前言第 1 頁（共 51 頁）柱塞式往復泵的結(jié)構(gòu)與性能的研究現(xiàn)代鉆井技術(shù)的發(fā)展,對泥漿泵的工作能力提出了更高的要求。如,鉆表層時需要泥漿泵有 7.57～11.36ｍ3/ｍｉｎ的大排量;鉆中深層或鉆水平井時,為了便于排屑和減少井下事故,需要泥漿泵有較高排出泵壓(52.7ＭＰａ)和較大排量;搬遷時盡量占用少的車次;海洋鉆井平臺要求泥漿泵占有空間小、質(zhì)量輕;偏遠地區(qū)的鉆井作業(yè)承包商,要求泥漿泵在滿足鉆井作業(yè)要求的同時,又能滿足固井作業(yè)。傳統(tǒng)的三缸單作用鉆井泵排出不均度較大,曲軸制造易產(chǎn)生誤差。泥漿泵工作時震動不可避免。其質(zhì)重和體積大,給運輸和搬遷帶來極大不便。為適應鉆井承包商提高鉆速、降低作業(yè)成本以及其他一些特殊要求,各泥漿泵制造廠商在不斷對已有產(chǎn)品完善的同時,研制出一些性能和結(jié)構(gòu)先進的泥漿泵。1 前言1.1 課題研究的背景在中國全面建設小康社會、加快現(xiàn)代化建設的進程中，必須高度重視和妥善解決能源問題 。而石油天然氣無疑在中國能源戰(zhàn)略中具有極為重要的地位，關(guān)系到經(jīng)濟發(fā)展、社會穩(wěn)定、國家安全和全面建設小康社會目標的順利實現(xiàn)。我們必須抓緊制定和實施可持續(xù)發(fā)展石油資源戰(zhàn)略，搞好石油天然氣資源的勘探、開發(fā)、生產(chǎn)和節(jié)約使用，保障國民經(jīng)濟長期穩(wěn)定發(fā)展。當前中國油氣消費進入快速增長時期，油氣資源短缺已成為積極和社會發(fā)展的重要制約因素。1.1.1 中國石油發(fā)展現(xiàn)狀石油產(chǎn)量有所增長中國主要石油資源可以劃分為東北石油區(qū)、西北石油區(qū)、東部石油區(qū)和海上石油區(qū)。東北石油區(qū)包括大慶、遼河、吉林油田，2020 年原油產(chǎn)量可能保持在 6000萬噸左右。西部石油區(qū)包括克拉瑪依、塔里木盆地、柴達木盆地、吐一哈地區(qū)。如果加強規(guī)劃，加大投資力度 2020 年原油產(chǎn)量可能達到 6000 萬噸左右。東部油田區(qū)包括勝利、大港、中原、河南、江漢、中蘇等所有其他陸上油田，通過提高采收率技術(shù)的持續(xù)應用和其他技術(shù)進步，2020 年原油產(chǎn)量也有可能保持在 5000 完噸-6000柱塞式往復泵結(jié)構(gòu)與性能的研究第 2 頁（共 51 頁）萬噸。海上石油區(qū)包括渤海、東海、黃海和南海。通過鼓勵各大國有石油公司、外國石油公司都積極投入力量，2020 年海上油區(qū)的原油產(chǎn)量有可能達到 5000 萬噸-6000 萬噸。如果這些目標實現(xiàn)了，2020 年原油產(chǎn)量可能達到 2.2 億噸--2.4 億噸。“十一五”期中國原油供應和原油加工將繼續(xù)增長，特別是“十一五”前期，即 2006—2007 年，由于受世界高油價慣性的影響和刺激，國內(nèi)原油產(chǎn)量在這 2 年仍會保持相對比較快的增長速度，估計月均原油產(chǎn)量將達到 1500 萬噸以上，國內(nèi)原油供應量將持續(xù)增長。石油進口趨于穩(wěn)定2006 年中國石油消費達到 3.28 億噸，已躋身與世界石油消費大國行列。中國將繼美國之后成為世界上第二大石油消費國，繼美國和日本之后的世界第三大石油進口國。今后 5---10 年間，中國原油消費量年均增長率將達到 4%左右，2010 年中國的石油總需求量將達到 3.5 億噸—308 億噸，而到 2020 年中國成品油需求量將為2000 年的 2.3 倍（約 5 億噸） 。中國目前的能源消費結(jié)構(gòu)中，燃煤占 2/3，石油天然氣正在迅速填補燃煤消耗相對下降的市場。由此看來， “十一五”期間中國石油供應格局將由以國內(nèi)為主逐步轉(zhuǎn)變?yōu)橐試鉃橹?，進口量將會增加。但由于中國政府積極推進石油戰(zhàn)略儲備工作，加上節(jié)能政策的貫徹執(zhí)行，預計中國石油進口將趨于穩(wěn)定，并在未來三年內(nèi)呈下降趨勢。石油需求穩(wěn)步增長帶動中國石油需求增長的主要動力是交通運輸業(yè)、石化和農(nóng)業(yè)等。這些產(chǎn)業(yè)在“十一五”期間將會繼續(xù)得到發(fā)展和關(guān)注。未來 20 年仍將是中國經(jīng)濟增長的關(guān)鍵時期，保持經(jīng)濟持續(xù)、快速、健康增長的目標，決定了中國石油需求在很長一段時間內(nèi)必將保持持續(xù)增長勢頭。預計到 2020 年石油占能源消費總量的比例為 25.2%，天然氣占 5.3%，能源消費總量為 25.44 億噸標準煤，石油、天然氣消費量分別為 7.89 億噸標準煤、2.86 億噸標準煤。1.1.2 國外石油勘探的發(fā)展2006 年世界勘探開發(fā)投資繼續(xù)保持快速增長，北美地區(qū)投資增長超過北美以外地區(qū)。自 2000 年以來，在高油價驅(qū)動下，世界勘探開發(fā)投資基本保持兩位數(shù)的增前言第 3 頁（共 51 頁）長速度。2005 年，世界勘探開發(fā)投資實現(xiàn)了 19.1%的增速。估計 2006 年世界勘探開發(fā)投資將比上一年增長 14.1%，達到 2262 億美元。從地區(qū)來看，在美國的投資預計增長 16.5%，達到 564 億美元。其中被調(diào)查的 9 家大型石油公司預期 2006 年在美國的投資增加到 158 億美元，比 2005 年增長 11.4%。近 10 年來，這些大石油公司剝離了在美國的大量資產(chǎn)，投資重點不斷向北美以外地區(qū)和潛力更大的深水區(qū)延伸。但是，隨著油氣價格持續(xù)走高，過去那些邊際油田變得盈利，特別是在油田基礎(chǔ)設施較好的美國，大石油公司更容易開發(fā)這些油田。此外，鉆井技術(shù)不斷進步也是國際大石油公司能夠開發(fā)那些過去難動用的儲量。因此，2005 年以來，國際大石油公司減緩了剝離資產(chǎn)的步伐。被調(diào)查的 116 家獨立石油公司 2006 年在美國的投資將增加到 406 億美元，比 2005 年增長 18.6%。1.1.3 石油機械發(fā)展現(xiàn)狀我國國民經(jīng)濟持續(xù)高速發(fā)展，為石油及石油化工產(chǎn)品提供了廣闊的市場。