合理匹配（共4篇）
合理匹配 篇1
1 液压元件工作压力的选择
负荷的存在,是液压元件产生工作压力的主要原因,其最高压力是元件的生命周期和泄漏能够经受的最高间断压力。通常情况下,该最高压力都控制在整体工作时间的1%--2%,该压力的调节一般是有液压系统中的溢流阀和压力限制阀来完成的,例如振动压路机的载荷循环中就经常会出现高压现象,由此,一般在液压系统中都会降低最高压力使用值,以便延长液压元件的生命使用周期。
液压系统中的载荷平均压力.是工程车辆经常性负荷对应之压力,是工程车辆工作过程中载荷循环对应的系统压力在时域内的加权平均值。载荷平均压力与系统的额定压力并不一定是对等的关系,其受到多方因素的影响,如液压元件最高压力与额定压力之间的关系、振动压路机载荷状态、要求的系统工作寿命等。为了延长液压元件的使用时间,一般都是让载荷平均压力低于额定压力,这样也能减少液压系统的噪声。
如若对液压系统工作压力进行合理的选择与参数匹配,应该以载荷的实际循环为根据,依照各个压力的作用时间来计算元件的分段寿命,然后根据分段寿命计算出该载荷模式下元件的总体寿命。在不超过元件的最高压力和额定压力的前提下,对最大负荷压力和平均持续负荷压力进行对比,并按照此种匹配方式估算元件的预期寿命。通过考核振动压路机的实际作业情况,或是通过统计、分析同类机器的使用结果,可以很有效的估算出液压元件的有效使用寿命,而且压力配置的适当降低能够有效的延长元件的工作寿命。在对液压工作元件进行压力匹配时,既要考虑工作寿命问题,也要考虑工作效率问题,通常情况下,如若能够达到预期的工作寿命,效率问题也就迎刃而解了。
2 压力的降额匹配原则
在液压元件受到不同形式的损坏后,如何降低压力配置程度就变的极为重要,这就涉及到了压力的降额匹配原则。鉴于动力驱动装置是由柴油机与液压元件一起组成的,其在载荷形式与寿命要求方面都是相同的,而且具有相似的损坏形式,由此柴油机的降额方式(表现为功率标定方式)对于液压元件的压力参数匹配具有重要的借鉴意义的。其结果具体如下:
(1)一般情况下,液压元件的有效使用寿命应该与当前工程车辆所用才柴油机的耐久性5000～10000h相符合。通常情况下,在确定液压元件的有效使用寿命时,需要考虑工程车辆选用的柴油机的耐久性,两者必须符合(柴油机的耐久性一般为5000～10000h)。工程车辆选择柴油机12h功率为装机功率时,在对其进行匹配时一般情况下柴油机15min功率降低20%就可以满足。因此,如果液压元件的额定压力也进行同等比例的降低,也能够满足需求。
根据以上分析可以得到工程车辆液压元件额定压力的选择原则:根据液压元件的最高标定压力,首先确定压力适应系数Kp,确定的Kp必须要满足工程车辆波动载荷的相关要求,Kp值和柴油机转矩适应系数KM的值大小相差不多。由于Kp=Pm/PH=1.4,所以,可知PH=Pm/1.4,PH代表相当于柴油机15min功率的额定压力;其次,借鉴柴油机12h功率和15min功率的标定方法,这样降低液压元件的PH20%之后,能够当成工程车辆机械使用的额定压力P'H,可以显著提高元件的可靠性。用公式表示如下
(2)在对压力进行匹配时,一般根据其载荷特点进行。由于行走驱动装置存在负荷超载、克服障碍、经常性迅速启动等一系列问题,所以导致液压系统经常出现瞬间压力冲突现象。和一般工作压力相比,该压力冲击峰值至少是其1.5倍,比如推土机在进行卸土时,铲刀进入以前推集的土壤中时,载荷会骤然增大,峰值载荷较大,一般是额定载荷的1.4-1.6倍。设计中认为峰值载荷是额定载荷的1.6-1.8倍,由此可得
(3)根据疲劳寿命分析中的相关理论可知:如果额定压力降低至原来的2/3进行匹配,则可延长使用寿命,则有:
(4)根据液压系统热平衡分析的相关表述,可知损失的液压系统功率转成热量,并且热量的排出通过补油泵实现。补油泵排量一般占主泵排量的比例为20%-25%,系统损失按照30%计算,热平衡方程如下
公式中t1代表元件油箱温度(取60℃);t2代表内油温(取80℃);ΔP'H代表持续工作压差(MPα),γ代表油液容重,0.19kg/L;KV代表油液定容比热,0.45X 4.187KJ/kg·K;计算得ΔP’H=(22.60-28.25)MPα,取背压为2MPα,P'H=(24.60～30.25)MPα,取Pm=48MPα,则有
