柱塞泵液力端工作机理研究

2000型五缸柱塞泵液力端工作机理柱塞泵液力学的主要任务是研究被泵送液体在液力端内的流动规律和应用这些规律来指导泵的设计和使用。

由于液力端内流道形状复杂和液体的特殊（非牛顿）性质，目前的研究方法是在分析归纳实验结果的基础上进行可能的理论分析和计算。

柱塞泵液力端的主要特点有：1）流量是脉动的。

2）平均流量是恒定的，理论上其大小只取决于泵的结构参数，而与出口压力无关。

3）泵的压力取决于管路特性，与流量无关，对输送介质有较强的适应性。

4）有良好的自吸能力。

5）在出口压力很高而流量又很小时，往复泵是唯一的选择，其不仅能满足性能需要，而且效率也较高。

图3.1 曲柄连杆机构中的柱塞运动示意图泵头体是液力端的主要承压件，而泵头体内形状结构复杂，泵头体在高压流体冲蚀作用下产生较大应力，致使泵头体损坏。

本节主要分析了泵头体内压力随着泵阀开启关闭的变化，针对应力最大值及其发生时刻和位置，改变结构或者优化相关参数，以改善其工作性能。

泵阀作为液力端关键零部件之一，其使用状况直接决定了泵的使用效率。

泵阀不但要有足够的使用寿命，而且其关闭的时滞直接反应了泵的容积效率的大小。

本节主要通过优化弹簧刚度C和阀的质量m，减小时滞来提高整个泵容积效率，使泵的工作性能得到改善。

为了达到改善泵工作性能的目的，得出如下技术路线：图3.2 本节技术路线框图3.1液力端泵头体及泵阀概述3.1.1对泵阀的基本要求（1）泵阀应能及时启闭，使泵具有较高的容积效率。

因而阀板落座滞后角不能太大。

目前往复泵自动阀阀板落座滞后角多数在5°左右，大于10°的则比较少。

（2）在规定的寿命期限内阀板与阀座的接触面不能发生强烈破坏。

在设计泵阀结构时，应保证封严可靠，下落时撞击小，上下运动要有导向，阀盘要准确落于阀座之上，以保证密封。

（3）泵阀应该能稳定工作。

泵阀的工作环境随时有可能发生变化，阀板在运动过程中也必然要受到一些干扰力的作用。

稳定工作就是要求泵阀对环境的少许变化不要太敏感，阀板在每一次干扰力消失以后能够迅速恢复正常运动状态，以防各次干扰的作用累计起来使阀板的落座运动参数有过大的变化。

（4）阀的水力阻力损失要小。

这一要求与上述三项要求是相矛盾的。

在泵阀设计中一般应在保证前三项要求的情况下尽量顾及这项要求。

阀板质量与弹簧刚度应尽量小就是为了调整这些相互矛盾的要求。

另外，为了便于制造和维修，排出阀和吸入阀采用相同结构。

阀盘和阀座都是易损件，应便于拆卸、安装，而且尽量做到易损坏部分能重复使用。

3.1.2液力端泵头体结构形式的选择柱塞式往复泵的液力端包括泵头体(阀箱)、柱塞及其密封、吸入盖和排出盖总成、吸入和排出总管等组成。

其作用是吸入低压液体，通过柱塞的作用，变机械能为液压能，排出高压，实现液体的循环。

卧式单作用柱塞泵按吸入阀、排出阀的布置型式，通过特性和结构特征可分为：直通式液力端、直角式液力端和阶梯式液力端，如图3.3所示。

图3.3 卧式单作用柱塞泵液力端分类示意图（1）直通式液力端直通式液力端吸入阀和排出阀的中心轴线均在同一轴线上，结构如图3.3(a)所示。

这种泵头的液力端结构紧凑，尺寸小，泵腔内相贯线相对少，重量较轻，缸内余隙流道长度短，有利于自吸，但更换吸入阀座时，必须拆除上方的排出阀，采用带筋阀座时，还要先取出排出阀座，检修比较困难。

