多腔液壓缸新型液壓抽油機的設計

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(東北石油大學 機械科學與工程學院， 黑龍江 大慶 163318)

引言

液壓抽油機具有整機結構緊湊、長沖程、低沖次、耗能低、性能可靠等特點[1-3]，因此其在油田的采油作業中得到較快的發展。但是，目前油田生產中所使用的液壓抽油機的液壓系統還是多以采用換向閥結合換向回路的方式解決抽油機上下沖程換向的問題，這種方式不僅使換液壓系統更加繁瑣，而且換向閥的低壽命和高使用率也縮短了它的使用壽命，從而增加了液壓抽油機的檢修頻率。

為了解決以上問題，設計了特殊結構的多腔式液壓缸，并對液壓系統進行改善，系統中利用雙向液壓泵代替了換向閥與換向回路，由控制單元控制其油液輸出方向，實現抽油機上、下沖程的轉換。筆者有機地將液壓缸與系統回路相結合，顯著地提高了液壓缸的工作效率，并可達到延長使用壽命的目的。此外，該設計在液壓缸的工作腔上外連蓄能器，蓄能器回收抽油桿下行時所釋放出來的重力勢能，在上行時重新利用，達到高效節能的目的。

1 系統設計

1.1 液壓系統

圖1是該抽油機液壓系統原理圖。系統主油路采用雙向液壓泵供油系統，抽油桿上行時，雙向液壓泵9向液壓缸20的油腔Q1、Q3供油，抽油桿下行時，雙向液壓泵9向油腔Q2供油，并由變頻電機10控制吸入液壓缸所需要的流量。控制單元控制雙向液壓泵9的油液輸出方向，從而改變液壓缸20的運動方向[3]。主油路中，單向閥12的兩個出油口與溢流閥13相連，此設計可由溢流閥13控制主回路的工作壓力，減少了溢流閥的使用量。而單向閥11的兩個進油口與補油回路相連，可保證補油回路隨時向主油路進行補油，補油回路的補油壓力由溢流閥6進行控制。

1.油箱 2.過濾器 3.補油液壓泵 4.補油電機 5、11、12、14.單向閥 6、13、17.溢流閥 7、18.蓄能器 8.壓力表 9.雙向液壓泵 10.主電機 15、16、19.截止閥 20.液壓缸 21.負載圖1 液壓系統原理圖

1.2 工作原理

首次上行程時，液壓油通過截止閥15進入油腔Q1，此時由于蓄能器中未充入液壓油，油腔Q3—蓄能器回路處于低壓狀態，油箱向蓄能器18和油腔Q3提供油液，使活塞桿上行帶動抽油桿實現上行程作業。

當活塞上行到行程終點時，控制單元發出信號，改變雙向液壓泵9的工作方向，開始進入下沖程階段。此時，液壓泵向油腔Q2供油，油腔Q1回油，與下沖程載荷一起推動負載下行，并將油腔Q3中的液壓油回充到蓄能器18中，將能量儲存起來。

當活塞下行至行程終點時，雙向液壓泵9由控制單元控制，改變工作方向，再次進入上沖程階段。再次上沖程中，雙向液壓泵9向油腔Q1供油，油腔Q2回油，同時蓄能器18向油腔Q3釋放上次回收的能量，與油腔Q1中的油壓作用力共同推動活塞桿上行，實現上沖程作業。

1.3 液壓配重原理

在該抽油系統中，采用以蓄能器為載體、配重量可調節的液壓配重方式[1,2]。蓄能器18在下沖程時，儲存油腔Q3回充的液壓油，再在上行程中，向油腔Q3釋放上次回收的能量，與油腔Q1中的油壓作用力共同推動活塞桿上行。此種配重方式，不僅顯著地降低了系統的裝機功率，而且可回收下沖程時抽油桿釋放的重力勢能，再重新利用于上行程中，從而達到提高效節能的目的。

2 液壓缸結構設計

圖2為多腔式液壓缸的基本結構。該液壓缸可看做是活塞缸和柱塞缸的組合體，活塞缸的活塞桿Ⅰ用于起升抽油桿，同時也是柱塞缸的缸筒，柱塞缸的柱塞與活塞缸的缸底相連，這樣，活塞桿Ⅰ與柱塞桿Ⅱ將液壓缸分成3個油腔Q1、Q2、Q3。此外，在缸頭處接有集油腔，當缸頭處有油液泄漏，油液會進入集油腔，可通過出油口14將油液排出。

1.集油腔 2.缸頭 3油腔Q2 4.活塞桿Ⅰ 5.O形密封圈 6.油腔Q3 7.缸底 8、9、13、14.進(出)油口 10.柱塞桿Ⅱ 11.油腔Q1 12.缸筒Ⅲ圖2 多腔式液壓缸基本結構示意圖

3 系統設計計算

3.1 技術指標

給定的抽油機實際工況條件：抽油機上沖程運動時的載荷為100 kN，下沖程運動時的載荷為20 kN，最大沖程6 m，最大沖次4 min-1，主油路壓力p1=14 MPa，最大流量為50 L/min。