石油、石油化工裝備工業(yè)以我國石油和石油化工工業(yè)為依托，歷經(jīng)五十多年發(fā)展，已經(jīng)打下了堅實基礎(chǔ)。而石油鉆采專用設備是石化通用機械業(yè)的重要組成部分，對石油化工行業(yè)的發(fā)展起著舉足輕重的作用，直接服務于石油開采業(yè)。近年來世界各國對石油能源開發(fā)的重視和原油價格的飚升，極大拉動了石油鉆采設備制造業(yè)的需求和發(fā)展。 1956 年太原礦山機器廠仿制出我國第一臺 1200 米輕型石油鉆機，1959 年蘭州石油化工機器廠制造成功 3200 米石油鉆機，為我國石油鉆采設備制造業(yè)的發(fā)展拉開了序幕。這期間我國制造的石油鉆機雖然檔次不高，但相應裝備逐漸形成一定實力，尤其是鍛煉和培養(yǎng)了科研設計隊伍，為后來我國制造成套石油鉆機打下了堅實基礎(chǔ)。改革開放后，我國通過許可證貿(mào)易、合作生產(chǎn)、合資等方式引進了一批國外先進的石油鉆機技術(shù)。目前，我國石油鉆采設備制造技術(shù)在許多方面已經(jīng)達到或接近國際先進水平，并成功地打入國際市場，為我國出口創(chuàng)匯做出了巨大的貢獻。 與此同時，外國一些著名的石油鉆采設備制造商也陸續(xù)進入中國石化設備制造業(yè)。他們采取與中國的國有企業(yè)合資合作的形式注入資本并帶來先進的生產(chǎn)技術(shù)，增加了中國石油鉆采設備制造行業(yè)整體的實力和競爭力。 2004 年，中國經(jīng)濟依然保持強勁的增長勢頭。在宏觀經(jīng)濟持續(xù)走好的大環(huán)境下，石柱塞式往復泵結(jié)構(gòu)與性能的研究第 4 頁（共 51 頁）油鉆采設備制造行業(yè)的工業(yè)總產(chǎn)值、銷售收入以及純利潤都保持了較快的增長速度。但由于我國與西方發(fā)達國家起點差距大，石油石化設備的整體制造水平與國際水平還有一定差距。對策是要不斷加速推廣成熟的新技術(shù)，不斷進行技術(shù)更新，在產(chǎn)品的質(zhì)量、可靠性、新技術(shù)應用等方面多下功夫。除此之外，國產(chǎn)石油鉆采專用設備在研發(fā)投入、適應國際標準（如 API 標準） ，加強售前售后服務，嚴格交貨期等方面都要進一步加強。這樣才能在激烈的國際競爭中逐漸樹立自己的優(yōu)勢地位。工業(yè)泵的發(fā)展2005 年，工業(yè)泵工業(yè)總產(chǎn)值將達到 150 億元，可實現(xiàn)銷售收入 160 億元，是1998 年的 125%。其中，工業(yè)總產(chǎn)值“十五”期間年增長率為 5%；2010 年，工業(yè)泵行業(yè)工業(yè)總產(chǎn)值預計達到 180 億元，銷售收入達 190 億元，是 2000 年的 150%。行業(yè)經(jīng)濟效益將得到明顯的提高。產(chǎn)品國內(nèi)市場的占有率也將從目前的 84%左右，提高到 90%。其中，火電、核電和“三大化工”中的重點產(chǎn)品市場 2005 年和 2010 年占有率分別達到 75%和 80%以上。 產(chǎn)品重點發(fā)展為超臨界火電機組配套用鍋爐給水泵、空冷火力發(fā)電機組用泵、核電站用泵，逐步填補油田、海上采油、煉油和油品、石化等方面的特殊用泵空白，形成工業(yè)泵行業(yè)新的經(jīng)濟增長點。 根據(jù)工業(yè)泵協(xié)會統(tǒng)計，協(xié)會會員近 3 年，工業(yè)泵平均每年出口額以 200%的速度進行增長，預計 2005 年泵協(xié)會員單位出口創(chuàng)匯可達到 3 億美元，整個泵行業(yè)達到 4.5億美元左右。工業(yè)泵出口的主要國家和地區(qū)是，東南亞、孟加拉、巴基斯坦、南非等地。 表 1 2005～2010 年中國工業(yè)泵發(fā)展預測 2005 年 2010 年項目 單位協(xié)會 行業(yè) 協(xié)會 行業(yè)工業(yè)總產(chǎn)值（不變價） 億元 75 150 100 180銷售收入（當年價） 億元 80 160 110 190重要產(chǎn)品產(chǎn)量 萬臺 30.7 42.2 離心泵 萬臺 3.4 4.2 鍋爐給水泵 萬臺 1.4 1.5 前言第 5 頁（共 51 頁）軸流泵 萬臺 0.1 0.2 混流泵 萬臺 1.4 1.8 旋渦泵 萬臺 0.7 0.9 深井泵 萬臺 1.3 1.5 潛水電泵 萬臺 3.6 4.8 噴灌泵 萬臺 6 8 離心油泵（化工流程泵） 萬臺 1.2 1.6 耐腐蝕泵 萬臺 2 2.6 螺桿泵 萬臺 1.3 3 污水泵 萬臺 6.8 10.2 泥漿泵、渣漿泵 萬臺 0.7 0.8 水環(huán)真空泵及壓縮機 萬臺 0.5 0.6 計量泵（比例泵） 萬臺 0.5 0.6 生產(chǎn)能力增長率 ％ 50 100 50利潤 億元 1.7 3.4 2.4 4.1稅金 億元 8.2 9.8就業(yè)人口 億元 11 21 14 2出口創(chuàng)匯 億美元 3 4.5 6 7資料來源：中國通用機械工業(yè)協(xié)會 目前國內(nèi)工業(yè)泵市場普通產(chǎn)品供大于求，高水平、高質(zhì)量的特殊產(chǎn)品供不應求，還需從國外進口，產(chǎn)品的水平與用戶要求差距較大。產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)和產(chǎn)品結(jié)構(gòu)不合理的現(xiàn)象尤為明顯，產(chǎn)品達到當代世界先進水平極少，大部分僅達到 80 年代末 90 年代初的水平，不能適應市場需求結(jié)構(gòu)的變化。一方面產(chǎn)品積壓嚴重，另一方面市場急需的產(chǎn)品試制太慢或短缺，沖不出傳統(tǒng)產(chǎn)品的格局。與國外的動態(tài)差距并沒有縮小，形勢不容樂觀。1.2 柱塞式往復泵鉆井泵是鉆井液循環(huán)系統(tǒng)中的關(guān)鍵設備，一般用以在高壓下向井底輸送高粘度、柱塞式往復泵結(jié)構(gòu)與性能的研究第 6 頁（共 51 頁）大比重和含砂量較高的液體，以便冷卻鉆頭和攜帶出巖屑，同時作為井底動力鉆具的動力液。鉆并泵的種類較多，分類方法也不一樣，歸納起來大致可按以下特點分組(1)按液缸數(shù)目分，有雙缸泵、三缸泵等。(2)按一個活塞在液缸中往返—次吸入或排出液體的次數(shù)分，吸液或排液一次的，為單作用泵；兩次的，為雙作用泵。