥离了在美国的大量资产，投资重点不断向北美以外地区和潜力更大的深水区延伸。但是，随着油气价格持续走高，过去那些边际油田变得盈利，特别是在油田基础设施较好的美国，大石油公司更容易开发这些油田。此外，钻井技术不断进步也是国际大石油公司能够开发那些过去难动用的储量。因此，2005年以来，国际大石油公司减缓了剥离资产的步伐。被调查的116家独立石油公司2006年在美国的投资将增加到406亿美元，比2005年增长18.6%。1.1.3石油机械发展现状我国国民经济持续高速发展，为石油及石油化工产品提供了广阔的市场。石油、石油化工装备工业以我国石油和石油化工工业为依托，历经五十多年发展，已经打下了坚实基础。而石油钻采专用设备是石化通用机械业的重要组成部分，对石油化工行业的发展起着举足轻重的作用，直接服务于石油开采业。近年来世界各国对石油能源开发的重视和原油价格的飚升，极大拉动了石油钻采设备制造业的需求和发展。 1956年太原矿山机器厂仿制出我国第一台1200米轻型石油钻机，1959年兰州石油化工机器厂制造成功3200米石油钻机，为我国石油钻采设备制造业的发展拉开了序幕。这期间我国制造的石油钻机虽然档次不高，但相应装备逐渐形成一定实力，尤其是锻炼和培养了科研设计队伍，为后来我国制造成套石油钻机打下了坚实基础。改革开放后，我国通过许可证贸易、合作生产、合资等方式引进了一批国外先进的石油钻机技术。目前，我国石油钻采设备制造技术在许多方面已经达到或接近国际先进水平，并成功地打入国际市场，为我国出口创汇做出了巨大的贡献。 与此同时，外国一些著名的石油钻采设备制造商也陆续进入中国石化设备制造业。他们采取与中国的国有企业合资合作的形式注入资本并带来先进的生产技术，增加了中国石油钻采设备制造行业整体的实力和竞争力。 2004年，中国经济依然保持强劲的增长势头。在宏观经济持续走好的大环境下，石油钻采设备制造行业的工业总产值、销售收入以及纯利润都保持了较快的增长速度。但由于我国与西方发达国家起点差距大，石油石化设备的整体制造水平与国际水平还有一定差距。对策是要不断加速推广成熟的新技术，不断进行技术更新，在产品的质量、可靠性、新技术应用等方面多下功夫。除此之外，国产石油钻采专用设备在研发投入、适应国际标准（如API标准），加强售前售后服务，严格交货期等方面都要进一步加强。这样才能在激烈的国际竞争中逐渐树立自己的优势地位。工业泵的发展2005年，工业泵工业总产值将达到150亿元，可实现销售收入160亿元，是1998年的125%。其中，工业总产值“十五”期间年增长率为5%；2010年，工业泵行业工业总产值预计达到180亿元，销售收入达190亿元，是2000年的150%。行业经济效益将得到明显的提高。产品国内市场的占有率也将从目前的84%左右，提高到90%。其中，火电、核电和“三大化工”中的重点产品市场2005年和2010年占有率分别达到75%和80%以上。 产品重点发展为超临界火电机组配套用锅炉给水泵、空冷火力发电机组用泵、核电站用泵，逐步填补油田、海上采油、炼油和油品、石化等方面的特殊用泵空白，形成工业泵行业新的经济增长点。 根据工业泵协会统计，协会会员近3年，工业泵平均每年出口额以200%的速度进行增长，预计2005年泵协会员单位出口创汇可达到3亿美元，整个泵行业达到4.5亿美元左右。工业泵出口的主要国家和地区是，东南亚、孟加拉、巴基斯坦、南非等地。 表1 20052010年中国工业泵发展预测 项目单位2005年2010年协会行业协会行业工业总产值（不变价）亿元75150100180销售收入（当年价）亿元80160110190重要产品产量万台30.742.2离心泵万台3.44.2锅炉给水泵万台1.41.5轴流泵万台0.10.2混流泵万台1.41.8旋涡泵万台0.70.9深井泵万台1.31.5潜水电泵万台3.64.8喷灌泵万台68离心油泵（化工流程泵）万台1.21.6耐腐蚀泵万台22.6螺杆泵万台1.33污水泵万台6.810.2泥浆泵、渣浆泵万台0.70.8水环真空泵及压缩机万台0.50.6计量泵（比例泵）万台0.50.6生产能力增长率5010050利润亿元1.73.42.44.1税金亿元8.29.8就业人口亿元1121142出口创汇亿美元34.567资料来源：中国通用机械工业协会 目前国内工业泵市场普通产品供大于求，高水平、高质量的特殊产品供不应求，还需从国外进口，产品的水平与用户要求差距较大。产业结构和产品结构不合理的现象尤为明显，产品达到当代世界先进水平极少，大部分仅达到80年代末90年代初的水平，不能适应市场需求结构的变化。一方面产品积压严重，另一方面市场急需的产品试制太慢或短缺，冲不出传统产品的格局。与国外的动态差距并没有缩小，形势不容乐观。1.2柱塞式往复泵钻井泵是钻井液循环系统中的关键设备，一般用以在高压下向井底输送高粘度、大比重和含砂量较高的液体，以便冷却钻头和携带出岩屑，同时作为井底动力钻具的动力液。钻并泵的种类较多，分类方法也不一样，归纳起来大致可按以下特点分组(1)按液缸数目分，有双缸泵、三缸泵等。(2)按一个活塞在液缸中往返次吸入或排出液体的次数分，吸液或排液一次的，为单作用泵；两次的，为双作用泵。(3)按液缸的布置方案及相互位置分，有卧式泵、立式泵(4)按挤液方式分，有活塞泵、柱塞泵和隔膜泵等。通常以上述主要特征区别不同类型的泵，并冠以称号，如三缸单作用卧式活塞泵，双缸双作用卧式活塞泵等等。由于钻井泵输送的液体通常是泥浆，故习惯上又称之为泥浆泵。三缸单作用钻井泵与双缸双作用钻井泵相比较，无论在结构或性能方面都有较大的区别，并且具有一些明显的优点主要是： (1)三缸系的缸径小、冲程短、冲次高，在功率相同的条件下，体积小、重量轻。据同一工厂生产的956kW(1300马力)两种系相比较，三缸单作用泵比双缸双作用泵长度短25，重始轻27。(2)缸套在汲缸外部用夹持器(卡箍等)固定，活塞杆与介杆也用夹持器固定，因而抒皱方便；活塞杆无需密封，有利于节省维修时间和延长活塞杆寿命。(3)活塞单面工作，可以从后部喷进冷却液，对缸套和活塞进行冲洗和润滑，有利于延长缸套和活塞的使用寿命。 (4)泵的流量均勺，压力波动小。计算表明，台没有安装空气包的双缸双作用泵，其瞬时流量在平均值上下波功分别为2672和2156，总计达4828，而三缸单作用泵瞬时流量在平均值上下波动分别为664和1842，总计为2i06。