3.2 液壓缸結構的設計計算

1) 配重平衡的載荷

根據滑輪組的原理，液壓缸總負載為：上沖程m上g=200 kN， 下沖程m下g=40 kN，則配重平衡的載荷為：

圖3 多腔式液壓缸受力分析圖

則系統主油路需平衡的載荷為：

F1=m上g-F2=80 kN

2) 活塞桿Ⅰ的尺寸

對于活塞桿Ⅰ，其長度LⅠ>> 10D，所以應按照壓桿穩定性確定并校核活塞桿Ⅰ。液壓缸的材料選用低碳鋼，其柔性系數φ1=90，末端系數φ2按一端固定一段自由計算，可得φ2=0.25，彈性模量E=2.06×1011N/m2。

負載作用到活塞桿Ⅰ上的等效力Feq為2G：

Feq=2G=200 kN

(1)

由于抽油機最大沖程Hmax=6 m，則活塞桿Ⅰ的伸長量約為H/2，考慮到一定的余量，活塞桿Ⅰ的長度為LⅠ=H/2+0.5=3.5 m。

(2)

由歐拉公式得：

(3)

并取安全系數n=4，則：

(4)

由式(3)可得:

(5)

可得λ1和DⅠ的取值關系表1。

表1 λ1和DⅠ的取值關系

3) 柱塞桿Ⅱ的尺寸

設柱塞桿Ⅱ的內外徑之比為λ2=dⅡ/DⅡ，末端系數φ2按一端固定一段自由計算，即φ2=0.25，同理可得：

(6)

上沖程中，F1=80 kN，F2=120 kN，由于p1=F1/AⅡ，則柱塞桿Ⅱ的受力有：

(7)

類似于活塞桿Ⅰ，取安全系數n=4，由歐拉公式得：

(8)

可得λ2和DⅡ的取值關系表2。

表2 λ2和DⅡ的取值關系

4) 液壓缸缸筒Ⅲ的尺寸

由于采用閉式回路，Ⅰ和Ⅲ之間的環形腔的面積應與柱塞桿Ⅱ的橫截面積相等，即：

(9)

(10)

取壁厚t111=15 mm，則:

D111=d111+2t111=210 mm

(11)

由于抽油機最大沖程為6 m，活塞桿Ⅰ所需要提供的最小形成為2.5 m，考慮到余量，取LⅠ=LⅡ=LⅢ=3.5 m。由以上計算可得液壓缸結構參數如表3所示。

表3 三腔式液壓缸的主要結構參數

3.3 液壓泵所需提供的流量

設液壓泵所需提供的流量為Qp。由于抽油機沖次為4 min-1，折算為負載的運行速度約為0.8 m/s。由運動學關系可得，活塞桿Ⅰ的速度為v=0.8/2=0.4 m/s，由此可得到液壓泵所需要提供的流量為：

Qp=vAⅡ=163.6 L/min

(12)

3.4 系統的裝機功率

系統的裝機功率由液壓泵的出口壓力p1、流量Qp和整個系統的效率η決定，則有：

W=p1Qp/η=54.5 kW

(13)

考慮總效率η=0.7，包括系統的整機效率，機械效率以及摩擦損失等。

3.5 配重的規格

當液壓抽油機上行程時，蓄能器提供的平衡力F2=120 kN， 此時蓄能器的工作壓力為p2：

液壓缸活塞桿的有效行程L=3 m，則蓄能器提供給回路的油液的體積：

(15)

設蓄能器在抽油機運行時提供的壓力波動控制在±10%以內，則蓄能器回路的最大工作壓力pmax=1.1p2，最小工作壓力pmin=0.9p2，充氣壓力p充氣=0.8pmin[8]。

蓄能器的工作過程按絕熱狀態計算，則所需的蓄能器的總容積為：

(16)

選用容量為500 L的蓄能器(組)可以滿足系統要求。

4 結論

本研究提出了一種多腔式液壓抽油機的設計方案，通過將特殊結構的多腔式液壓缸、液壓配重方式和液壓調速系統相結合，其具有以下幾個技術特點：① 整體結構緊湊，體積小，適應各種工作場合； ② 采用多腔式液壓缸與蓄能器相結合，既大幅度降低了系統裝機功率，又能夠回收抽油桿下行時釋放出來的重力勢能，并在抽油桿上行的時候重新利用，具有顯著的節能效果； ③ 采用閉式液壓調速系統，不需要換向閥及換向回路就可執行機構換向，不僅使系統相對變得簡單，實現執行機構平穩換向，而且有效地解決了換向造成的磨損，可以達到延長抽油機的使用壽命的目的； ④ 系統中壓力表和溢流閥的應用，分別在電氣和液壓兩個方面對系統進行過載保護。在電氣方面，采用了電接觸式的壓力表，當壓力超過系統設定值時，將會自動切斷電動機的電源。在液壓方面，當系統過載時，安全閥和主溢流閥將開啟溢流，控制系統壓力，使其不至過高而發生事故。

參考文獻：

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