(3)按液缸的布置方案及相互位置分，有臥式泵、立式泵(4)按擠液方式分，有活塞泵、柱塞泵和隔膜泵等。通常以上述主要特征區(qū)別不同類型的泵，并冠以稱號，如三缸單作用臥式活塞泵，雙缸雙作用臥式活塞泵等等。由于鉆井泵輸送的液體通常是泥漿，故習慣上又稱之為泥漿泵。三缸單作用鉆井泵與雙缸雙作用鉆井泵相比較，無論在結(jié)構(gòu)或性能方面都有較大的區(qū)別，并且具有一些明顯的優(yōu)點主要是：(1)三缸系的缸徑小、沖程短、沖次高，在功率相同的條件下，體積小、重量輕。據(jù)同一工廠生產(chǎn)的 956kW(1300 馬力)兩種系相比較，三缸單作用泵比雙缸雙作用泵長度短 25％，重始輕 27％。(2)缸套在汲缸外部用夾持器( 卡箍等)固定，活塞桿與介桿也用夾持器固定，因而抒皺方便；活塞桿無需密封，有利于節(jié)省維修時間和延長活塞桿壽命。(3)活塞單面工作，可以從后部噴進冷卻液，對缸套和活塞進行沖洗和潤滑，有利于延長缸套和活塞的使用壽命。(4)泵的流量均勺，壓力波動小。計算表明，—臺沒有安裝空氣包的雙缸雙作用泵，其瞬時流量在平均值上下波功分別為 26．72％和 21．56％，總計達48．28％，而三缸單作用泵瞬時流量在平均值上下波動分別為 6．64％和18．42％，總計為 2i．06％。泵的壓力是隨流量的平方而變化的，三缸單作用泵流量變化小，壓力波動就受比雙缸雙作用泵小很多。 但是，三缸單作用泵也存在一些特殊的問題。首先是由于泵的沖次提高導致自吸能力降低，通常情況下應該配備灌注系統(tǒng)，即由另一臺灌注泵向三缸泵的吸入口供給一定壓力的液體，這樣便增加了附屬設備。目前，在灌注用離心泵的壽命問題還未先全解決的條件下，三缸泵的應用廣度及效前言第 7 頁（共 51 頁）益部受到一定的影響。為了避開灌注泵問題，我國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線，或者降低泵速使用。勝利油田鉆井工藝研究院還根據(jù)油田的需要和使用經(jīng)驗，提出了“適當降低沖數(shù)，合理增加沖程” ，發(fā)展“中速”系列三缸單作用泵的沒想，并先后設計制造了 SL3NB—1000、 SL3NB—1300A 和SL3NB—1600A 等三缸單作用泵，很快在勝利油田和國內(nèi)其它一些油田上推廣使用。近年來，灌注泵的研究已取得了進展，其中，由西南心油學院等沒計研制的灌注泵已取柑良好的試驗效果。無論中速或高速鉆井泵，配用性能良好的灌注泵，都可以改善吸入工況，提高效率。其次，由于單作用泵活塞后端外露，且外露圓周比雙作用泵活塞桿密封圓周大得多，在自吸的條件下，當處于吸入過程時，液缸內(nèi)壓力降低，作用在活塞密封上的力與運動方向相反。假如缸套和活塞磨損使之處于松弛狀態(tài)，則外部空氣有可能進入液缸，從而導致泵工作不平穩(wěn)，容積效率降低。在噴淋系統(tǒng)正常工作時，活塞和缸套間的磨損會減緩，噴淋液也可能對空氣起到水封作用。如果泵是在灌注的條件下工作，就不存在空氣從活塞后部進入液缸的問題。但目前，油田多使用三缸單作用泵。隨著石油事業(yè)的發(fā)展,相關(guān)的石油機械也發(fā)生著日新月異的變化.1.3 國內(nèi)鉆井泵現(xiàn)狀輕便鉆井泥漿泵功率在 956ｋＷ以下,主要配套于 4ｋｍ以下鉆機, 因此,輕便鉆井泵的市場前景基本依從于 4ｋｍ以下鉆機的使用現(xiàn)狀和發(fā)展。據(jù)統(tǒng)計,我國擁有鉆機1000 余臺,占世界鉆機總量的 32%,其中,中石油集團公司就擁有 700 余臺,因此, 中石油集團公司的鉆機情況基本反映了國內(nèi)鉆機的現(xiàn)狀。在中國石油集團公司擁有的 700余臺鉆機中,4 ｋｍ以下的鉆機占總量的 80%。平均新度系數(shù)僅為 0 4,其中,48%的鉆機新度系數(shù)小于 0 3;有 500 臺左右的鉆機服役 10ａ以上,亟待更新, 與之配套的鉆井泵相應也需要更新。我國每年所鉆 4ｋｍ以下的井數(shù)為總井數(shù)的 98 5%,4ｋｍ以下的進尺為總進尺的 95 2%。1.4 國外三缸鉆井泵的現(xiàn)狀1.4.1 美國三缸單作用鉆井泵系列 柱塞式往復泵結(jié)構(gòu)與性能的研究第 8 頁（共 51 頁）美國鉆井泵大量采用三缸單作用泵,生產(chǎn)廠家主要有ＬＥ ＴＯＵＲＮＥＡＵＥＬＬＩＳＷＩＬＬＩＡＭＳ公司、ＩＤＥＣＯ公司、ＥＭＳＣＯ公司和ＮＡＴＩＯＮＡＬ ＯＩＬＷＥＬＬ公司等 ,ＥＭＳＣＯ公司的設計技術(shù)已由我國寶雞石油機械廠引進,并已形成Ｆ系列泵。各個公司輸入功率小于956ｋＷ (1300Ｈｐ)的產(chǎn)品自成系列 ,ＩＤＥＣＯ公司為Ｔ系列、ＬＥＷＣＯ公司為ＷＨ系列、ＮＡＴＩＯＮ ＡＬ ＯＩＬＷＥＬＬ公司Ｐ系列,具體參數(shù)省略。1.4.2 美國三缸單作用鉆井泵的結(jié)構(gòu)特點 美國三缸泵的液力端,閥箱采用Ｌ型,閥箱的吸入閥和排出閥為分體結(jié)構(gòu)。吸入閥采用螺紋壓緊, 其殼體與閥箱螺紋聯(lián)接,球形吸入空氣包。泵機座多為焊接結(jié)構(gòu),小齒輪用鍵固定在傳動軸上,大齒輪套安裝在曲軸上。曲軸采用直軸與偏心輪一起鑄造的結(jié)構(gòu)。采用雙列向心球面調(diào)心軸承。十字頭滑動面經(jīng)表面淬火磨削。齒輪采用斜齒或無槽人字齒輪。為了加強易損件的互換,閥腔和活塞桿制定了相應的ＡＰＩ標準。隨機輔助工具齊全,有閥座液壓拉拔器、液壓拆卸器、缸套拆卸器等。1.4.3 俄羅斯三缸鉆井泵的現(xiàn)狀 俄羅斯三缸鉆井泵起步較晚,發(fā)展較慢,至今在鉆井實踐中,仍大量采用雙缸泵。但其三缸泵已形成系列,而且發(fā)展勢頭較快。如俄羅斯石油鉆機主要生產(chǎn)廠家 ,烏拉爾重型機械制造聯(lián)合公司(Л Ｏ“ＹａлＭａщ”) 計劃新建一個生產(chǎn)三缸泵的專業(yè)化分廠, 將生產(chǎn)整體人字齒輪。俄羅斯現(xiàn)有 4 個功率級別的三缸泵, 即,600、800、950 和1180ｋＷ(主要參數(shù)略 )。往復泵的液力端包括液缸體,吸入閥,排出閥, 活塞和填料箱, 缸蓋,閥蓋及其密封等主要零部件.其結(jié)構(gòu)主要取決于液缸數(shù) ,液缸的位置 ,作用數(shù)及吸入閥,排出閥的布置型式等。1.5 目前柱塞式往復泵的設計方向解決柱塞式往復泵工作噪音問題一直都是泵領(lǐng)域十分重要的研究課題，很多專家學者都對此進行過大量的研究。現(xiàn)有技術(shù)中的柱塞往復泵驅(qū)動機構(gòu)，通常是采用電機運轉(zhuǎn)帶動曲軸和飛輪一起運轉(zhuǎn)，采用連桿將曲軸和往復泵的柱塞連接。