蒸汽增壓裝置設計

目錄TOC\o"1-3"\h\u摘要 IAbstract II第1章緒論 11.1現(xiàn)狀 11.2概述 11.3參數(shù)要求 2第2章增壓裝置的結(jié)構(gòu)設計 32.1結(jié)構(gòu)計算 32.1.1增壓裝置結(jié)構(gòu) 32.2主泵的結(jié)構(gòu)設計 32.2.1增壓泵主泵的組成 32.2.2主泵的工作原理 42.3主泵總體機構(gòu)水利設計 42.3.1泵的總體結(jié)構(gòu) 42.3.2主泵的驅(qū)動系統(tǒng) 5第3章液壓系統(tǒng)原理圖 73.1液壓系統(tǒng)原理圖的繪制 7第4章液壓系統(tǒng)的計算 84.1液壓系統(tǒng)的性能 84.2液壓缸的負載計算和速度圖 84.3泵的設計計算 104.3.1泵的排量計算 104.3.2計算液壓泵的壓力 104.3.3選擇液壓泵規(guī)格型號 104.4功率計算和電機選擇 11第5章液壓缸的設計計算 135.1確定液壓缸主要尺寸 135.2液壓缸各階段計算 135.3繪制液壓缸工況圖 145.4液壓缸的機構(gòu)設計 145.4.1柱塞和缸體的設計 155.4.2缸蓋設計 165.4.3活塞設計 165.4.4活塞桿設計 165.4.5密封組件 16第6章系統(tǒng)損失的計算 186.1管路系統(tǒng)壓力損失計算 186.1.1管段的設計 186.1.2判斷液流類型 186.1.3沿程壓力損失計算 196.1.4局部壓力損失 196.1.5管路的計算 196.2系統(tǒng)溫升的驗算 196.2.1系統(tǒng)發(fā)熱計算 196.2.2系統(tǒng)的散熱計算 22第7章液壓和輔助元件的選擇 237.1液壓閥的選擇 237.1.1閥的型號的選擇 237.1.2閥類元件的選擇 237.2油管的計算與選擇 247.2.1金屬管的內(nèi)徑計算 247.2.2膠管設計中的注意事項 257.3油箱的設計 257.3.1油箱的設計要點 257.3.2油箱的容量計算 26結(jié)論 27致謝 28參考文獻 29附錄1 30附錄2 33第1章緒論1.1現(xiàn)狀石油在大慶只有30%可開采，剩下的70%已無法開采。因此，如何提高采收率是油田三次采油的重點。近幾年，石油技術(shù)研究院采用地下注汽方式進行熱采，證實了這是有效的方法。然而，大量的蒸汽在通風中排出，無法有效利用。因為周期長，能源消耗高，效率低，一部分井不注入蒸汽，所以不能熱采。圖1-1專用增壓裝置1.2概述這次我的課題是“蒸汽增壓裝置設計”。液壓傳動在各行各業(yè)的應用非常廣泛。比如在工程、建筑、農(nóng)業(yè)機械等領域都有重大作用，還有在鋼鐵冶煉時、升降裝置的移動等各個方面，以及在水利工程時的水門地開閉以及堤壩裝置的移動等。液壓傳動有以下四個部分組成，分別是能源裝置、執(zhí)行裝置、控制調(diào)節(jié)裝置和輔助裝置。他們在液壓傳動中起著至關(guān)重要的作用。而且液壓傳動還有許多的優(yōu)點：比如液壓裝置在工作中的運行十分的平穩(wěn)，而且能實現(xiàn)無級變速。液壓傳動的自動化，標準化、通用化也廣受好評。在事故發(fā)生時也能觸發(fā)過載保護。當然，液壓傳動也存在缺點，比如傳動比不能有穩(wěn)定的保證。能量損失很大，導致了成本比較高。1.3參數(shù)要求鍋爐供汽時的壓力大?。?6MPa鍋爐供汽時的流量大小：5—6T/h，蒸汽地濕度比例：≥40%，增壓后的壓力大?。?1MPa第2章增壓裝置的結(jié)構(gòu)設計2.1結(jié)構(gòu)計算2.1.1增壓裝置結(jié)構(gòu)液壓系統(tǒng)和增壓泵主泵這兩大部分是增壓裝置主要的結(jié)構(gòu)。