泵的压力是随流量的平方而变化的，三缸单作用泵流量变化小，压力波动就受比双缸双作用泵小很多。 但是，三缸单作用泵也存在一些特殊的问题。首先是由于泵的冲次提高导致自吸能力降低，通常情况下应该配备灌注系统，即由另一台灌注泵向三缸泵的吸入口供给一定压力的液体，这样便增加了附属设备。目前，在灌注用离心泵的寿命问题还未先全解决的条件下，三缸泵的应用广度及效益部受到一定的影响。为了避开灌注泵问题，我国一些油田采用高架吸入罐，使吸入液池的液面高于泵缸中心线，或者降低泵速使用。胜利油田钻井工艺研究院还根据油田的需要和使用经验，提出了“适当降低冲数，合理增加冲程”，发展“中速”系列三缸单作用泵的没想，并先后设计制造了 SL3NB1000、 SL3NB1300A和SL3NB1600A等三缸单作用泵，很快在胜利油田和国内其它一些油田上推广使用。近年来，灌注泵的研究已取得了进展，其中，由西南心油学院等没计研制的灌注泵已取柑良好的试验效果。无论中速或高速钻井泵，配用性能良好的灌注泵，都可以改善吸入工况，提高效率。其次，由于单作用泵活塞后端外露，且外露圆周比双作用泵活塞杆密封圆周大得多，在自吸的条件下，当处于吸入过程时，液缸内压力降低，作用在活塞密封上的力与运动方向相反。假如缸套和活塞磨损使之处于松弛状态，则外部空气有可能进入液缸，从而导致泵工作不平稳，容积效率降低。在喷淋系统正常工作时，活塞和缸套间的磨损会减缓，喷淋液也可能对空气起到水封作用。如果泵是在灌注的条件下工作，就不存在空气从活塞后部进入液缸的问题。但目前，油田多使用三缸单作用泵。随着石油事业的发展,相关的石油机械也发生着日新月异的变化.1.3国内钻井泵现状轻便钻井泥浆泵功率在956以下,主要配套于4以下钻机,因此,轻便钻井泵的市场前景基本依从于4以下钻机的使用现状和发展。据统计,我国拥有钻机1000余台,占世界钻机总量的32%,其中,中石油集团公司就拥有700余台,因此,中石油集团公司的钻机情况基本反映了国内钻机的现状。在中国石油集团公司拥有的700余台钻机中,4以下的钻机占总量的80%。平均新度系数仅为0 4,其中,48%的钻机新度系数小于0 3;有500台左右的钻机服役10以上,亟待更新,与之配套的钻井泵相应也需要更新。我国每年所钻4以下的井数为总井数的98 5%,4以下的进尺为总进尺的95 2%。1.4国外三缸钻井泵的现状1.4.1美国三缸单作用钻井泵系列美国钻井泵大量采用三缸单作用泵,生产厂家主要有 公司、公司、公司和 公司等,公司的设计技术已由我国宝鸡石油机械厂引进,并已形成系列泵。各个公司输入功率小于956(1300)的产品自成系列,公司为系列、公司为系列、 公司系列,具体参数省略。1.4.2美国三缸单作用钻井泵的结构特点美国三缸泵的液力端,阀箱采用型,阀箱的吸入阀和排出阀为分体结构。吸入阀采用螺纹压紧,其壳体与阀箱螺纹联接,球形吸入空气包。泵机座多为焊接结构,小齿轮用键固定在传动轴上,大齿轮套安装在曲轴上。曲轴采用直轴与偏心轮一起铸造的结构。采用双列向心球面调心轴承。十字头滑动面经表面淬火磨削。齿轮采用斜齿或无槽人字齿轮。为了加强易损件的互换,阀腔和活塞杆制定了相应的标准。随机辅助工具齐全,有阀座液压拉拔器、液压拆卸器、缸套拆卸器等。1.4.3俄罗斯三缸钻井泵的现状俄罗斯三缸钻井泵起步较晚,发展较慢,至今在钻井实践中,仍大量采用双缸泵。但其三缸泵已形成系列,而且发展势头较快。如俄罗斯石油钻机主要生产厂家,乌拉尔重型机械制造联合公司(“”)计划新建一个生产三缸泵的专业化分厂,将生产整体人字齿轮。俄罗斯现有4个功率级别的三缸泵,即,600、800、950和1180(主要参数略)。往复泵的液力端包括液缸体,吸入阀,排出阀,活塞和填料箱,缸盖,阀盖及其密封等主要零部件.其结构主要取决于液缸数,液缸的位置,作用数及吸入阀,排出阀的布置型式等。1.5目前柱塞式往复泵的设计方向解决柱塞式往复泵工作噪音问题一直都是泵领域十分重要的研究课题，很多专家学者都对此进行过大量的研究。现有技术中的柱塞往复泵驱动机构，通常是采用电机运转带动曲轴和飞轮一起运转，采用连杆将曲轴和往复泵的柱塞连接。制造中的综合精度技术要求，必需具备高精度的机械加工设备和具备一定技能的技术工第51页（共51页）方案的论证人，因此加工维修难、成本高；且在运转过程中摩擦力，不仅损失相当一部分功能，而且设备零部机件易磨损、寿命短，还会产生严重噪声。最近发展起来的带滑靴连杆柱塞组件的非点接触径向柱塞泵,改变了这一状况,出现了低噪声,耐冲击的高性能径向柱容泵，并在凿岩、冶金机械等领域获得应用,代表了径向柱塞泵发展的趋势。柱塞式往复泵的工作寿命是非常值得关注的问题。许多泵都选用新型材料制作泵的活塞。其中YB系列油压陶瓷柱塞输浆泵由油压驱动、柱塞由高耐麿的耐腐蚀氧化铝陶瓷作成，泵体根据陶瓷行业、化工行业等不同的特点要求可化作成铸铁、不锈钢等。该泵分为高压泵、低压大流量泵和变量泵。高压泵适合于远距离或向高空输送浆料，低压大流量泵适合于稳定地大量地输送浆体，变量泵则适合于各种压滤机、过滤置配套使用，此种泵会随着过滤密度的增加自动使压力提高，流量减少。此外还有很多企业在对往复泵设计理论及机械 CAD技术进行系统的分析和研究的基础上,结合企业多年来往复泵的设计、制造经验,运用 VB 6.0开发出了高效实用的三柱塞往复泵 CAD系统软件.该模块建立了 Access数据库,能够把 CAD系统软件计算的有用数据保存起来,实现了数据查询、参数化绘图、数据报表创建等功能.这一CAD系统的曲轴设计模块开发过程.该模块能够进行三柱塞往复泵曲轴的尺寸计算、强度校核、刚度校核,并以广泛使用的绘图软件SolidWorks为基本平台,开发出三柱塞往复泵曲轴模块的参数化绘图程序,实现了绘制曲轴的自动化2方案的论证2.1柱塞式往复泵工作原理 卧示三缸单作用往复式活塞泵的示意图。主要由液缸、活塞、吸入阀、排出阀、阀室、曲柄（或曲轴）、连杆、十字头、活塞杆，以及齿轮、皮带轮和传动轴等零部件组成。当动力机通过皮带、齿轮或其他传动件带动曲轴或曲柄以角速度按图示方向，从左边水平位置开始旋转时，活塞向右边移动，液缸内形成一定真空度，吸入池中的液体也液面压力Pa的作用下，推开吸入阀。