制造中的綜合精度技術(shù)要求，必需具備高精度的機械加工設備和具備一定技能的技術(shù)工方案的論證第 9 頁（共 51 頁）人，因此加工維修難、成本高；且在運轉(zhuǎn)過程中摩擦力，不僅損失相當一部分功能，而且設備零部機件易磨損、壽命短，還會產(chǎn)生嚴重噪聲。最近發(fā)展起來的帶滑靴連桿—柱塞組件的非點接觸徑向柱塞泵,改變了這一狀況 ,出現(xiàn)了低噪聲,耐沖擊的高性能徑向柱容泵，并在鑿巖、冶金機械等領(lǐng)域獲得應用,代表了徑向柱塞泵發(fā)展的趨勢。柱塞式往復泵的工作壽命是非常值得關(guān)注的問題。許多泵都選用新型材料制作泵的活塞。其中 YB 系列油壓陶瓷柱塞輸漿泵由油壓驅(qū)動、柱塞由高耐麿的耐腐蝕氧化鋁陶瓷作成，泵體根據(jù)陶瓷行業(yè)、化工行業(yè)等不同的特點要求可化作成鑄鐵、不銹鋼等。該泵分為高壓泵、低壓大流量泵和變量泵。高壓泵適合于遠距離或向高空輸送漿料，低壓大流量泵適合于穩(wěn)定地大量地輸送漿體，變量泵則適合于各種壓濾機、過濾置配套使用，此種泵會隨著過濾密度的增加自動使壓力提高，流量減少。此外還有很多企業(yè)在對往復泵設計理論及機械 CAD 技術(shù)進行系統(tǒng)的分析和研究的基礎(chǔ)上,結(jié)合企業(yè)多年來往復泵的設計、制造經(jīng)驗,運用 VB 6.0 開發(fā)出了高效實用的三柱塞往復泵 CAD 系統(tǒng)軟件.該模塊建立了 Access 數(shù)據(jù)庫,能夠把 CAD 系統(tǒng)軟件計算的有用數(shù)據(jù)保存起來, 實現(xiàn)了數(shù)據(jù)查詢、參數(shù)化繪圖、數(shù)據(jù)報表創(chuàng)建等功能.這一CAD 系統(tǒng)的曲軸設計模塊開發(fā)過程.該模塊能夠進行三柱塞往復泵曲軸的尺寸計算、強度校核、剛度校核,并以廣泛使用的繪圖軟件 SolidWorks 為基本平臺,開發(fā)出三柱塞往復泵曲軸模塊的參數(shù)化繪圖程序,實現(xiàn)了繪制曲軸的自動化2 方案的論證2.1 柱塞式往復泵工作原理柱塞式往復泵結(jié)構(gòu)與性能的研究第 10 頁（共 51 頁）臥示三缸單作用往復式活塞泵的示意圖。主要由液缸、活塞、吸入閥、排出閥、閥室、曲柄（或曲軸） 、連桿、十字頭、活塞桿，以及齒輪、皮帶輪和傳動軸等零部件組成。當動力機通過皮帶、齒輪或其他傳動件帶動曲軸或曲柄以角速度 ω 按圖示方向，從左邊水平位置開始旋轉(zhuǎn)時，活塞向右邊移動，液缸內(nèi)形成一定真空度，吸入池中的液體也液面壓力 Pa 的作用下，推開吸入閥。進入液壓缸內(nèi)，直到活塞移到右死點位置為止。這個過程，稱作液缸的吸入過程。曲柄繼續(xù)傳動，活塞開始向左移動，缸套內(nèi)液體受擠壓，壓力升高，吸入閥關(guān)閉，排出閥被推開，液體經(jīng)排出閥和排水管進入排出池，直到活塞移動到左死點時為止。這一過程稱作液缸的排出過程。曲柄連續(xù)旋轉(zhuǎn)，每一周內(nèi)活塞往復運動一次，單作用泵的液缸完成一次吸入和排出過程。2.2 主要結(jié)構(gòu)主要結(jié)構(gòu)如下：(1) 動力端動力端由小齒輪軸、主軸、泵殼、連桿、十字頭等部件組成。其動力傳動方向是：小齒輪軸通過一對齒輪傳到主軸上，主軸通過連桿、十字頭將動力傳遞。主軸總成：主軸總成包括主軸、右旋齒輪、組合連桿等。軸上的軸承和襯套的潤滑油是從主軸軸孔打入的。小齒輪軸總成：小齒輪軸總成：小齒輪軸總成由小齒輪軸、左旋小齒輪、軸承等組成。小齒輪軸總成是大泵的動力輸入機構(gòu)。(2) 液力端主要由泵頭體、柱塞、盤根、吸入排出凡爾及凡爾座、排出管口、吸入管口等組成。泵頭體采用整體式合金鍛件。泵液力端結(jié)構(gòu)緊湊，易損件更換方便。（3）吸入管匯配備主管線、連接發(fā)蘭、由壬等。吸入口為外扣由壬。（4） 排出管匯由高壓管匯。排出管匯的試驗壓力為 50MPa。（5） 安全系統(tǒng)：為保證壓裂施工的安全，在泵的排出口一端安裝有安全系統(tǒng)。它通過三通與液力端連接。在三通的左端安裝有直感式壓力表，右端安裝有成組剪銷式安全閥，泵排出口左端管匯上安裝有電感式壓力傳感器,用于撬裝泵或者遙控箱上的超壓保護。主要零件的結(jié)構(gòu)第 11 頁（共 51 頁）（6 ）潤滑系統(tǒng)由動力端潤滑系統(tǒng)和液力端潤滑系統(tǒng)兩個部分組成。動力端潤滑系統(tǒng)由動力端潤滑油泵、動力端潤滑油箱、液壓管線、油壓表、油濾器、溢流閥、回油管等組成。動力端潤滑系統(tǒng)的循環(huán)動力是由傳動箱取力器口帶動潤滑油泵提供的。其回油是靠油的自流來完成的?；赜凸苁菫榱藵M足循環(huán)要求而設計的。3 主要部件結(jié)構(gòu)研究3.1 柱塞泵的動力端柱塞式往復泵可以分為動力端和液力端兩部分 ，其中動力端主要部件包括(1) 動力端動力端由小齒輪軸、主軸、泵殼、連桿、十字頭等部件組成。其動力傳動方向是：電動機通過紅色軸把動力傳遞給紅色帶輪，帶輪帶動藏青色小齒輪軸轉(zhuǎn)動，藏青色小齒輪軸通過一對齒輪傳到主軸上，主軸通過連桿、十字頭將動力傳遞。其部分部件裝配如下3.1.1 各部分零件曲軸它是往復泵中重要的運動件。它將驅(qū)動機軸的自身旋轉(zhuǎn)運動，轉(zhuǎn)變成為曲柄銷（曲柄的組成部分）的圓周運動。由于承受較大的交變載荷和摩擦磨損，所以對疲柱塞式往復泵結(jié)構(gòu)與性能的研究第 12 頁（共 51 頁）勞強度與耐磨性要求較高。小齒輪軸的作用是將動力通過齒輪傳遞給曲軸。曲軸為曲柄連桿機構(gòu)由活塞連桿組、曲軸飛輪組等兩部分組成。其功用：一是實現(xiàn)運動的轉(zhuǎn)換。因設計的泵為三缸往復泵，所以曲軸的結(jié)構(gòu)為三相曲柄，相鄰軸拐的夾角為結(jié)構(gòu)如圖所示3603 =120o連桿 連桿是連接曲軸與活塞的部件。它將曲軸的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換成活塞的往復運動，并將外界輸入功率傳遞給活塞組件。它與活塞桿通過鉸鏈連接。其結(jié)構(gòu)如圖所示十字頭它是連接活塞桿與連桿的部件。它在導軌里作往復運動，并將連桿的動力傳遞給活塞部件。對十字頭的基本要求是重量輕、耐磨并具有足夠的強度。活塞桿 活塞連桿的組成：它主要由活塞、活塞環(huán)、活塞銷、連桿、連桿瓦組成。