怎么设计液压抽油机液压缸减振器??    江门登高车租赁

      怎么设计液压抽油机液压缸减振器??    江门登高车租赁,       登高车出租,  江门登高车出租  　 伴随油田开发逐渐进入中后期，高含水、低液面井不断增多，增产阵地转向油藏埋藏深、地层能量低、渗透性差等难开发区块。传统游梁式抽油机传动效率低、抽汲冲程冲次调节受限，无法满足低渗、稠油油藏的长冲程、低泵挂、大排量提液要求。可替代的电潜泵则存在成本高、能耗大问题，在这类油藏的应用经济效益不佳。为此，结合液压节能技术，开发出液压抽油机举升系统，实现大负载、长冲程、高效节能生产。液压抽油机由井口液压缸提供举升动力，系统采用变排量液压泵马达，通过分别设置上、下冲程的排量实现上、下抽汲冲次的独立控制，调整液压缸行程开关位置实现抽汲冲程的控制。液压抽油机在运动时，井下杆柱下行重力势能通过液压蓄能系统转化为蓄能系统的弹性势能，在抽油机上行释放，实现杆柱势能的回收、再利用。对比游梁式抽油机，液压抽油机在传动效率、举升负载及实现长冲程等方面，都有极大技术优势，具有广阔的市场应用前景。在部分含气井、稠油井的现场应用时，液压缸活塞杆下行发生往复振动现象，系统压力波动较大，往复振动还对液压缸密封形成损坏，缩短系统的使用寿命。为此，配套设计液压缸减振器，改善液压缸下行活塞杆受力状况，实现液压缸平稳下行，消除液压缸振动的不利影响。

    1液压抽油机振动分析液压抽油机原理，主要包括电机、两个液压泵马达、蓄能器等，系统启动后，上冲程左侧液压泵马达处于泵工况、右侧液压泵马达处于马达工况，右侧液压泵马达连同电机共同驱动左侧液压泵马达向液压缸泵入高压液压油，提升井下杆柱负载，液压缸运行至上行程设定位置后，两侧液压泵马达斜盘同时换向，系统转入下行程；下行程，左侧液压泵马达处于马达工况、右侧液压泵马达处于泵工况，左侧液压泵马达连同电机共同驱动右侧液压泵马达向蓄能器泵入高压液压油，液压缸运行至下行程设定位置后，两侧液压泵马达斜盘再次同时换向，系统转入上冲程；如此循环往复，实现井下抽油泵往复动作排液。 液压缸活塞杆在下行阶段，由井下杆柱负载带动液压缸下行，液压缸活塞主要受井下杆柱负载、杆柱浮力、井液杆柱间的摩擦力等综合作用。在高含气井，气体压缩呈非线性作用；在稠油井，井液杆柱间的摩擦力也呈现非线性影响；因此，在这类油藏的应用中，液压缸活塞杆容易出现载荷液压缸内压力波动、往复振动，系统压力交替呈现失载、加载，波动较大，对液压缸系统密封形成较大危害。

     2减振器减振原理,  减振器采用碟形弹簧结构，安装在液压缸活塞杆下端，随活塞杆一起运动，由于井下负载的作用，减振器始终呈受压状态。井下杆柱负载通过减振器传递至液压缸活塞杆上，当杆柱受力发生波动时，碟形弹簧发生压缩变形、储存能量，当杆柱受力恢复时，碟形弹簧恢复原状、释放能量，从而起到缓冲和减振作用。 由于碟形弹簧的弹性变形，避免了液压缸活塞杆与井下杆柱刚性连接时出现活塞杆承受非线性作用力情形，改善了液压抽油机液压缸下行受力特性，从而延长液压缸密封系统工作寿命。