进入液压缸内，直到活塞移到右死点位置为止。这个过程，称作液缸的吸入过程。曲柄继续传动，活塞开始向左移动，缸套内液体受挤压，压力升高，吸入阀关闭，排出阀被推开，液体经排出阀和排水管进入排出池，直到活塞移动到左死点时为止。这一过程称作液缸的排出过程。曲柄连续旋转，每一周内活塞往复运动一次，单作用泵的液缸完成一次吸入和排出过程。2.2主要结构主要结构如下：(1) 动力端动力端由小齿轮轴、主轴、泵壳、连杆、十字头等部件组成。其动力传动方向是：小齿轮轴通过一对齿轮传到主轴上，主轴通过连杆、十字头将动力传递。主轴总成：主轴总成包括主轴、右旋齿轮、组合连杆等。轴上的轴承和衬套的润滑油是从主轴轴孔打入的。小齿轮轴总成：小齿轮轴总成：小齿轮轴总成由小齿轮轴、左旋小齿轮、轴承等组成。小齿轮轴总成是大泵的动力输入机构。(2) 液力端主要由泵头体、柱塞、盘根、吸入排出凡尔及凡尔座、排出管口、吸入管口等组成。泵头体采用整体式合金锻件。泵液力端结构紧凑，易损件更换方便。（3）吸入管汇配备主管线、连接发兰、由壬等。吸入口为外扣由壬。（4） 排出管汇由高压管汇。排出管汇的试验压力为50MPa。（5） 安全系统：为保证压裂施工的安全，在泵的排出口一端安装有安全系统。它通过三通与液力端连接。在三通的左端安装有直感式压力表，右端安装有成组剪销式安全阀，泵排出口左端管汇上安装有电感式压力传感器,用于撬装泵或者遥控箱上的超压保护。主要零件的结构（6 ）润滑系统由动力端润滑系统和液力端润滑系统两个部分组成。动力端润滑系统由动力端润滑油泵、动力端润滑油箱、液压管线、油压表、油滤器、溢流阀、回油管等组成。动力端润滑系统的循环动力是由传动箱取力器口带动润滑油泵提供的。其回油是靠油的自流来完成的。回油管是为了满足循环要求而设计的。3主要部件结构研究3.1柱塞泵的动力端柱塞式往复泵可以分为动力端和液力端两部分，其中动力端主要部件包括(1) 动力端动力端由小齿轮轴、主轴、泵壳、连杆、十字头等部件组成。其动力传动方向是：电动机通过红色轴把动力传递给红色带轮，带轮带动藏青色小齿轮轴转动，藏青色小齿轮轴通过一对齿轮传到主轴上，主轴通过连杆、十字头将动力传递。其部分部件装配如下 3.1.1各部分零件曲轴它是往复泵中重要的运动件。它将驱动机轴的自身旋转运动，转变成为曲柄销（曲柄的组成部分）的圆周运动。由于承受较大的交变载荷和摩擦磨损，所以对疲劳强度与耐磨性要求较高。小齿轮轴的作用是将动力通过齿轮传递给曲轴。曲轴为曲柄连杆机构由活塞连杆组、曲轴飞轮组等两部分组成。其功用：一是实现运动的转换。因设计的泵为三缸往复泵，所以曲轴的结构为三相曲柄，相邻轴拐的夹角为3603=120结构如图所示 连杆 连杆是连接曲轴与活塞的部件。它将曲轴的旋转运动转换成活塞的往复运动，并将外界输入功率传递给活塞组件。它与活塞杆通过铰链连接。其结构如图所示 十字头它是连接活塞杆与连杆的部件。它在导轨里作往复运动，并将连杆的动力传递给活塞部件。对十字头的基本要求是重量轻、耐磨并具有足够的强度。活塞杆 活塞连杆的组成：它主要由活塞、活塞环、活塞销、连杆、连杆瓦组成。4主要结构参数的确定 钻井泵的结构参数包括缸i、活塞直径D、连杆长度l、活塞直径d以及活塞冲程长度s等.在动力机转数及泵外传动方案一定的条件下，泵的冲次n取决于泵内的齿轮传动比，因而也可以视n为泵的结构参数.4.1泵的冲次和冲程就钻井泵而言，S和n是结构参数中影响最大的两个因素，必须首先加以确定。但因为目前还缺乏一系列有关泵工作可靠性的统计资料，所以只能根据多年实践验证过的钻井泵的S和n的统计数值，找出一定的规律性，它在某种程度上反映了现有钻井泵设计和使用的合理性和可靠性。 需要特别指出的是，为了延长钻井泵易损件（泵阀、活塞等）的寿命。目前在三缸单作用钻井泵的设计中，倾向于适当降低泵速，合理增加冲程，以便既保证一定的流量要求，又不使泵的重量过大。一般使泵在额定转速的70-80%范围内运转，可以大大延长易损件寿命。钻井泵的冲次n和冲程S对其工作性能、使用寿命等都有重要的影响，确定时，应该考虑多方面的因素。当然，满足所有方面的要求是困难的，目前只能在保证泵正常吸入和阀的适当寿命的前提下，兼顾其他要求。所以取泵的冲程为 254mm ，冲数为 140r/min4.2往复泵的平均流量往复泵在单位时间内理论上应输送的液体体积，称作泵的理论平均流量，它与泵的活塞截面积F、活塞行程长度S以及活塞每分钟在缸套中往复的次数n有关。对于三缸单作用泵，理论平均流量为 Q理均=3FSn=1764实际上，往复泵工作时，由于吸入阀和排出阀一般不能及时关闭；泵阀、活塞和其他密封处可能有高压液体漏失；泵缸中或液体内含有气体，降低吸入充满度等等，都可能使泵的实际输送量有所降低，因而往复泵的实际平均流量要低于理论平均流量。设实际平均流量为Q， 则 QQ理均=a Q=aQ理均 =1730式中a-流量系数，一般在0.850.95范围内，对于大型的吸入条件较好的新泵，a可取得大一些，有的可达到0.970.99。4.3选择电动机正确选择电动机额定功率的原则是：在电动机能够满足机械负载要求的前提下，最经济、最合理地决定电动机的功率。 柱塞式往复泵属非连续工作机械，而启动、制动频繁。因此选择电动机应与其工作特点相适应。柱塞往复泵主要采用交流变频电动机。 该卷扬机输出功率=Fv=800K F工作时压力 V液体流速 柱塞泵的整机传动效率可设定效率0.85，则输入功率/3.33w0.853.922kw。 根据该卷扬机的工作特点可选Y系列异步电动机。据化学工业出版社机械设计手册第四版可选电动机：YJ13N其技术参数如表2：表2 技术参数型号功率/kw转速 r/min最高恒功率转速YJ13N8007911067r/min4.4确定传动比 按额定转速初定总传动比 总传动比按下式计算=791140=5.56式中 电动机额定转速（r/min）曲轴转速（r/min）即泵的冲数4.5带论及V带的选择4.5.1带轮设d1为电动机皮带轮直径, d2为主轴皮带轮直径, 采用 V带传动, 其计算直径分别为(d1 - 10) 和(d2 - 10) ,则：取d1 = 100 mm , 电动机转速n1 = 791 r/ min , 主轴转速n2 = 578 r/ min , 弹性滑动率= 0.02 , 则:d2=n1n2d1-101-+10=791n2578791-101-0.02+10=1016mm 即: d1 = 100 mm , d2 = 1016mm皮带轮材料通常采用灰铸铁, 其铸铁牌号根据皮带轮外缘的线速度而定, 当25 m/ s 时, 用HT150 ; 当=2530 m/ s 时, 用HT200。