4 主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定鉆井泵的結(jié)構(gòu)參數(shù)包括缸 i、活塞直徑 D、連桿長度 l、活塞直徑 d 以及活塞沖主要零件的結(jié)構(gòu)第 13 頁（共 51 頁）程長度 s 等.在動力機轉(zhuǎn)數(shù)及泵外傳動方案一定的條件下，泵的沖次 n 取決于泵內(nèi)的齒輪傳動比，因而也可以視 n 為泵的結(jié)構(gòu)參數(shù).4.1 泵的沖次和沖程就鉆井泵而言，S 和 n 是結(jié)構(gòu)參數(shù)中影響最大的兩個因素，必須首先加以確定。但因為目前還缺乏一系列有關(guān)泵工作可靠性的統(tǒng)計資料，所以只能根據(jù)多年實踐驗證過的鉆井泵的 S 和 n 的統(tǒng)計數(shù)值，找出一定的規(guī)律性，它在某種程度上反映了現(xiàn)有鉆井泵設計和使用的合理性和可靠性。需要特別指出的是，為了延長鉆井泵易損件（泵閥、活塞等）的壽命。目前在三缸單作用鉆井泵的設計中，傾向于適當降低泵速，合理增加沖程，以便既保證一定的流量要求，又不使泵的重量過大。一般使泵在額定轉(zhuǎn)速的 70-80%范圍內(nèi)運轉(zhuǎn)，可以大大延長易損件壽命。鉆井泵的沖次 n 和沖程 S 對其工作性能、使用壽命等都有重要的影響，確定時，應該考慮多方面的因素。當然，滿足所有方面的要求是困難的，目前只能在保證泵正常吸入和閥的適當壽命的前提下，兼顧其他要求。所以取泵的沖程為 254mm ，沖數(shù)為 140r/min 4.2 往復泵的平均流量往復泵在單位時間內(nèi)理論上應輸送的液體體積，稱作泵的理論平均流量，它與泵的活塞截面積 F、活塞行程長度 S 以及活塞每分鐘在缸套中往復的次數(shù) n 有關(guān)。對于三缸單作用泵，理論平均流量為 Q 理均=3FSn=1764實際上，往復泵工作時，由于吸入閥和排出閥一般不能及時關(guān)閉；泵閥、活塞和其他密封處可能有高壓液體漏失；泵缸中或液體內(nèi)含有氣體，降低吸入充滿度等等，都可能使泵的實際輸送量有所降低，因而往復泵的實際平均流量要低于理論平均流量。設實際平均流量為 Q， 則 =a Q=a =1730????理均 ??理均式中 a---流量系數(shù)，一般在 0.85—0.95 范圍內(nèi)，對于大型的吸入條件較好的新泵，a 可取得大一些，有的可達到 0.97—0.99。柱塞式往復泵結(jié)構(gòu)與性能的研究第 14 頁（共 51 頁）4.3 選擇電動機正確選擇電動機額定功率的原則是：在電動機能夠滿足機械負載要求的前提下，最經(jīng)濟、最合理地決定電動機的功率。柱塞式往復泵屬非連續(xù)工作機械，而啟動、制動頻繁。因此選擇電動機應與其工作特點相適應。柱塞往復泵主要采用交流變頻電動機。該卷揚機輸出功率 =Fv=800K2pF——工作時壓力V——液體流速——柱塞泵的整機傳動效率?可設定效率 ＝0.85，則輸入功率 ＝ / ＝3.33 × w÷0.85＝3.922kw。1p2?310根據(jù)該卷揚機的工作特點可選 Y 系列異步電動機。據(jù)化學工業(yè)出版社 《機械設計手冊》第四版可選電動機：YJ13N其技術(shù)參數(shù)如表 2：表 2 技術(shù)參數(shù)型號 功率/kw 轉(zhuǎn)速 r/min 最高恒功率轉(zhuǎn)速YJ13N 800 791 1067r/min4.4 確定傳動比按額定轉(zhuǎn)速初定總傳動比 總傳動比按下式計算= =5.56ejni?791140式中 ——電動機額定轉(zhuǎn)速（ r/min）en——曲軸轉(zhuǎn)速（r/min）即泵的沖數(shù)j4.5帶論及V帶的選擇4.5.1帶輪設d1為電動機皮帶輪直徑, d2為主軸皮帶輪直徑, 采用 V帶傳動, 其計算直主要零件的結(jié)構(gòu)第 15 頁（共 51 頁）徑分別為(d1 - 10) 和(d2 - 10) ,則：取 d1 = 100 mm , 電動機轉(zhuǎn)速 n1 = 791 r/ min , 主軸轉(zhuǎn)速 n2 = 578 r/ min , 彈性滑動率ε= 0.02 , 則:??2=??1??2(??1?10)(1?ε )+10=791??2578(791?10)(1?0.02)+10=1016mm即: d1 = 100 mm , d2 = 1016mm皮帶輪材料通常采用灰鑄鐵, 其鑄鐵牌號根據(jù)皮帶輪外緣的線速度而定, 當≤25 m/ s 時, 用HT150 ; 當 =25～30 m/ s 時, 用HT200。由于V線 V線故皮帶輪 d1和 d2的材料都采用HT150。4.5.2V 帶計算計算功率 cP查表得, 工作情況系數(shù) Kg = 1.3 , 故 = ·P =1.3 ×5.5 = 7.15 kWcgK選擇 V 帶型號根椐 P c= 7115 , = =201rad/s, 由選型表,選擇B 型V帶。?小 192460??帶長度計算與長度系數(shù) 的確定LK柱塞式往復泵結(jié)構(gòu)與性能的研究第 16 頁（共 51 頁）初定中心距 0a根據(jù)0.7 ( d1 + d 2 ) ≤ ≤2 ( d 1+ d 2 ) , 選 =475 mm0a0aV 帶計算長度 0L=1765.6mm根據(jù)V帶長度系列表 = 1740 mm , 即內(nèi)周長 = 1765.6mm , 確定選用V帶B cLiL- 2300。實際中心距 a為了調(diào)整和張緊方便, 可將電動機固定螺栓在機架上的孔設計為長孔, 取 a = 450～500 mm。V帶長度范圍:膠帶長度系數(shù) LKV 帶采用 B-1400 時, 查長度系數(shù)表得 = 0.9LK計算小輪上的包角 與包角系數(shù)a小 a查包角系數(shù)曲線得 = 0.98aK單根膠帶所能傳遞的功率 0P由于 V 帶速度查功率曲線圖得 = 2.78 kW0考慮傳動比影響, 單根V帶傳遞功率應有增量, 由于傳動比 i = 180 × (1 – 0.02) / 132 = 1.336 , 查表得: 傳動比系數(shù) = 1.08 , 彎曲影響系數(shù) = 19 , 而iKBK主要零件的結(jié)構(gòu)第 17 頁（共 51 頁）所以,Δ P = ( 1 - 1/ ) = 19 ×157 × (1 - 1/1.08) = 221 w = 0.22 BK?iKkW確定V帶根數(shù)Z取 Z = 5 根, 所以V帶規(guī)格: B – 2300.GB1171 -74 。