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      3　碟形弹簧设计计算:　　碟形弹簧的初步选型碟形弹簧的参数设计主要包括承受负载、直径、弹性变形量和组合形式等。抽油机负载上行载荷为120～160kN，下行载荷80～110kN，连接杆直径￠30mm，查机械设计手册，碟形弹簧宜选用内径￠31mm及以上规格，考虑弹簧的使用寿命及缓冲变形量，设计碟形弹簧采用复合型式安装，在抽油机抽油过程中上、下行程中的振动均可以实现减振功能。初选内径￠31mm的碟形弹簧进行减振器的设计，对应的A、B和C三种系列碟形弹簧的规格参数。2单组碟簧载荷计算，　碟形弹簧组采用i组、每组j片，根据井下载荷可计算单片载荷:  P1——单片碟簧载荷，N；Pz———碟簧承受总载荷，N；j———单组碟簧片数；3计算碟簧压平时载荷碟簧压平时，受力为：式中：Pc———碟簧组压平时载荷，N；E———碟簧弹性模量，弹簧钢取E=2.06×105MPa；D———碟簧外径，mm；μ———泊松比，弹簧钢取μ=0.3；t———单片碟簧厚度，mm；h0———无支承面碟簧压平时变形量，mm；K1——计算系数；K4——计算系数，无支承面取K4=1；4直径比计算直径比由下式计算：C=Dd（3）式中：C———碟簧直径比；d———碟簧内径，mm；5系数K1的计算计算系数K1在直径比C=Dd时，大小为：6叠合组数计算由碟形弹簧线性图系列h0/t、P1/Pc的比值，查出f/h0，可以计算单个弹簧变形量f1，则由总变形量fz，可求解所需叠合组数：i=fzf1（5）式中：i———碟簧叠合组数；fz———碟簧组总变形量，mm；f1———单组碟簧变形量，mm；7碟簧组自由状态高度计算由此可计算弹簧组未受载荷时的自由高度：Hz=i[(H0)+(j-1)t]：Hz———叠合组总自由高度，mm；H0———单片碟簧自由高度，mm；8弹簧组高度计算在载荷Pz时弹簧组高度为：H1=Hz-ifz1：H1———碟簧受载荷Pz时高度，mm；fz1——受载荷Pz时单片碟簧变形量，mm；9方案优选与确定对比三种系列的碟形弹簧组合：比较上述三种方案，方案一中的组合碟簧高度最小，单片碟簧的利用也最好；方案二中组合碟簧高度居中，碟簧利用居中，但其组数为奇数，该方案弹簧组一端为外圆支撑、另一端为内圆支撑，不利于碟簧长期工作；方案三组合碟簧高度最大、单片碟簧利用最低。最终优选第一种方案作为本设计方案。

　　4碟簧校核计算由选定的碟簧组及式（2），可得碟簧压平时载荷为：Pc=4E1-μ2×t3h0K1D2×K24=4×2.06×1051-0.32×3.53×1.40.7×632×1=19563N取上行载荷140kN和下行载荷80kN计算，则上下行过程中碟簧所受负载比分别为：F1Pc=140000/1019563=0.716（8）F2Pc=80000/1019563=0.409,  按h0/t=0.4，查出f1/h0=0.68，f2/h0=0.425，求得上下行碟簧的变形量：f1=0.68×1.4=0.952,   f2=0.425×1.4=0.595查疲劳破坏关键位置为Ⅱ点，对应应力为：σⅡ=-4E1-μ2×t2K1D2×K4×ft×[K4K2(h0t-f2t)-K3],   其中：K2＝6π×(C-1)/lnC-1lnC（13）K3＝3π×C－1lnC（14）可以求得抽油机上下行程弹簧极限变形下的应力分别为1156.65N/mm2和680.47N/mm2，弹簧的应力幅值为：σa=σmax-σmin=1156.65-680.47=476.18N/mm2.    由应力极限值及应力幅，查出疲劳强度大约为N=2×106次。由于复合组合弹簧叠合组合碟簧组数较多，因此按图查出的数值应考虑安全系数，予以适当降低。以抽油机3次/分钟计算，弹簧寿命天数为：T＝Nn=2×1063×60×24=462.963d：T———碟簧使用寿命，d；N———碟簧使用寿命，次；n———抽油机冲次，min-1；由此可见，该弹簧可以满足长寿命使用要求。

        5结论,  液压抽油机由液压缸直驱井下负载，减少传动环节，提升系统机械效率，但在稠油井、含气井中，举升液压缸受杆柱负载、杆柱浮力、杆液摩擦力综合作用，呈非线性往复振动，对举升液压缸产生较大危害，需要采取一定的减振措施改善系统工作特性。这样设计出的碟型弹簧式减振器，采用多级组合形式，在举升过程中减缓液压缸振动幅度，使用寿命长达一年，能够满足液压抽油机现场生产需求。

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