经过上述分析可得,工程车辆行走液压元件额定压力P'H,以最高压力Pm为准,采用P'H=(0.5-0.6)更为合理。依照此情形,既能够达到工程车辆波动的载荷工况要求(P'H不能取值太高,否则在Pm确定的情形下,kp会变得比较小,致使溢流阀因溢流过量而过热),还能确保元件达到预期的使用寿命。
3 系统最高压力的确定与匹配
溢流阀的调定压力就是系统的最高匹配压力,其在发挥、利用液压系统的综合性能方面有重要的影响。最高标定压力Pm作为最高匹配压力的重要参考。因为牵引型工程车辆,在载荷循环中经常出现高压现象,降低最高压力的使用值是非常有必要的,这样能够避免液压元件在最高压力下工作时间过长而影响其工作寿命,然而,如果要是配置上存在缺陷,则很容易导致车辆运行过程中,则可能会使车辆在运行过程中,由于溢流阀存在溢流现象严重的情形,导致液压系统能耗过多,这就有可能最终导致液压系统中油的温度上升过快,从而造成其不能正常工作,由此,合理匹配最高压力就显得尤其重要。液压元件的实验方法标准规定Pm>1.25PH是液压元件实验中的已有规定,此外还有P'm>1.25 P'H等类似的。故取P'm=(1.25-1.4) P'H,仿照前面分析得出
此外,为了能够使“行路机构”不再存在全滑转现象,让传动装置不再耗费能量,将传动装置的最高匹配压力P'm所对应的最大牵引力与车辆的地面附着力相匹配。
4 结论
液压系统中,元件工作压力的选择,一般都是以其负荷特点和预期达到的有效使用寿命为根本依据,其工作压力的合理选择通常体现能够充分利用液压元件,发挥其良好的运作状态。(2)工程称量额定匹配压力P'H不是以非额定压力PH为基础,而是应以液压元件最高标定压力P'm为准,P'H=(0.5-0.6)Pm就是合理的降额匹配方法。
参考文献
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[2]徐希民等.铲土运输机械设计[M].北京:人民交通出版社,2000.
[3]武雅丽,姚怀新.液压驱动工程车辆牵引性能参数的匹配与控制[J].长安大学学报,2004(4):74-78.
合理匹配 篇2
特种设备是指对人身和财产安全有较大危险性的锅炉、压力容器 (含气瓶) 、压力管道、电梯、起重机械、客运索道、大型游乐设施、场 (厂) 内专用机动车辆, 以及法律、行政法规规定适用本法的其他特种设备。
由于特种设备数量和检验类型繁多, 全国许多检验机构均存在检验人员数量增加不能满足工作要求的矛盾。
2 系统架构
本文主要对福建省特种设备人机配比情况进行系统研究, 并通过前期系列调研, 确定其中一个检验分支机构 (以莆田分院为例) 的人机配比情况合理作为前提条件。首先以检验工作时间作为衡量标准, 由检验时间与路途时间确定一个检验机构的检验工作量, 再根据有效检验人数统计原则, 确定一个检验机构实际有效人数, 从而根据检验工作量和有效检验人数, 确定特种设备人机匹配关系。
3 模块分析
3.1 各类检验类别标准时间
首先确定莆田分院实际开展的各类业务类型, 承压类检验工作量包括水 (油) 质监测、安全阀、压力管道、压力容器、锅炉;机电类包含电梯、厂车、起重。
通过前期实际现场调研与人机配比问卷调查, 并通过统计学理论确定每项检验项目的实际检验时间。
3.2 检验机构检验工作量统计
由莆田分院近几年的历史数据, 获取检验量历史数据, 以2013年为例莆田分院检验设备量见表1。
单位:台
根据各检验类别的检验时间与检验量, 可最终确定莆田分院的机电类检验工作量为28 947.05小时, 承压类检验工作时间为14 800.61小时, 合计为43 747.66小时。
3.3 路途时间
考虑在实际的检验过程中, 前往使用单位的路途时间占据检验工作时间的很大一部分, 同时一个使用单位的设备量可能不止一台, 按照每台设备计算路途时间会导致偏差较大, 因此还需引入设备密集度的概念。
3.4 有效检验人数统计
3.4.1 有效检验人数统计原则
检验人员的统计范围包含所有在检验科室的人员、持证的分院 (部门) 领导, 从事技术服务业务的人员, 不含液化气钢瓶检验站人员、退休返聘人员。其中分院 (部门) 第一负责人不计为检验人员, 折算为检验人员, 检验科室主任按系数0.8折算为检验人员, 检验管理室人员不计为检验人员。
3.4.2 有效检验人数确定
按照以上检验原则, 确定一个检验机构的检验人员数量, 其中莆田分院机电类有效检验人员为19.5人, 承压类有效检验人员为9.8人。
3.5 人机匹配关系分析