4.6 齒輪基本參數(shù)的確定4.6.1 選定齒輪的精度等級和材料一般選用 7 級精度。內(nèi)齒輪采用 40Cr，其熱處理要求：調(diào)質(zhì)后表面淬火，調(diào)質(zhì)硬度為 250-280HB，齒面接觸疲勞極限應力 ，齒輪齒根彎曲疲極限MPaH60lim??應力 ；外齒輪（行星輪）用 20CrMnTi,滲碳淬火，低溫回火，表面硬MPaF50lim??度 ，心部 HR 為 302-388，齒面接觸疲勞極限應力 ，齒輪6?HRC PaH1350lim??齒根彎曲疲極限應力 。PaF80lim??4.6.2 齒輪模數(shù)的確定按輪齒根彎曲強度設計，彎曲強度設計公式： 231()[]FaSYkTdZ???（1）根據(jù)齒輪的表面硬度 查得其彎曲疲勞強度極限 。60HRC90FEMPa??（2）由《機械設計》書中的圖 10－18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 。.82NK（3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S＝1.4??0.829546.31FNEkPa????（4）計算載荷系數(shù) K柱塞式往復泵結(jié)構(gòu)與性能的研究第 18 頁（共 51 頁）??FVAK?① 試選載荷系數(shù) 3.1?tk② 計算外齒輪傳遞的扭矩 5 62 3.929.001.40.65jPT Nmn????③ 取齒寬系數(shù) 1.?d?④ 查材料的彈性影響系數(shù) ；內(nèi)齒輪的接觸疲勞強度為218.9MaZE;外齒輪的接觸疲勞強度為 。lim260HMPa? lim1350HMPa??⑤ 計算應力循環(huán)次數(shù) 9160960(28)2.761hNnjL???；921.7N??⑥ 查圖得接觸疲勞壽命系數(shù) ；1HK⑦ 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數(shù)是 s=1.25 MPasHNH 9.1082.35*90][1lim11 ???2li164K⑧ 試計算小齒輪分度圓直徑，帶入數(shù)據(jù)得3211 )][(*2.HEdtt ZuTkd???? 1302.9tdm?⑨ 計算圓周速度，帶入數(shù)據(jù)得 v=3.307m/s106??gtnv?⑩ 計算齒寬 1*32.9*0136.25dtbm??模數(shù) mm14.7ttmZ?初取齒高 *(2).3athc??主要零件的結(jié)構(gòu)第 19 頁（共 51 頁）所以 b/h=4.94由 v=3.307m/s，7 級精度，由圖 14-1-14 查得動載荷系數(shù) 1.09；vK?再由表 10-3 查得齒間載荷分布系數(shù) ；1.hF?再由表 14-1-81 得 使用系數(shù) 。1AK?由表查得 7 級精度、行星輪相對支承對稱布置時， 23231.08.0.2180106.2513HdKb??? ????????再由 ， =1.13 查《機械設計》書中圖 10-13 得 =1.1254.9bhH? FK?所以載荷系數(shù) =1×1.09×1.1×1.125＝1.35??FVAK?（5）查取齒形系數(shù)由《機械設計》書中圖 10－5 查得 ＝2.24FaY（6）查取應力校正系數(shù)由《機械設計》書中圖 10－5 查得 ＝1.75Sa（7）設計計算帶入數(shù)值得出： ＝3.60321)][(FSaYdZkTm???可取模數(shù)為 m＝3㎜。4.6.3 尺寸基本參數(shù)的選定即幾何尺寸的計算分度圓直徑 ；2211*,Zmd?齒頂圓直徑 ， ；aah?21*ahd?齒根圓直徑 ，xcf )(*1?；a1求得齒輪的尺寸如下 d1=90mm d2=230mm b1=80 b2=804.7 軸的設計軸設計的特點是：在軸系零、部件的具體結(jié)構(gòu)末確定之前，軸上力的作用點和柱塞式往復泵結(jié)構(gòu)與性能的研究第 20 頁（共 51 頁）支點間的跨距無法精確確定，故彎矩大小和分布情況不能求出，因此在軸的設計中，必須把軸的強度計算和軸系零、部件結(jié)構(gòu)設計交錯進行，邊畫圖、邊計算、邊修改。軸的材料種類很多，設計時主要根據(jù)對鈾的強度、剛度、耐磨性等要求．U 及為實現(xiàn)這些要求而采用的熱處理方式．同時考慮制造工藝問題加以選用，力求經(jīng)濟合理。軸的常用材料是 35、45、50 優(yōu)質(zhì)破累結(jié)構(gòu)鋼。最常用的是 45 鋼。在此所用的到的軸都選用 45 鋼。其性能如下：表 3 45 鋼的性能材料牌號熱處理毛坯直徑(mm)硬度(HB) 拉伸強度極限 B?拉伸屈服極限( )s彎曲疲勞極限()1??剪切疲勞極限( )1??許用彎曲應力 ??1??正火 25 241?610 360 260 150正火 100 170~217 600 300 275 140回火 100~300 162~217 580 290 270 1355545調(diào)質(zhì) 200?217~255 650 360 300 155 604.7.1 輸入軸的設計軸的合理外型應滿足：軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置；軸上的零件應便于裝拆和調(diào)整。軸應具有良好的制造工藝性.影響軸結(jié)構(gòu)的主要因素有：軸的受力性質(zhì), 大小，方向及分布情況；軸上零件的布置和固定形式；所采用軸承類型和尺寸；軸的加工工藝等。1）求出輸入軸上的轉(zhuǎn)矩其中： ---輸入功率，取 800kW；1P主要零件的結(jié)構(gòu)第 21 頁（共 51 頁）---輸入轉(zhuǎn)速，取 791 r/min；1n2）初步確定軸得最小直徑由于軸的材料選用的為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度 ,屈服MPab750??，彎曲疲勞極限 ，扭轉(zhuǎn)疲勞極限 。通過MPas50??MPa3501???21??《機械設計手冊》第四版第二卷表 6-1-19 選取 =126。則有：0A暫時取軸的直徑為 44mmA B C D E圖 8 輸入軸工作簡圖3）軸的結(jié)構(gòu)設計擬定軸上零件的裝配方案：（1）A-B 段接帶輪，軸伸長度通過通過帶輪的寬度可確定 A-B 段即軸深長為58㎜，軸深公差選用 k6，其上下偏差分別為（+0.018 、+0.002） 。