（2）直角式液力端直角式液力端的吸入阀轴线与排出阀轴线垂直，如图3.3(b)所示。

其吸入阀和排出阀可以分别拆装和更换，使用和维护较为方便。

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，柱塞可方便地从吸入阀处拆装。

直角式泵头的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。

（3）阶梯式液力端阶梯式液力端的吸入阀和排出阀轴线相互平行，如图3.3(c)所示。

这种泵头的优点是吸入阀可以单独拆卸，检修和维护方便，泥浆漏失少，适合要求经常更换泵阀的场合。

但是这种液力端的结构不紧凑，泵内余隙流道长，泵头重量大，自吸能力较差，容积效率低。

综合考虑各泵头体的优缺点，直通式泵头结构设计较好，结构简单，拆装方便，在高压钻井时，还减少了承受高压作用区的内径，大大降低了泵头液缸内部应力，可以提高泵头的使用寿命。

3.1.3保障泵正常吸入的条件一 管路中液体流动的特点液体在管内流动时，存在两种情况，一种是：液体的流动速度和压力只与空间位置有关，与时间无关，这种液流称为稳定流。

实际液体的稳定流的能量方程为212222211122-+++=++h g V P Z g V P Z γγ （3-1）式中h 1-2——液体由1-1断面流到2-2断面过程中的流阻损失。

另一种情况是：液体的流动速度和压力不仅随位置改变，也随时间改变，即有加速度存在。

这种液流称为不稳定流。

由动力学可知，凡具有一定质量的物体，运动过程中有加速度，则必然产生惯性力。

当液体作加速运动时，惯性力与流动方向相反，阻碍液体加速，为使液体加速，就需要消耗液体的能量，即惯性力做负功。

当液流作减速运动时，惯性力与流动方向相同，阻碍液体减速，惯性力做正功，使液体能量增加。

假定单位重量液体由于惯性所消耗或得到的能量为h 惯，简称惯性水头，则根据能量平衡关系，可以得到实际液体不稳定流的能量方程式，即惯h h g u P Z g u P Z ++++=++-212222211122γγ （3-2）当液体做加速运动时，上式中h 惯为正，作减速运动时，h 惯为负。

一般情况下，液体的不稳定流动并不是用简单的数学方法能够解决的，但对于等直径的直管或曲率半径很大的等直径管，流速u 与位置无关，仅随时间t 而变，因而其加速度a 可用du ／dt 表示。

如单位时间通过管路断面的流量为Q ，则单位时间内通过的液体质量为ρQ （ρ为液体的密度）。

由动力学定律可知，液体惯性力dt du Q ma F ρ== （3-3） 在惯性力F 作用下的液体每运动一个距离dl ，就要作功，其值为dl dt du Q Fdl dw ρ== （3-4）在dl 距离内，单位重量液体克服惯性所做的功，即惯性水头，为dl dt du g dl dt du Qg Q Q dh 1dw =••==ρργ惯 （3-5）如液体移动的距离为管长l ，单位重量液体所做的功，即总惯性水头，为dt du g l dl dt du g h l ⎰==01惯 （3-6）在等直径管中，断面f 为常数,液流速度为f Q u = （3-7）则式(3-6)也可写成dt dQ gf l h =惯 （3-8）泵工作时，柱塞运动速度是按一定规律变化的，与之相联系着的管路中的液体受活塞运动规律的支配，也是变化的，同样存在加速和减速的过程，存在着惯性水头的影响，使液体压力发生波动。

因而往复泵液缸及其管线中的液体也是属于不稳定流动状态。

二 柱塞泵吸入过程中液缸内压力的变化规律往复泵之所以能吸入液体，是由于活塞在液缸内抽吸，使其压力低于吸水池波面的压力，液体在压力差作用下进入液缸。

所以，了解该缸内的压力变化规律，对于保证往复泵的正常吸入条件，以及排除往复泵因吸水不良而产生的种种故障有重要意义。

为此，先从能量平衡的观点，找出吸入池内和液缸内液体的能量平衡关系。

图3.4 泵的吸入管线示意图图3.4是泵的吸入管线示意图。

吸水池液面为1-1断面，由于液池很大，吸入过程中液面的变化速度可视为0，即比动能为0；取该面为基准面，即液体的比位能为0；在此图中吸水池是敞开的，其液面上的压力为大气压力P a ，即比压能为P a ／。