由于 故皮带轮d1和d2的材料都采用HT150。4.5.2V带计算计算功率查表得, 工作情况系数Kg = 1.3 , 故 = P =1.3 5.5 = 7.15 kW选择V带型号根椐P c= 7115 , =201rad/s, 由选型表,选择B 型V带。带长度计算与长度系数 的确定初定中心距根据0.7 ( d1 + d 2 ) 2 ( d 1+ d 2 ) , 选 =475 mmV带计算长度=1765.6mm 根据V带长度系列表 = 1740 mm , 即内周长= 1765.6mm , 确定选用V带B - 2300。实际中心距a为了调整和张紧方便, 可将电动机固定螺栓在机架上的孔设计为长孔, 取a = 450500 mm。V带长度范围:胶带长度系数V带采用B-1400 时, 查长度系数表得 = 0.9计算小轮上的包角与包角系数查包角系数曲线得 = 0.98单根胶带所能传递的功率由于V带速度 查功率曲线图得 = 2.78 kW考虑传动比影响, 单根V带传递功率应有增量, 由于传动比i = 180 (1 0.02) / 132 = 1.336 , 查表得: 传动比系数 = 1.08 , 弯曲影响系数 = 19 , 而所以,P = ( 1 - 1/ ) = 19 157 (1 - 1/1.08) = 221 w = 0.22 kW确定V带根数Z 取Z = 5 根, 所以V带规格: B 2300.GB1171 -74 。4.6 齿轮基本参数的确定4.6.1 选定齿轮的精度等级和材料一般选用7级精度。内齿轮采用40Cr，其热处理要求：调质后表面淬火，调质硬度为250-280HB，齿面接触疲劳极限应力，齿轮齿根弯曲疲极限应力；外齿轮（行星轮）用20CrMnTi,渗碳淬火，低温回火，表面硬度，心部HR为302-388，齿面接触疲劳极限应力，齿轮齿根弯曲疲极限应力。4.6.2 齿轮模数的确定 按轮齿根弯曲强度设计，弯曲强度设计公式：（1）根据齿轮的表面硬度查得其弯曲疲劳强度极限。（2）由机械设计书中的图1018查得弯曲疲劳寿命系数。（3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4（4）计算载荷系数K 试选载荷系数 计算外齿轮传递的扭矩 取齿宽系数 查材料的弹性影响系数；内齿轮的接触疲劳强度为;外齿轮的接触疲劳强度为。 计算应力循环次数； 查图得接触疲劳寿命系数； 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数是s=1.25 试计算小齿轮分度圆直径，带入数据得 计算圆周速度，带入数据得v=3.307m/s 计算齿宽模数 mm 初取齿高 所以 b/h=4.94由v=3.307m/s，7级精度，由图14-1-14查得动载荷系数1.09；再由表10-3查得齿间载荷分布系数 ；再由表14-1-81得 使用系数。由表查得7级精度、行星轮相对支承对称布置时，再由，=1.13查机械设计书中图10-13得=1.125所以载荷系数 =11.091.11.1251.35（5）查取齿形系数由机械设计书中图105查得 2.24（6）查取应力校正系数由机械设计书中图105查得 1.75（7）设计计算带入数值得出： 3.60可取模数为m3。4.6.3 尺寸基本参数的选定即几何尺寸的计算分度圆直径 ；齿顶圆直径 ， ；齿根圆直径 ， ；求得齿轮的尺寸如下 d1=90mm d2=230mm b1=80 b2=804.7轴的设计 轴设计的特点是：在轴系零、部件的具体结构末确定之前，轴上力的作用点和支点间的跨距无法精确确定，故弯矩大小和分布情况不能求出，因此在轴的设计中，必须把轴的强度计算和轴系零、部件结构设计交错进行，边画图、边计算、边修改。轴的材料种类很多，设计时主要根据对铀的强度、刚度、耐磨性等要求U及为实现这些要求而采用的热处理方式同时考虑制造工艺问题加以选用，力求经济合理。轴的常用材料是35、45、50优质破累结构钢。最常用的是45钢。在此所用的到的轴都选用45钢。其性能如下：表3 45钢的性能材料牌号热处理毛坯直径(mm)硬度(HB)拉伸强度极限拉伸屈服极限()弯曲疲劳极限()剪切疲劳极限()许用弯曲应力45正火2524161036026015055正火100170217600300275140回火100300162217580290270135调质200217255650360300155604.7.1 输入轴的设计轴的合理外型应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和调整。轴应具有良好的制造工艺性.影响轴结构的主要因素有：轴的受力性质,大小，方向及分布情况；轴上零件的布置和固定形式；所采用轴承类型和尺寸；轴的加工工艺等。1）求出输入轴上的转矩其中：-输入功率，取800kW；-输入转速，取791 r/min；2）初步确定轴得最小直径由于轴的材料选用的为45钢，调质处理，抗拉强度,屈服，弯曲疲劳极限，扭转疲劳极限。通过机械设计手册第四版第二卷表6-1-19选取=126。则有： 暂时取轴的直径为44mm A B C D E图8 输入轴工作简图3）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案：（1）A-B段接带轮，轴伸长度通过通过带轮的宽度可确定A-B段即轴深长为58，轴深公差选用k6，其上下偏差分别为（+0.018、+0.002）。其间选用A型平键（GB/T1096-1979)，尺寸为bhL=10853。查简明机械设计手册中表7-2得出：采用一般键联接，则键槽宽b的上下偏差为（0，-0.036）。半联轴器与轴的配合为H7/k6，A-B段直径极限偏差为（+0.018、+0.002）；（2）B-C段还要穿过支座、端盖、大小轴承，还要考虑其中的间隙，可初定其长度为57，该段直径为50。