它的總過程如圖2-1所示低壓蒸汽低壓蒸汽驅(qū)動電機入汽配流液壓驅(qū)動系統(tǒng)柱塞泵出汽配流總成高壓蒸汽圖2-1增壓裝置的總過程2.2主泵的結(jié)構(gòu)設計增壓泵主泵組成與工作原理。2.2.1增壓泵主泵的組成增壓泵主泵主要是由出入汽配流總成，柱塞泵，液壓缸等組成。其工作原理是通過鍋爐排出的低壓蒸汽進入容積式柱塞泵，驅(qū)動電流推動柱塞泵通過液壓傳動系統(tǒng)，對蒸汽加壓，蒸汽加壓后，通過抽汽流量模壓而成注入油井。2.2.2主泵的工作原理主泵的工作原理如下：柱塞在泵缸內(nèi)作往復運動。當柱塞從極限位置向右移動時，在柱塞的左側(cè)，由柱塞和氣缸組成的腔的體積增大，從而在腔中形成低壓區(qū)。此時，來自鍋爐的蒸汽在壓差的作用下壓入進氣閥，沿進氣管進入泵缸。這是柱塞泵的進氣過程。當汽缸從極限位置返回時，泵缸內(nèi)的蒸汽開始被推出，當壓縮很快時，蒸汽完全液化，壓縮后達到地面壓力。這時，進氣門關(guān)死，排氣門打開，蒸汽排出。2.3主泵總體機構(gòu)水利設計該部分的技術(shù)關(guān)鍵是主泵流道內(nèi)氣液兩相流的流動分析。氣液兩相流在高溫高壓下的流體靜力學特性是由泵的氣缸、柱塞和流道等幾何結(jié)構(gòu)決定的。2.3.1泵的總體結(jié)構(gòu)泵主體結(jié)構(gòu)設計泵主體結(jié)構(gòu)設計主泵技術(shù)分布閥配流總成材料選擇動配合間隙密封技術(shù)潤滑技術(shù)圖2-2主泵技術(shù)分布示意圖我所選擇的是雙缸雙作用往復式柱塞泵結(jié)構(gòu)這是我認真分析所選用的結(jié)構(gòu)。這種結(jié)構(gòu)的優(yōu)點：（1）結(jié)構(gòu)簡單，成本低。（2）密封問題容易解決。（3）無燒瓦等問題，對工作環(huán)境適應性強。尺寸大是缺點。圖2-3雙作用往復式活塞泵結(jié)構(gòu)簡圖2.3.2主泵的驅(qū)動系統(tǒng)經(jīng)過各種考慮，我們最終選擇了液壓驅(qū)動系統(tǒng)。自控換向液壓系統(tǒng)的工作原理如下：當氣缸在所有行程下工作時，脈沖壓力在兩端所有閉合緩沖腔中瞬間產(chǎn)生，高于系統(tǒng)工作壓力。通過這個脈沖壓力來控制液體壓力，以干擾閥門。使用節(jié)氣門調(diào)整節(jié)氣門速度。當緩沖器中出現(xiàn)空氣吸收現(xiàn)象時，單向節(jié)流閥可以補償腔內(nèi)的油。如果活塞在發(fā)動機起動時是死點，可以手動強制。液壓缸的尺寸和技術(shù)參數(shù)是：液壓缸的力大小為F=80000N；工作壓力為PS=10-16MPa；活塞線的速度是V=0.5m/s。技術(shù)參數(shù)：液壓缸內(nèi)徑為D=140mm，活塞桿直徑為d=100mm，有效行程是L=500mm，額定線速度是V=0.5m/s，緩沖腔壓力的最大值為Pmax=20MPa。本章小結(jié)本章主要介紹了主泵的工作原理。主泵驅(qū)動系統(tǒng)最理想的是液壓的。并對自動液壓缸的各方面設計做出了擬定。第3章液壓系統(tǒng)原理圖3.1液壓系統(tǒng)原理圖的繪制液壓系統(tǒng)圖的繪制包括兩個內(nèi)容1.通過對比分析，選擇合理的液壓回路。2.在選擇電路時，要考慮調(diào)速、調(diào)壓、換向等問題。