所以在1—1断面上，液体的总比能为γaP E =-11 （3-9）在活塞端2-2处，液体与活塞一起运动，速度为u ，比动能为g2u 2；比位能为断面2-2(按其中线位置)与1-1之高差Z 0；设缸内绝对压力为P 吸，比压能为P吸/。

断面2-2处液体的总比能为γ吸P Z E ++=-0222g 2u （3-10）E 1-1与E 2-2显然并不相等，因为液体由断面1-1移到断面2-2的过程中，要克服吸入管路中的阻力(沿程阻力和局部阻力)所消耗的能量h 阻，以及为克服吸入阀的阻力和惯性消耗的能量K 阻及K 惯。

同时还应考虑液流的惯性水头h 惯。

在上述基础上，可以写出断面1-1及2-2的能量平衡方程式E 1-1＝E 2-2 + h 阻 + h 惯 + K 阻 + K 惯（3-11）即)2Z (20a 阻惯阻惯吸K K h h g u P P ++++++≥γγ （3-12） 由式(3-12)看出，液缸内吸入压力P 吸的大小取决于多种因素，下面就这些因素逐项进行分析：（1） 泵的安装环境对于一定的液体与泵的安装方案，γ与Z 0均为常数。

大气压力Pa 随所在地区的海拔高度及气温的不同，稍有变化，但对一定的地区及气温，同样为常数(表3.1)。

液缸内液体的速度，取决于活塞速度ϕωsin r u =，或)2sin 2(sin ϕλϕω±=r u 。

表3.1 海拔高度和大气压力的关系 海拔（m ） 0 100 200 300 400 500 600 800 1000 1500 2000 2500 γt P 水柱高 10.3 10.2 10.1 9.9 9.8 9.7 9.6 9.4 9.2 8.6 8.1 7.6 泥浆柱高8.6 8.5 8.4 8.2 8.1 8.1 8.0 7.8 7.7 7.2 6.8 6.3（2）吸入阀的阻力损失及惯性水头关于吸入阀的阻力损失及惯性水头的计算，在讨论泵阀工作理论时再详细介绍，它们可以分别按下列公式计算γ阀阻f K G K += （3-13）γω22座惯gf rF G K =cos （3-14） 式中G ——阀盘重量，公斤；阀f ——阀盘断面积，米2或厘米2；座f ——阀座流道面积，米2或厘米2； R ——吸入阀弹簧力。

（3）吸入管内液流阻力损失 吸入管内液流阻力损失h 阻，包括管路沿程阻力损失和局部阻力（弯头、三通、滤网等)损失。

在吸入管截面积不变的情况下g u D L h 22⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+=∑ξλ吸吸阻 （3-15）式中 ——吸入管路中沿程摩阻系数；∑ξ——各项局部阻力系数之和；L 吸——吸入管长度；D 吸——吸入管直径；u ——吸入管内液流速度；（4） 压力损失的组成当吸入管截面积相同时，液体惯性水头h 惯可按下式求得吸吸惯f L g rF h 2ω= （3-16）将以上计算损失的各项公式带入式（3-12），就可以求得所需要的最小吸入压头：)22(P P 222220a γξλγωωγγ阀吸吸座吸吸吸f K Gg u D L gf rF G f L g rF g u H ++⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛++++++≥∑（3-17） 应该说明，式(3-17)是在下述条件下得出的：第一，设吸入管为同一直径，当吸入管为不同直径的管段组成时，应分段进行计算，这时，上述公式中的l 吸、d 吸、f 吸为各相应管段的长度、直径及截面，h 阻为各段阻力损失之和。