轴只受扭转应力，受轴向力很小，所以在轴与支架的连接处选用深沟球轴承，初步确定轴承型号 （GB/T276-1994）6208型。该段与轴承、支座、端盖的配合公差选用k6,其上下偏差分别为（+0.018、+0.002）；（3）C-D段要安装齿轮有键的联结，所选用键的尺寸为bhL=14970。采用一般键联接，键槽宽b的上下偏差为（0，-0.043）。齿轮的长度为65，故可设计该段的长度为70。在该段偏心套上还联接有轴承，在此可选用双列向心滚子轴承轴承型号是3516，此段直径设定为60。该段的配合公差选用k6,其上下偏差分别为（+0.018、+0.002）；（4）D-E段就与轴承联接，其长度初定为22，直径为50，故与之相联的轴承可选深沟球轴承（GB/T276-1994）6208型。该段的配合公差选用k6，其上下偏差分别为（+0.018、+0.002）。在此其间轴承的定位没有轴肩的都是采用挡圈定位，挡圈尺寸要根据具体装配情况而定。以上的公差配合通过查阅机械零件设计手册中表1.1-6得出。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本机械设计表15-2，取轴端倒角为1.645，轴右端轴肩处圆角半径为1.6其余各处倒角和圆角参看附图。4.8泥浆泵的缸套直径D，连杆长度l的确定（1）计算液压缸的主要结构尺寸液压缸有关设计参数见图2。图a为液压缸活塞杆工作在受压状态，图b活塞杆工作在受拉状态。活塞杆受压时 （15）活塞杆受压时 （16）式中无杆腔活塞有效作用面积（m2）； 有杆腔活塞有效作用面积（m2）；p1液压缸工作腔压力（Pa）；p2液压缸回油腔压力（Pa），即背压力。其值根据回路的具体情况而定，初算时可参照表4取值。差动连接时要另行考虑；D活塞直径（m）；d活塞杆直径（m）。图2 载荷/kN551010202030305050工作压力/MPa0.811.522.5334455表4 各种机械常用的系统工作压力机械类型机床家业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门创床拉床工作压力/MPa0.82352881010182032表5 执行元件背压力系统类型背压力/MPa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短，且直接回油箱可忽略不计一般，液压缸在受压状态下工作，其活塞面积为=155.56 （17）运用式（17）须事先确定A1与A2的关系，或是活塞杆径d与活塞直径D的关系，令杆径比=d/D，其比值可按表5和表6选取。=140 （18）采用差动连接时，1/2=（D2-d2）/d2。如果求往返速度相同时，应取d=0.71D。对行程与活塞杆直径比l/d10的受压柱塞或活塞杆，还要做压杆稳定性验算。当工作速度很低时，还须按最低速度要求验算液压缸尺寸式中 A液压缸有效工作面积（m2）； Qmin系统最小稳定流量（m3/s），在节流调速中取决于回路中所设调速阀或节流阀的最小稳定流量。容积调速中决定于变量泵的最小稳定流量。 min运动机构要求的最小工作速度（m/s）。另外，如果执行元件安装尺寸受到限制，液压缸的缸径及活塞杆的直径须事先确定时，可按载荷的要求和液压缸的结构尺寸来确定系统的工作压力。液压缸直径D和活塞杆直径d的计算值要按国标规定的液压缸的有关标准进行圆整。如与标准液压缸参数相近，最好选用国产标准液压缸，免于自行设计加工。常用液压缸内径及活塞杆直径见表7和表8。表6 按工作压力选取d/D工作压力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表7 按速比要求确定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：1无杆腔进油时活塞运动速度； 2有杆腔进油时活塞运动速度。表8 常用液压缸内径D（mm）4050638090100110125140160180200220250表9 活塞杆直径d（mm）速比缸径40506380901001101.462228354550556334550607080速比缸径1251401601802002202501.46708090100110125140290100110125140计算出直径Dmin必须采用标准系列的规定。钻井泵其他各级缸套的直径按临界特性中所述及的等强度原则确定。连杆长度l的大小决定于曲柄连杆比的选取，现在多数单作用钻井泵，=rl=S2l=1617.5 ,值对泵体的尺寸及性能都有明显的影响。综上所述，选取缸套直径为140mm，连杆长度为173mm主要零件的强度校核5泵主要零件强度计算钻井泵主要零部件强度校核包括下列内容：1液力端的泵体、缸套和排出空气包强度校核。计算压力应取试泵压力，试泵压力一般为该泵最小缸套极限压力的1.5倍以上，即 P试=（1.5-2）Pmax=4MPa2动力端齿轮、传动轴、曲轴及轴承等的强度或寿命计算。泵的零件强度计算多数与一般机械零件的计算方法相同。少数零件（如泵体、曲柄等）的形状和工况非常复杂，应该作专门的问题予以研究。泵的零件强度计算的基准点在于正确分析受力情况。因此，下面仅就往复泵运动构件的受力情况如下图作简要分析。 曲柄连杆机构受力分析图 5.1活塞杆上的受力分析 活塞在泵缸中作往复运动时，在每一冲程中，活塞杆受拉伸和压缩一次，处于交变载荷作用下。 当活塞向液力端运动时，活塞杆受压缩，作用在它上面的力是由于作用在活塞上的液体压力和缸套与活塞之间、活塞杆与密封之间的摩檫力组成。对于高速泵，应该考虑运动构件惯性力，目前所用钻井泵多为低速，惯性力较小，在设计中一般都略去不计。 液体作用在活塞的推力P1为 P1=4D2P式中 P-活塞两边的压力差，P=P左-P右，一般取泵的排出压力。缸套与活塞间摩擦力P2按下式计算 P2=Dbp1式中 1-活塞与缸套间摩擦系数，一般在0.10.15范围内； b-活塞封严边长度，即活塞皮碗圆锥部分唇长。 当活塞向左时，右室压力很低，因而活塞杆与盘根间的摩擦力P3很小，可以 略去不计。十字头与导板间的摩擦力也较小，也可以略去。