液壓系統(tǒng)原理圖如圖3-1：1-油箱2-濾油器3-電機4-液壓泵5-壓力表開關(guān)6-壓力表7-液控換向閥8-節(jié)流閥9-單向節(jié)流閥10-主泵11-自控換向液壓缸12-調(diào)速閥13-手動換向閥14-溢流閥圖3-1液壓系統(tǒng)原理圖第4章液壓系統(tǒng)的計算4.1液壓系統(tǒng)的性能確定最大載荷、轉(zhuǎn)速、力矩、工作行程、穩(wěn)定性、效率等。最大負載20MPa，有效行程L=200mm，，工作壓力PS=10-16MPa，m=800Kg，額定線速度V=0.5mm，工作加速、減速時間不大于0.2s?？焖?，快退速度為10m/s，2.液壓系統(tǒng)的工作情況4.2液壓缸的負載計算和速度圖液壓缸的負載主要包括：工作壓力FW、導軌摩擦負載FW、慣性負載F1、重力負載Fg和背壓負載Fb等。1.工作壓力工作負載FW與液壓缸運動方向相同時為負，方向相反時為正，F(xiàn)W=150720N2.導軌摩擦負載由導向摩擦負載驅(qū)動的馬達部件的導向部件受導向形狀、布置和運動阻力的影響。機床用平面導軌和V形導軌支撐運動部件。計算摩擦載荷值（當導軌水平放置時）的公式如下。Ff=f（G+FN）=f（mg+FN）（4-1）式中f——摩擦系數(shù)G——運動部件的重力；F——垂直于導軌的工作負載；因為FN=0，所以Ff=Fg，F(xiàn)f=mg×0.2=1568Nfk=mg×0.1=784N。3.慣性負載慣性載荷可由牛頓第二定律確定。F1=ma=m△v/△t=800×10/0.5=1800N（4-2）式中m——運動部件的質(zhì)量△v——在t時間內(nèi)速度變化值△t——啟動加速、減速制動的時間4.重力負載因為自重所以在運動方向上被分離為零。5.密封負載密封負載是密封裝置的摩擦力。常取ηcm=0.90~0.97。6.背壓負載背壓負載是回油腔背壓所造成阻力。液壓缸中的負載，見表4-2。表4-2液壓缸負載計算工況計算公式液壓缸的負載N啟動加速階段20871N快速階段1742N工進階段160303N制動減速20871N快退階段1742N7.液壓缸的負載圖和速度圖如圖4-1所示。圖4-1液壓缸的負載圖和速度圖4.3泵的設計計算主要通過泵的排量大小和壓力大小來選擇規(guī)格的型號。4.3.1泵的排量計算壓力P=16MPa的飽和蒸汽物理參數(shù)t=345.74℃,v1=0.001638m3/kg,v2=0.01078m3/kg,其中，v1為水得比容，v2為氣體的比容。則混合比容為：V混=0.4×0.0016387+0.6×0.01078=0.006475m3/kg從而可計算出供氣容積為：v=（5000—6000）×0.006475=32.37——38.85m3/h選擇大值，泵的流量為：Q=647.5L/min實際設計中取Q=600L/min。柱塞往復的頻率是30次/分，則泵的排量q：q=600/30=20L根據(jù)上述選擇，則每個缸的工作容積為：V=q/4=5L4.3.2計算液壓泵的壓力泵的工作壓力為：P泵=P1+∑△p(4-3)式中P泵——液壓泵最大工作壓力。P1——液壓缸最高有效工作壓力。∑△p——管路系統(tǒng)的壓力損失，本設計取∑△p=1MPa。由式4-3得：P泵=P2+∑△p=F工/MPa=160303/75.36×10-4+1=22.27MPa通過以上計算得到的P泵是系統(tǒng)的靜壓，考慮到恒壓存儲量，所以選泵的額定壓力應滿足P額>（1.25~1.6）P泵。P額=1.3P泵=1.3×22.27MPa=28.95MPa4.3.3選擇液壓泵規(guī)格型號根據(jù)以上數(shù)值，選用35MPaZM732。該泵的基本參數(shù)為：泵的額定壓力為21MPa，最高轉(zhuǎn)速150rad/s，輸入功率135kw，容積效率ηv=0.96，外形尺寸356×520×300mm，理論排量234ml/r。