其間選用 A 型平鍵（GB/T1096-1979)，尺寸為 b×h×L=10×8×53。查 《簡明機械設計手冊》中表 7-2得出：采用一般鍵聯(lián)接，則鍵槽寬 b 的上下偏差為（0，-0.036） 。半聯(lián)軸器與軸的配合為 H7/k6，A-B 段直徑極限偏差為（ +0.018、+0.002 ） ；（2）B-C 段還要穿過支座、端蓋、大小軸承，還要考慮其中的間隙，可初定其長柱塞式往復泵結(jié)構(gòu)與性能的研究第 22 頁（共 51 頁）度為 57㎜，該段直徑為 50㎜。軸只受扭轉(zhuǎn)應力，受軸向力很小，所以在軸與支架的連接處選用深溝球軸承，初步確定軸承型號 （GB/T276-1994）6208 型。該段與軸承、支座、端蓋的配合公差選用 k6,其上下偏差分別為（+0.018、+0.002） ；（3）C-D 段要安裝齒輪有鍵的聯(lián)結(jié)，所選用鍵的尺寸為 b×h×L=14×9×70。采用一般鍵聯(lián)接，鍵槽寬 b 的上下偏差為（0，-0.043） 。齒輪的長度為 65㎜，故可設計該段的長度為 70㎜。在該段偏心套上還聯(lián)接有軸承，在此可選用雙列向心滾子軸承軸承型號是 3516，此段直徑設定為 60㎜。該段的配合公差選用 k6,其上下偏差分別為（+0.018、+0.002） ；（4）D-E 段就與軸承聯(lián)接，其長度初定為 22㎜，直徑為 50㎜，故與之相聯(lián)的軸承可選深溝球軸承（GB/T276-1994）6208 型。該段的配合公差選用 k6，其上下偏差分別為（+0.018、+0.002） 。在此其間軸承的定位沒有軸肩的都是采用擋圈定位，擋圈尺寸要根據(jù)具體裝配情況而定。以上的公差配合通過查閱《機械零件設計手冊》中表 1.1-6 得出。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考課本《機械設計》表 15-2，取軸端倒角為 1.6×45°，軸右端軸肩處圓角半徑為1.6㎜其余各處倒角和圓角參看附圖。4.8 泥漿泵的缸套直徑 D，連桿長度 l 的確定（1）計算液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸液壓缸有關(guān)設計參數(shù)見圖 2。圖 a 為液壓缸活塞桿工作在受壓狀態(tài)，圖 b 活塞桿工作在受拉狀態(tài)。活塞桿受壓時（15）活塞桿受壓時（16）式中 ——無桿腔活塞有效作用面積（m 2）；主要零件的結(jié)構(gòu)第 23 頁（共 51 頁）——有桿腔活塞有效作用面積（m 2）；p1——液壓缸工作腔壓力（Pa）；p2——液壓缸回油腔壓力（Pa），即背壓力。其值根據(jù)回路的具體情況而定，初算時可參照表 4 取值。差動連接時要另行考慮；D——活塞直徑（m）；d——活塞桿直徑（m）。圖 2 載荷/kN ＜5 5～10 10～20 20～30 30～50 ＞50工作壓力/MPa＜0.8～1 1.5～2 2.5～3 3～4 4～5 ≥5表 4 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機床機械類型磨床 組合機床 龍門創(chuàng)床 拉床家業(yè)機械小型工程機械建筑機械液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機重型機械起重運輸機械工作壓力/MPa 0.8～2 3～5 2～8 8～10 10～18 20～32表 5 執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型 背壓力/MPa柱塞式往復泵結(jié)構(gòu)與性能的研究第 24 頁（共 51 頁）簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 0.2～0.5回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng) 0.4～0.6回油路設置有背壓閥的系統(tǒng) 0.5～1.5用補油泵的閉式回路 0.8～1.5回油路較復雜的工程機械 1.2～3回油路較短，且直接回油箱 可忽略不計一般，液壓缸在受壓狀態(tài)下工作，其活塞面積為（17）=155.56運用式（17）須事先確定 A1與 A2的關(guān)系，或是活塞桿徑 d 與活塞直徑 D 的關(guān)系，令桿徑比 φ=d/D，其比值可按表 5 和表 6 選取。=140 （18）采用差動連接時，υ 1/υ 2=（D 2-d2）/d 2。如果求往返速度相同時，應取d=0.71D。對行程與活塞桿直徑比 l/d＞10 的受壓柱塞或活塞桿，還要做壓桿穩(wěn)定性驗算。當工作速度很低時，還須按最低速度要求驗算液壓缸尺寸式中 A——液壓缸有效工作面積（m 2）；Qmin——系統(tǒng)最小穩(wěn)定流量（m 3/s），在節(jié)流調(diào)速中取決于回路中所設調(diào)速閥或節(jié)流閥的最小穩(wěn)定流量。容積調(diào)速中決定于變量泵的最小穩(wěn)定流量。υ min——運動機構(gòu)要求的最小工作速度（m/s）。另外，如果執(zhí)行元件安裝尺寸受到限制，液壓缸的缸徑及活塞桿的直徑須事先確定時，可按載荷的要求和液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸來確定系統(tǒng)的工作壓力。主要零件的結(jié)構(gòu)第 25 頁（共 51 頁）液壓缸直徑 D 和活塞桿直徑 d 的計算值要按國標規(guī)定的液壓缸的有關(guān)標準進行圓整。如與標準液壓缸參數(shù)相近，最好選用國產(chǎn)標準液壓缸，免于自行設計加工。常用液壓缸內(nèi)徑及活塞桿直徑見表 7 和表 8。表 6 按工作壓力選取 d/D工作壓力/MPa ≤5.0 5.0～7.0 ≥7.0d/D 0.5～0.55 0.62～0.70 0.7表 7 按速比要求確定 d/Dυ 2/υ 1 1.15 1.25 1.33 1.46 1.61 2d/D 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.71注：υ 1—無桿腔進油時活塞運動速度；υ 2—有桿腔進油時活塞運動速度。