因此，活塞杆所受推力为 P=P1+P2=4D2P+Dbp1=4p=42Pa当活塞向动力端运动时，活塞杆受拉伸对单作用泵，右室内为大气压Pa,活塞杆上拉力很小。5.2十字头与连杆的受力分析 活塞杆上所受的力，是由十字头销与连杆传递的，即作用于A点的力可分解为两个力：一个是压向十字头导轨的分力N；一个是传到连杆上的力。P杆其值分别为 N=Ptg P杆=PCOS由于连杆相对泵缸轴线是摆动的，其夹角不断变化，因而N和P杆也是变化的。在而在曲柄转角接近90或略超过270时，最大，N和P杆 绝对值最大，而在=0或=180时=0，N=0，P杆=P，此二值为最小。所以，Nmax=8.5N,Pmax=9.6N.连杆力P杆传到曲轴销中心点后，对曲轴产生两个作用：一个是连杆力相对于曲轴中心构成力矩M= P杆h=Prsin(+)cos这个力矩作用方向恰好与曲轴旋转方向相反，起着阻止曲轴旋转的作用。另一个是使曲轴的主轴颈在主轴承上产生一个作用力，这P杆个力可以分解为水平和垂直方向两个分力 P 和P垂直分力为 P=P杆sin=Pcossin=Ptg=N水平分力 P=P杆cos=Psincos=N即主轴承上所受的垂直分力与压向十字头导轨的力相等，所受的水平分力与活塞杆上所受的力相等。5.3曲柄受力分析作用在曲柄销B处的力P杆，可以分解为垂直于曲柄轴线和沿曲柄轴线方向的两个分力，前者为切向力T，后者为法向力P曲，由图可知T=P杆sin(+)=Psin(+)cospsin1+sin2 1-22sin2P曲=P杆cos(+)=Pcos+cosPcos-cos2 1-22cos25.4齿轮受力 输出机构固定，内齿轮输出：齿轮分度圆受力表10 轮齿受力计算公式 项目代号计算公式齿轮N型传动，输出结构固定，内齿轮输出圆周力分度圆上节圆上径向力法相力 F 输出转矩（1.4134N） ，分别是齿轮和内齿轮的齿数（70，72） 齿轮分度圆直径（280） 实际啮合角（39.9） 初选啮合角（40）将上述数值代入表格中的式中得出： =5889.17N，=5897.78N，=4931.31N，F=7687.76N。5.5 输入轴的强度校核轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。在进行州的强度校核时，应根据轴的具体受载及应力情况采用相应的计算方法，并恰当的选取许用应力。在此，输入轴受到弯矩和扭矩，按弯扭合成强度条件进行计算，其核算公式为：式中： 轴的计算应力，MPa； 轴所受的弯矩，N； 轴所受的扭矩，N； 轴的抗弯截面系数，； 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。1)做出轴的计算简图（即力学模型）在计算轴所受载荷时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。各支承处所受的反力和应力集中点的反力、转矩都已在图中表示出来了。个支承处与应力集中点之间的距离算得结果在图中也已表明。如图12。2）做出弯矩图轴所受的载荷是从轴上的偏心套传来的，而偏心套所受的力又是行星轮传递的。行星轮所受的力在4.1.1已算出，圆周力为（节圆上）为=5897.78N，径向力为=4931.31N，即为轴所受的力。为了求出各支承处的水平反力和垂直反力列出以下四个个方程：+=5897.78N50100+=4931.31N50100联立以上四个方程可得出：3931.85N，=1965.93N，=3287.54，=1643.77N。弯矩，。总弯矩为3）做出扭矩图传递扭矩T=。扭矩图如图4）校核轴的强度在轴上，偏心套联接处为危险截面（即截面B）如图所示。对轴的抗弯截面系数的计算公式查课本机械设计中表15-4得出。由附图可知d=45，b14，t=5.5，代入数据得出7611.3。在此处的扭转应力为静应力，故取，轴的计算应力：液力端的设计前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查课本机械设计中表15-1得出。因此，故安全。图1 输入轴受力分析简图A B C D6 柱塞泵的液力端柱塞泵的液力端有单杠单作用泵,卧式三缸单作用柱塞泵,立式单作用柱塞泵,角度式单作用柱塞泵及多缸柱塞泵等。其中以卧式三缸单作用柱塞泵的型式最为普遍.卧式三缸单作用柱塞泵石是由三个卧式单作用泵并联而成,它门有共同的吸入管和排出管,液体缸靠近传动端的地方装有两级填料箱，在两级填料箱之间注入55.8105Pa的冷却液，冷却液起冷却和润滑作用，带走从主填料函中泄漏出来的甲铵液，用以防止高压甲铵液从液缸内漏出。洗入阀和排触发和液刚体垂直布置，洗入阀和洗入管路布置在液体缸下部。泵缸的液力端图如下 1.柱塞 2.密封压盖 3.泵头体 4.凡尔座 5.凡尔密封圈 6.凡尔体 7.O型密封圈 8.支撑体 9.排除凡尔座 10. 排除凡尔弹簧11.后座 12.销 13.堵头 14.挡圈 15. 吸入凡尔弹簧 16. O型密封圈 17.盘根垫圈 18.4 1/2V型密封圈 19. 4 1/2V型密封圈 20.盘根压环 21.导向套 22.密封垫圈 6.1泵头失效分析及其分布形式6.1.1泵头失效分析泵头失效的主要原因有泵头内腔均受到泥浆和海水腐蚀介质的侵蚀;泵头表面发生变化的相贯线部分除受到与腔内其他各处表面相同的交变载荷外,还由于应力集中而存在着较大的拉应力,使其平均拉应力和最大拉应力都大于泵头腔体表面的其他区域,因此,腐蚀疲劳裂纹首先在此处形成。由于泵头一直处于平均压力不为零的状态下,使裂纹始终处于张开状态,腐蚀介质极易进入裂纹尖端,从而加速了腐蚀疲劳的扩展。从腔体内表面的蚀坑、宏观断口的海滩波纹,微观断口的腐蚀疲劳辉纹,晶界面上的腐蚀斑点和微坑,断面上的泥状总样及多条裂纹源等,充分证明泵头失效系腐蚀疲劳失效。6.1.2液力端泵头的布置形式 按照吸入阀和排出阀的相互位置，目前的三缸单作用泵泵头可分为L型、I型和T型三种 图1 图2L型泵头L型泵头的示意图如图1所示。属于此类的国产泵有兰石3NDl 000、3NB1300，大隆3ND。800、 3NB1300等，美国Natlonal5Mpply公司的P型系列泵，Oi 2Wel心司的PT型系列泵，Dreee公司的T型系列泵，以及苏联、西德等国家的一些三缸单作用泵。 