4.4功率計算和電機選擇當輸入流量為常數(shù)時：△p=Q入×△p=KQ入（P出-P入）(4-4)隨著泵輸出壓力的增加，泵所需的輸入功率線性增加。當輸出壓力升高時，輸入功率增大。由于該問題的最大輸入流量不變，飽和蒸汽仍有一定的距離直到臨界狀態(tài)（t＝374.35°C）。在輕度壓縮的情況下，初始壓縮階段增加了等靜壓、恒溫和含水量。當液體到達時，壓力突然升高。見圖4-2中折線1。圖4-2中V表示體積。蒸汽沒有完全液化，它被排出時則說明達到了輸出壓力。這一過程如圖4-2的斜線2。圖4-2中的折線3是對應不可壓縮流體的壓縮過程。因為壓縮過程曲線的包絡面積決定了功率，所以通過圖4-2中三條曲線可知，驅(qū)動同樣體積的液體需輸入功率具有以下關(guān)系：N3入>Q入>N1入圖4-2P-V曲線圖為彌補泵內(nèi)損失的功率，必須選用不可壓縮情況計算輸入的功率，由式4-4得N入：N入=△p×Q=5×106×38.85/3600Pam3/S2=55000w=55kw系統(tǒng)選用55kw的電動機。我所選用得是JB3074-82Y-250M-4型號的電動機，其額定功率為55kw，額定轉(zhuǎn)速為1500r/min。第5章液壓缸的設計計算5.1確定液壓缸主要尺寸1.工作壓力的確定工作壓力選Ps=10~16MPa。2.計算液壓缸的內(nèi)徑D0以及活塞桿直徑d0設增壓泵泵缸的內(nèi)徑D1=100mm、則F1=PA=PD12/4(5-1)由式5-1得F0=2F1=PsD02/4，則D0=132.29mm，Ps=12MPa因為有機械效率，所以將直徑圓改成標準直徑D0=140mm。因為液壓缸快進和快退速度一致，就是說液壓缸內(nèi)徑和活塞桿直徑的關(guān)系，取d/D=0.7，則活塞桿直徑d0=0.7×140㎜=98㎜。取d0=100mm。面積A為：A=.14假設緩沖腔的內(nèi)徑，則有效行程L=500mm，則額定線速度V=0.5m/s；則緩沖腔壓力最大值。(5-2)式中A穩(wěn)——最小穩(wěn)定速度時的有效面積qmin——調(diào)速閥的最小穩(wěn)定流量vmin——執(zhí)行機構(gòu)最低速度，取0.2m/s。因為液壓缸的有效面積，故能滿足要求。5.2液壓缸各階段計算液壓缸各個工作階段中計算。如表5-1所示。進油腔的壓力為表5-1液壓缸的壓力、流量和功率計算工況負載F(N)回油腔壓力進油腔壓力輸入流量q(l/mm)輸入功率p(kw)計算公式啟動加速2087102.77變化值變化值快進恒速174200.2345.220.17工進160303021.272.260.80快退加速2087102.77————快退恒速174200.23變化值變化值輸入流量q5.3繪制液壓缸工況圖制作液壓缸工況圖，可詳細看到各個階段的參數(shù)變化。5.4液壓缸的機構(gòu)設計圖5-1液壓缸工況圖5.4.1柱塞和缸體的設計1.柱塞和缸體主要有選材、各間隙設計、選材和熱處理等要求。柱塞：選35CrMoVA，要調(diào)制處理，鍍鉻20—30um。表面硬度：HB286—321，線膨脹系數(shù)當溫度在400℃以下時ɑ=1.3×10-5(mm)/℃。缸體：選38CrMoVA，940℃淬火，640℃回火，油冷卻。表面硬度HB277—302，法蘭。當溫度在400℃以下時ɑ=1.3×10-5（mm）/℃2缸體端部連接結(jié)構(gòu)：選用法蘭連接。3.缸體的技術(shù)要求：（1）圓柱體內(nèi)徑的橢圓度小于或等于公差直徑的一半。筒體內(nèi)表面500mm，長度小于0.03mm。