表 8 常用液壓缸內(nèi)徑 D（mm）40 50 63 80 90 100 110125 140 160 180 200 220 250表 9 活塞桿直徑 d（mm）缸徑速比40 50 63 80 90 100 1101.46 22 28 35 45 50 55 633 45 50 60 70 80缸徑速比125 140 160 180 200 220 2501.46 70 80 90 100 110 125 1402 90 100 110 125 140 計算出直徑 Dmin必須采用標準系列的規(guī)定。鉆井泵其他各級缸套的直徑按臨界特性中所述及的等強度原則確定。連桿長度 l 的大小決定于曲柄連桿比的選取，現(xiàn)在多數(shù)單作用鉆井泵， =??=????柱塞式往復泵結(jié)構(gòu)與性能的研究第 26 頁（共 51 頁）, 值對泵體的尺寸及性能都有明顯的影響。??2??=16–17.5??綜上所述，選取缸套直徑為 140mm，連桿長度為 173mm主要零件的強度校核第 27 頁（共 51 頁）5 泵主要零件強度計算鉆井泵主要零部件強度校核包括下列內(nèi)容：1 液力端的泵體、缸套和排出空氣包強度校核。計算壓力應取試泵壓力，試泵壓力一般為該泵最小缸套極限壓力的 1.5 倍以上，即 P 試=（1.5--2）Pmax=4MPa2 動力端齒輪、傳動軸、曲軸及軸承等的強度或壽命計算。泵的零件強度計算多數(shù)與一般機械零件的計算方法相同。少數(shù)零件（如泵體、曲柄等）的形狀和工況非常復雜，應該作專門的問題予以研究。泵的零件強度計算的基準點在于正確分析受力情況。因此，下面僅就往復泵運動構(gòu)件的受力情況如下圖作簡要分析。曲柄連桿機構(gòu)受力分析圖5.1 活塞桿上的受力分析活塞在泵缸中作往復運動時，在每一沖程中，活塞桿受拉伸和壓縮一次，處于交變載荷作用下。當活塞向液力端運動時，活塞桿受壓縮，作用在它上面的力是由于作用在活塞上的液體壓力和缸套與活塞之間、活塞桿與密封之間的摩檫力組成。對于高速泵，柱塞式往復泵結(jié)構(gòu)與性能的研究第 28 頁（共 51 頁）應該考慮運動構(gòu)件慣性力，目前所用鉆井泵多為低速，慣性力較小，在設計中一般都略去不計。液體作用在活塞的推力 P1為 P1= Pπ 4??2式中 P---活塞兩邊的壓力差，P=P 左-P 右，一般取泵的排出壓力。缸套與活塞間摩擦力 P2按下式計算P2= 1π ??????μ式中 1--活塞與缸套間摩擦系數(shù)，一般在 0.1—0.15 范圍內(nèi)；μb---活塞封嚴邊長度，即活塞皮碗圓錐部分唇長。當活塞向左時，右室壓力很低，因而活塞桿與盤根間的摩擦力 P3很小，可以 略去不計。十字頭與導板間的摩擦力也較小，也可以略去。因此，活塞桿所受推力為P=P1+P2= P+ 1= p=42Paπ 4??2 π ??????μ π 4當活塞向動力端運動時，活塞桿受拉伸對單作用泵，右室內(nèi)為大氣壓 Pa,活塞桿上拉力很小。5.2 十字頭與連桿的受力分析活塞桿上所受的力，是由十字頭銷與連桿傳遞的，即作用于 A 點的力可分解為兩個力：一個是壓向十字頭導軌的分力 N；一個是傳到連桿上的力。 ??桿其值分別為 N=Ptgβ =??桿??????????由于連桿相對泵缸軸線是擺動的，其夾角 β 不斷變化，因而 N和 也是變化??桿的。在而在曲柄轉(zhuǎn)角 Φ 接近 90°或略超過 270°時，β 最大，N 和 絕對值最大，??桿而在 Φ=0°或 Φ=180°時 β=0，N=0， =P，此二值為最小。所以，??桿Nmax=8.5N,Pmax=9.6N.連桿力 P 桿傳到曲軸銷中心點后，對曲軸產(chǎn)生兩個作用：一主要零件的強度校核第 29 頁（共 51 頁）個是連桿力相對于曲軸中心構(gòu)成力矩M= ?h=Pr ??桿???????(Φ+??)????????這個力矩作用方向恰好與曲軸旋轉(zhuǎn)方向相反，起著阻止曲軸旋轉(zhuǎn)的作用。另一個是使曲軸的主軸頸在主軸承上產(chǎn)生一個作用力，這 個力可以分解為水平和垂直方向??桿兩個分力 P′ 和 P″垂直分力為P′= ?sinβ= ?sinβ=Ptgβ=N??桿Pcosβ水平分力P″= ?cosβ= ?cosβ=N??桿Psinβ即主軸承上所受的垂直分力與壓向十字頭導軌的力相等，所受的水平分力與活塞桿上所受的力相等。5.3 曲柄受力分析作用在曲柄銷 B 處的力 P 桿，可以分解為垂直于曲柄軸線和沿曲柄軸線方向的兩個分力，前者為切向力 T，后者為法向力 P 曲，由圖可知T= ?sin(Φ+β)=P???桿sin(Φ +β )cosβ]≈????????Φ [1+ ????????2Φ 1-??22??????2Φ= cos(Φ+β)=P???曲 ??桿??????(Φ +β )cosβP ]≈[??????Φ ? ????????2Φ 1-??22??????2Φ5.4 齒輪受力柱塞式往復泵結(jié)構(gòu)與性能的研究第 30 頁（共 51 頁）輸出機構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出：齒輪分度圓受力 21.*ctbzTFd?表 10 輪齒受力計算公式計算公式項目 代號N 型傳動，輸出結(jié)構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出分度圓上1F21.*cbzTFd?圓周力節(jié)圓上t '2.oscct bz?徑向力 F? '21.in*sccbTFd??齒輪法相力 F 2.occbz?——輸出轉(zhuǎn)矩（ ＝1.4134× N·㎜）2T2T610， ——分別是齒輪和內(nèi)齒輪的齒數(shù)（ ＝70， ＝72）czb czb——齒輪分度圓直徑（ ＝280㎜）dcd——實際嚙合角（ ＝39.9°）'?'?——初選嚙合角（ ＝40°）將上述數(shù)值代入表格中的式中得出：=5889.17N， =5897.78N， =4931.31N，F(xiàn)=7687.76N。1Ft F?5.5 輸入軸的強度校核軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。在進行州的強度校核時，應根據(jù)軸的具體受載及應力情況采用相應的計算方法，并恰當?shù)倪x取許用應力。在此，輸入軸受到彎矩和扭矩，按彎扭合成強度條件進行計算，其核算公式為： ????2211caMTW???????式中： ——軸的計算應力，MPa；ca?——軸所受的彎矩，N·㎜；M——軸所受的扭矩， N·㎜；T