L型泵头可将吸入泵头和排出泵头分块制造，组成复合式泵头。L型泵头的吸入阀可以单独拆卸，检修和维护方便，泥浆漏失也较少，但结构不紧凑，泵内余隙流道长，泵头重量大，自吸能力较差。I型泵头I型泵头示意图如图2所示。国产大隆3NB1000、胜利5L 3NB1300A、5L 3NB1600A等，美国的Continental Em5co(CE)公司的F、FA、FD型系列泵，Nec。公司的T型系列泵，罗马尼亚的3PN系列泵等，都属于此类。这种直通型式的泵头，液力端结构紧凑，重量较轻，缸内余隙流道长度没有利于自吸，但更换吸入阀座时，必须先拆除上方的排出闹，采用带筋阀座时，还要先取出排出阀座，检修比较困难。图3 T型泵头的液力端结构如图3所示。由美国休斯顿一高伟斯顿的GHMattco公司设计制造的三缸泵液力端，由排出缸、吸入缸及T型流道三大块组成称做T型布置泵头。主要特点是吸入阀水平布置排出阀垂直布置，综合了I型和I型泵头的优点，既可分块制造，便于吸入阀的拆装和检修，又取消了吸入室，使泵头结构紧凑，内部余隙容积减小，重量减轻。此外，T型泵头吸入阀的固定和导向系统比I型泵头简单，橡胶密封圈品种比L型泵头有明显减少。T型泵头不足之处是更换吸入阀时需卸下吸入液缸及弯管，泥浆漏失相对多一些。T型泵头结构如图4所示。图4由于泵头长时间在高压力下承受交变裁荷作用，容易在内孔交接处产生疲劳裂纹，影响强度，所以多数泵头除用35CrM。等合金锅锻造毛坯，经过退火、粗加工、探伤检查、调质处理及精加工等严格工艺外，为了减少应力集中，提高疲劳强度，凡内孔交接处的夹角必须用小砂轮打磨，使其圆钝、光滑。近年来，出现了各种强化内孔表面的措施，主要有；对内腔作喷丸处理，使表面形成一定厚度的硬化层；内腔表面感应淬火，提高表面硬度；自增强处理，即在内腔订入500MPa以上的液体并保持30分钟以上，使内腔表面产生塑性残余变形，泄压后内表面产生残余压应力，以抵消工作时拉应力的影响，采用内腔表面镀镍、铅或锅等措施，提高内表面的防腐性能等等。实践证明，以上措施都收到了一定的效果，尤其是自增强处理，据介绍可使泵头寿命提高一倍多。6.2泵阀泵阀是钻井泵中控制泵内液体单向流动的液压闭锁机构，是钻井泵的心脏部分。目前的钻井泵多采用弹簧加载举升式盘状锥阀结构，如图5所示， 图5 图6由阀座、阀盘(或阀体)、胶皮垫和弹簧等组成。泵工作时，阀盘沿轴线上下往复运功，实现启闭动作。排出时，液缸内的液体克服排出阀弹簧力及阀盘自重，将其顶开，液体进入排出管，此时吸入阀关闭；吸入时，排出阀在自重、弹簧力及液压差作用下迅速关闭，与此同时，吸入管中的液体顶开吸入阀，并进入液缸。随着活塞在缸套中不断地作往复运动，排出阀和吸入阀交替打开或关闭，使液体按一定规律交替由液缸进入排出管，或由吸入管进入液缸。盘状锥阀阀体和阀座支承密封锥面与水平面间的斜角般为45度至55度。阀座与液缸壁接触顶的锥度一般为1：51：8，现多采用1：6的锥度。锥度过小，阀座下沉严重，且不易自液缸中取出；锥度过大，则接触面间需加装自封式密封圈。为防止阀盘运动发生偏斜，其上、下部都有导向装置。胶皮垫圈一般装在阀盘上，其锥面略高于金属银面。阀盘下落时，胶皮首先接触阀座，起缓冲作用。 钻井泵阀工作条件十分恶劣，每一冲内，排出及吸入阀的阀盘及阀座都产生一次冲击。由于阀盘下落时受到上下压差的作用，钻井液中含沙量高，阀盘落到阀座上会发生严重的撞击性磨砺磨损。此外，钻井液以高速流过阀盘与阀座间的间隙，其中的磨硕性颗粒以高速冲刷阀盘和阀座的工作表面，会产生冲刷性磨砺磨损。泵速越高，撞击和冲刷性磨损越大。正因为如此，钻井泵的工作冲次都不很高，即使这样，目前的钻并泵阀的工作寿命仍然很短，是钻井泵中最薄弱的环节，工作过程中要经常更换阀盘和阀座。 目前的钻井泵阀主要有双锥面通孔阀和带筋阀两种。双锥面通孔阀的结构如图6所示，其阀座的内孔是通孔，阀盘由阀休和导向翼等组成。阀盘上、下运动时，由上部导向杆和下部导向翼导向。阀盘上的胶皮垫与阀体具有不同的锥面。阀盘下落时，胶皮先与阀座接触，变形后，阀体金属表面与阀座再行接触，从而使冲击减缓，同时扩大了接触而。通孔阀的结构简单、阀座有效过流面积较大，液流经过泵阀时的水力损失较小，但只是锥面接触，高压下阀盘与阀座接触面上的应力较大，阀盘易变形，影响泵阀的工作寿命。 图7 图8双锥面带筋阀如图7所示。它与通孔阀的主要区别是阀座的内孔带有加强筋，阀盘上、下部都是杆式导向。这种泵阀阀座内孔有效通流面积减小，水力损失增大，但增加了阀盘与阀座的接触面积，即阀盘下落时，首先由胶垫与阀座接触，压缩变形量，不仅阀体与阀座锥面接触，阀体下部平面还可能与支撑筋上部平面接触，使阀体与阀座支承面出单一的圆锥面形式变为圆锥面一水平面双支承面形式，降低了支承面的比负荷，提高了耐磨性，也可防止阀盘弯曲变形，因此，带筋阀的寿命比通孔阀高。泵阀的结构形式很多，目前公认较好的是苏联研制的水滴状截面的KCK型泵阀，结构如图8所示。该阀除具有圆锥一水平双面支承外，特别将橡胶密封圈设计成水滴状截面。这种截面容积大，能吸收较大的压力能，加上在密封垫圈下部还硫化了一个聚胺脂垫片，可防止胶皮圈挤入密封间隙，从而使密封部位的压应力和剪切应力减小35倍，极大地提高了密封圈和泵阀的使用寿命。泵阀的阀体和阀座一般由优质合金钢40Cr、40C rNi 2M oA等整体锻造，并经表面或整体淬火，硬度达HRc5562，使之具有足够的抗冲击能力和较厚的耐磨硬度层。橡胶圈多由丁腈橡胶和聚胺脂等材料制成。对于水基泥浆，温度超过66时，宜采用丁腈橡胶密封因。6.2.1泵阀、泵头与缸套的连接钻井泵三缸单作用泵的阀盖和缸盖一般采用快换式螺纹压紧结构。为了防止阀盖松动，有的安装了楔块锁紧式结构。该结构中有六个扇形楔块安放在阀盖和压紧套简之间，拧动上紧螺母时，调节螺丝被提起，其下端的锥度部分迫使楔块沿阀盖的斜面向上和向外移动，将阀盖向下压，压紧安筒向上顶。这个机构以一个人的力量通过适当的扳手就可以使螺纹和阀盖上的预加载荷大于泵的工作压力，从而可以防止泵工作过程中交变动裁荷引起的阀盖松动现象。 锁紧机构小的六个楔块由卡簧拢在一起，与压紧套筒成为一个整体，便于拆装。拆卸时，先松开上紧螺母，并敲下调节螺订，就可以拧开压紧套筒。 对于直通式泵头，由于吸入阀与排出阀重叠，故吸入阀必须采用特殊的固定机构。