（2）端蓋與氣缸蓋固定時，氣缸端面彎曲直徑為100um，上下兩側(cè)不大于0.04mm。4.尺寸設計：設計柱塞和缸體的原則是盡可能保證使容積越小越好，從而保證容積效率。5.4.2缸蓋設計1.氣缸蓋材料：45鋼。2.氣缸蓋技術(shù)要求：（1）氣缸直徑，活塞桿的大小和外徑至少大于直徑公差的一半。（2）最上端不垂直于軸的直徑為100毫米或更大，直徑為0.04毫米或更大。5.4.3活塞設計1.活塞與活塞桿的連接結(jié)構(gòu)：采用螺紋連接。2.活塞、氣缸密封：采用H型密封。3.活塞材質(zhì)：采用耐磨鑄鐵。4.活塞技術(shù)要求（1）當活塞的端部不垂直于活塞軸線時，活塞的直徑不小于0.04毫米。（2）外徑徑向跳動不大于外徑公差的一半。5.4.4活塞桿設計1.結(jié)構(gòu):螺紋連接。2.材料：可選45鋼，要實心。3.技術(shù)要求如下：（1）活塞桿工作表面的彎曲長度為500mm，且不大于0.03mm。（2）活塞桿螺桿采用二級和三級精度制造。5.4.5密封組件密封組件主要由導套、支撐環(huán)等組成。1.導套導向蓋嵌入氣缸中。其作用是通過引導柱塞和清除較大的雜質(zhì)顆粒來保護接頭密封圈。導向罩的另一個用途是易于更換，在設計上比立柱更柔軟，以保證立柱的使用壽命。導套的材料為QA19—4鋁鐵青銅。摩擦系數(shù)f≤0.1,硬度HB110—120，熱膨脹系數(shù)ɑ=1.5×10-5（mm）/℃—2.1×10-5(mm)/℃。2.浮動密封環(huán)組該部件由兩個支承環(huán)和多個密封環(huán)組合而成。密封圈以石墨為主體，支撐環(huán)外部材質(zhì)層多為不銹鋼，能保證強度。使用溫度400℃摩擦系數(shù)f=0.11—0.15，熱膨脹系數(shù)ɑ=6×10-6(mm)/℃。而且石墨浸漬保證潤滑，能保證銅材不損壞柱塞。第6章系統(tǒng)損失的計算6.1管路系統(tǒng)壓力損失計算確定每根管的長度和管徑，液體的流動類型，計算了總管道、局部、工藝壓力損失和壓力效率。6.1.1管段的設計各段管的長度、直徑和彎頭數(shù)見表6-1表6-1管段長度、管直徑、彎頭數(shù)管段管長（m）管外壁×壁厚(mm)彎頭數(shù)由泵至液控換向閥0.718×190°彎頭兩個由液控換向閥至液壓缸318×190°彎頭四個膠管46.1.2判斷液流類型雷諾數(shù)按下式計算；（6-1）式中v——平均流速d——管道直徑（m）——液體的運動粘度（N/）Q——流量取Re=2000-2300[1]，按最大工作流量取Q=408.854ml/s；d=15mm?？傻?0#液壓油的，可由式6-1得雷諾系數(shù)Re為：所以管內(nèi)液流處于層流狀態(tài)。6.1.3沿程壓力損失計算（6-2）式中l(wèi)——管道長度（m）——液體的重度（N/）=pgd——管道內(nèi)徑（m）p——液體的密度（kg/）v——平均速度g——重力加速度g=9.81（m/）λ——液體沿程阻力系數(shù)，見表6-2示。6.1.4局部壓力損失局部壓力損失是液體流向液壓元件時產(chǎn)生的損失，以下是計算液體流向和截面變化時產(chǎn)生的壓力損失：(6-3)其中為局部阻力系數(shù)，由此可以計算出局部壓力損失情況見表6-3.6.1.5管路的計算管路總壓力損失：液壓系統(tǒng)的調(diào)整壓力：取=30MPa選泵的額定壓力21MPa就可以滿足要求，則管路系統(tǒng)壓力效率：。6.2系統(tǒng)溫升的驗算主要是系統(tǒng)的發(fā)熱和散熱計算。6.2.1系統(tǒng)發(fā)熱計算液壓機正常工作溫度為40-70℃。表6-2沿程壓力損失項目計算公式結(jié)果說明使用公式泵至液控換向閥段管路L=0.7md=15×Q=753.67ml/s液控換向閥至液壓缸段管路0.104L=2.5+4=6.5mQ=753.67ml/s沿程損失0.1175注：吸油管沿程的壓力損失和濾油器的局部損失可不計。表6-3局部壓力損失項目計算公式結(jié)果說明使用公式g=9.81m/泵出口處管接頭2.46×v=2.31m/s取=0.06電磁換向閥=0.40.4=0.4[1]三通管接頭21.33×三通管接頭兩個由邊29-18取=0.13v=2.31m/s90°彎頭183.79×90°彎頭兩個，由表29-17，a=90°=1.1290°彎頭183.79×90°彎頭兩個，由表29-17，a=90°=1.12總局部壓力損失=+372.37×最高允許溫度60-90℃。泵的驅(qū)動功率Nin式中P——泵最大工作壓力，P=28.95MPa——泵的實際流量，Qp=753.67ml/s——泵的總效率85%故：6.2.2系統(tǒng)的散熱計算要管道散熱達到平衡，只要計算油箱的散熱功率即可。（6-4）式中K——油箱傳熱系數(shù)，K=150。A——油箱散熱面積㎡——油及油箱溫升由式6-4得：=6000×4404270=26425620000因為，所以滿足工作要求。第7章液壓的輔助元件的選擇7.1液壓閥的選擇主要是閥的選擇和閥類元件的選擇。7.1.1閥的型號的選擇根據(jù)選定的液壓原理圖，計算分析各液壓元件的最大流量和最大工作壓力，然后對液壓元件的試樣進行壓入，選擇液壓元件的標準，選擇所選擇的液壓元件的標準。如表7-1。表7-1閥的型號種類型號材料液控換向閥23EY-H20L3Cr13節(jié)流閥L-H10L3Cr13單向節(jié)流閥L-H10L3Cr13手動換向閥Z4S-H10B3Cr13溢流閥3Cr13調(diào)速閥Q-H10B3Cr137.1.2閥類元件的選擇該液壓系統(tǒng)采用集成塊式集成結(jié)構(gòu)，因為典型液壓系統(tǒng)的各個塊構(gòu)成一個集成塊。整體塊體的上下表面是塊體與塊體之間的連接面，其中開孔形成油道。這四種類型用于固定參考元素，除了一個安裝管道的接頭指向執(zhí)行元素。一種是典型的基本電路。該系統(tǒng)采用四個集成塊和一個集成塊庫?？偝鲇涂诤突赜涂谠谀景迳洗蜷_，直接通過頂蓋穿過街區(qū)的公共道路。這種布置的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)緊湊，油管數(shù)量少，標準化，設計制造方便，設計變更方便，回油壓力損失小。7.2油管的計算與選擇主要計算金屬管的內(nèi)徑7.2.1金屬管的內(nèi)徑計算標準尺寸由所連接的液壓元件接口尺寸確定。1.壓油管的選擇從上述的計算可知，液壓缸的最大流量為所以根據(jù)管內(nèi)流速，壓油管可取u=6m/s，管道內(nèi)徑：取d=15mm2.壓油管臂原的計算（7-1）式中p——工作壓力12d——管內(nèi)徑15mm——許用壓力，對于鋼管來說故所以壓油管選取冷軋無縫鋼管3.回油管的選取取v=1.5m/s則取d=26mmD=28mm4.泵凈出口流管的選取取v=1.5m/s則吸油管選取的無縫鋼管5.膠管內(nèi)徑的選擇膠管內(nèi)徑與流量，流速的關(guān)系，可按下式進行計算式中Q——管內(nèi)流量Q=408.85ml/sA——膠管的通流截面積v——管內(nèi)流速v=3m/s選取的鋼絲的織膠管，為統(tǒng)一起見，膠管選取的鋼絲編織高壓鋼管。7.2.2膠管設計中的注意事項1.軟管的彎曲半徑太小，不能小于固定值。軟管和接頭的接頭呈直角。此長度不得小于管道外徑的兩