目前比较广泛采用的机构如图9所示。图9安装吸入阎时，先将阀体及弹簧就位，再将导向装置竖直方向伸入泵头，使阀的上导向扦插入其中心孔内，而弹簧则套在中心杆外围；将导向装置旋转90。，使其两端的曲面与泵头垂直内孔曲面相配合；按下阀的导向装置，伎弹簧受压缩，将楔形固定板插入导向装置上部槽内，放松弹簧后，固定板的上部就顶在泵头水平孔内的顶邪；装好密封圈和泵头端盖，则楔形固定板和导向装置全部被固定，吸入阀盘定位。用机械方式固紧阀盖、缸套及缸盖等，总难免发生松动，因此，国外有些三缸泵(如西德Wirth公司和荷兰的GEHo公司生产的某些泵)，则采用液压锁紧方式并采用液压方式取出阀座，从而大大提高了液力端工作的可靠性，简化了维修操作。6.2.2钻井泵阀运动对排量的影响钻井泵工作时排量不断变化,压力也随之变化。排量和压力的波动会降低泵的机械效率、容积效率及缩短泵和管线的使用寿命,甚至导致井壁坍塌和钻进液漏失。为了减小泵的排量和压力波动,常用的方法是在泵的排出口安装空气包,或在吸入口安装空气包。泵工作时,阀盘作间歇运动。当阀盘上升时,它与阀座之间有一空间,从液缸内排出的液体有一部分储存其中,使流经阀隙的液体量小于液缸内排出液体量;当阀盘下落时,下部空间减少,把原来储存的小部分液体排出,使流经阀隙的液体量大于由液缸内排出的液体量。从本质上说,泵阀在阀腔内的运动效果就相当于一台开式往复泵,阀盘相当于一个活塞。对钻井泵而言,为了满足钻井工艺对排量和压力的要求,通常采用换缸套的方法。根据泵阀理论,阀盘的运动存在滞后现象,在排出过程终止时,阀盘并未落回阀座。吸入过程开始时,阀盘在自重、弹簧力及阀盘上下压力差的作用下,快速下落,产生冲击力。阀盘上下压力差越大,阀盘的冲击力越大,阀盘和阀座所受的力越大。同样,由于泵在高压状态下使用的是小缸套,在1=()中,值较小,泵的排量变化值较大。所以,在设计泵时,通常采用泵的小缸径参数。为了减小泵阀运动对泵排量不均度的影响,应尽可能地减小阀盘的直径和运动速度,尽可能地使用直径较大的缸套,使/阀的值较大,也就是说,在泵的使用过程中,尽可能使用大直径缸套既可以提高钻井液的循环量,又可以保证泵的瞬时排量相对稳定,从而保证钻井质量。6.3活塞与缸套 活塞和柱塞的作用是通过活塞或柱塞在液缸中的往复运动交替地在液缸内产生真空或压力，从而吸入或排出液体。对流量较大的中低压往复泵为了使泵的结构紧凑。流量均匀，通常用活塞泵结构型式。在流量较小，排出压力较高时使用柱塞泵。活塞组件包括活塞、活塞杆及活塞环等。它们在泵缸中作往复运动，起着压缩液体的作用。通常要求活塞组件的结构与材料在保证强度、刚度、连接可靠的条件下，尽量减轻重量，减少摩擦，并要求有良好的密封性。它是阻止泵缸内液体经活塞杆与泵缸的间隙泄漏的组件。其基本要求是良好的密封性和耐磨性。 钻井泵的活塞与缸套是另一对易损件。因为当活塞在缸套内作往复运动时，有规律性地反复挤出含有固体磨硕颗粒的液体，活塞与缸套之间既是一对密封副，又是一对摩擦副，比铰容易磨损或被高压液体刺漏而失效。活塞与缸套磨损原因分析钻井泵运行时,缸套内壁与活塞外圆材料会产生磨粒磨损、粘着磨损,磨粒磨损是其主要磨损式。而这些磨粒主要是泥浆液中含有来自地层的种矿物硬料,其中以石英硬粒为主。石英是六方系的致密结晶体,泥浆中的石英粒子尺寸一般0 090 30,硬度高达7501300。当活在缸套中往复运动时,这些坚硬矿物粒子就对缸内壁产生犁耕刮擦的作用,产生拉伤犁沟。当犁尺寸较大时,高压钻井液将泄漏,并冲刷缸套内壁进而出现更严重的侵蚀条件下的三体硬粒磨损,缸体、活塞、缸套在短期内失效。活塞由钢芯和皮碗等组成，一般是自动封严式结构，即在液体压力作用下能自动张开，紧贴缸套内壁。单作用泵活塞将缸套分成两部分，前部为工作室，吸入低压液体，排出高压液体；后部与大气连通，由喷淋液冲洗。故单作用泵只有一个皮碗，结构如图10所示。图10钻井泵的缸套结构并不复杂，但要求有一定的强度和很高的耐磨性，内表面必须有很高的硬度和光洁度。口前的缸套有单一金属和双金属两种。由高碳钢或合金钢制造的单一金属缸套，一般进行整体淬火后回火，表面淬火等，保证一定的强度和内表面硬度。由低碳钢或低碳合金钢制造的单一金属缸套，一般进行表面硬化处理，如渗碳、渗氮、氰化或硼化处理等，将内表面硬度捉高到HRC60以上，也有对缸套内表面进行镀铬处理的，以提高表面硬度。单一金属缸套工作寿命短，贵重金属消耗量较大。6.4 泵缸 泵缸是构成压缩容积实现液体压缩的主要部件，为了承受液体压力，应有足够的强度，由于活塞在其中运动，内壁承受摩擦，应有良好的润滑性及耐磨性。由于液缸体结构复杂，再加上液缸体内液体压力的脉动因此，随着往复泵向高压，高速方向发展，使液缸体受力复杂，给设计带来较大的困难。通常可以把液缸体看成为一压力容器。往复泵在工作时液缸体内受工作压力，另外，由于液缸内某些相关零件以及撞击载荷的作用，使液缸壁内产生附加应力。当往复泵在输送高温液体时，由于液缸内外壁存在温差而相应产生温差应力，在这些应力的作用下，在液缸的某些地方（在液缸孔的交叉处）产生应力集中。当往复泵的工作压力较小时，即p0.385时，或者液缸壁厚较小（）时，用薄壁圆筒公式计算，其壁厚为： 液缸体壁厚：P工作内压力：，液缸体的内外半径；液缸体材料的许用应力；C考虑到所输送介质的腐蚀和由于铸造造成的偏心的壁厚附加量，c植取010.8cm。小型泵，液体腐蚀性较小的液缸体取小值，反之取大值。液缸体壁厚较大时，壁厚应按照厚壁圆筒公式计算，这时可把液缸体看成是等厚而较长的圆筒，其内表面作用着沿轴方向不变的均匀内压力。本设计选取缸壁厚为8mm. 6.5安全阀由于钻井泵和排出管都在高压下工作，为保证安全，在钻井泵的排口处装有安全装置，即安全阀，将泵的极限压力控制在允许的范围内。钻井泵中常用的安全阀有销钉剪切式、膜片式和弹簧式三种。 图11 图126.5.1销钉剪切式安全阀图11是直接剪切式安全阀结构图，它与排出管并联，其活塞下端作用着高压液体，当压力达到一定值后，活塞推动连杆，切断销钉，活塞上移，高压液体由安全阀排出口进入泥浆池或大气空间，即高压液体放空，达到泄压保安全的目的。
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