由以上分析, 莆田分院2013年合计机电类检验工作量 (含检验时间和路途时间) 为WE=33 229.64小时, 承压类检验工作量为WP=16 667.68小时。
根据目前莆田分院现状, 机电类有效检验人员为19.5人, 机电类有效检验人数为9.8人, 检验人员工作压力适中, 能够保质保量完成各项检验任务, 故认为莆田分院目前人机配比情况比较合适。
莆田分院机电类每年人均检验时间为
承压类人均检验时间为
由公式 (1) 、 (2) 可知, 机电、承压类每年检验工作量固定在1 700小时, 按每天8小时工作制计算, 折合为检验工作天数DJ为:DJ=1 700÷8=212.5 (天) (3)
按照制度工作时间的计算, 职工每年工作日D为:
由公式 (3) 、 (4) , 得到去除日常检验工作用于培训教育等时间D其他为
D其他=250-212.5=37.5天
按照检验实际工作情况, 检验人员除日常检验工作, 需参加各类必要的培训、再教育、考试, 以及各种会议, 以促进能力提升。因此, 每年37.5天作为各类培训教育时间与实际情况较吻合。
4 结论
特种设备数量与检验人员的匹配关系一直是全国各检验机构需要研究解决的问题。本文以一个分支检验机构为例, 全面阐述了一种人机配比匹配方法, 并提出了适合本地区的合理的人机匹配关系, 对全国其他检验机构具有较强的借鉴意义。
参考文献
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[4][美]埃维森, 格根.统计学:基本概念和方法[M].吴喜之, 译.北京:高等教育出版社, 2000.
合理匹配 篇3
电动机装机功率的原则就是在配备电动机时, 实际功率需求不超过选配电动机额定功率[1], 即
除了满足功率要求以外, 还应满足最大扭矩的要求, 即传到电动机轴的最大扭矩不应当超过电动机允许的最大扭矩:
2 电动机合理负载率的研究计算
电动机功率合理匹配的原则是:满足变载荷抽油机井的电动机功率裕量要求;保证不出现轻载或过载的低效率高能耗问题。保证电动机的运行效率, 主要是确定合理负载的上下限[2]。
2.1 电动机负载率
电动机的平均负载程度, 又称为功率利用率, 即电动机平均轴功率P2m与其额定功率PN之比:
2.2 周期载荷系数
即考虑因抽油机运动特性引起的轴扭矩波动及电动机电流波动的影响系数, 定义为电动机电流均方根值与平均电流之比, 常规游梁抽油机井CLF范围在1.44~2.35之间。
2.3 电动机合理负载率界限
寻求电动机合理负载率界限必须保证电动机在较高效率水平运行, 由此率先建立电动机负载率与电动机运行效率之间的关系:
令式中P0=P0/PN, 即
电动机效率与电动机本身效率特性、负载率以及周期载荷系数3个因素有关 (图1) 。
分析曲线变化, 负载率越高, CLF对电动机效率的影响越大。当电动机负载达到一定范围后, 随负载增大电动机内部损耗增加, 电动机效率出现下降趋势。也就是说, 电动机具有一定的合理负载范围, 在此区间电动机的效率可在较高水平上保持稳定。
由电动机效率与负载率变化可知, 对于常规Y系列异步电动机, 只有当β<0.2时, 效率才明显下降;当β>0.2时, 电动机效率不随β增加而明显增加, 因此, 抽油机井负载过轻或配备电动机功率过大的负载率界限为0.2 (图2) 。
对于负载率合理上限, 首先考虑电动机的效率水平, 其次当电动机负载过大时, 电动机内部损耗增加, 同时电动机无法满足启动需求。由此可知, 常规Y系列异步电动机不过载时理论最大合理负载率为50% (图3) 。
以现场应用的22 k W/30 k W永磁同步电动机为例, β<0.2时效率同样明显下降。由于效率高、启动转矩大, 永磁电动机在不过载情况下对应合理负载率上限可达到70%。
由于不同类型电动机的效率水平不同, 且不同抽油机井受CLF影响程度不同, 因此其所能决定的合理负载率也不相同。
通过电动机合理负载率指导电动机配置, 必须考虑满足油井电动机正常启动的要求, 因为电动机启动所需力矩 (启动电流) 是油井正常运转过程中的数倍。油井所配电动机必须为生产变化和调参措施留有一定的功率裕量, 因此, 油井实际的合理负载率上限需在理论基础上进行修正。计算表明, 对于变载荷抽油机井, 油井达到满载时电动机所需功率裕量为3~5 k W, 按此计算得出:常规Y系列异步电动机合理负载率范围在20%~45%;永磁同步电动机合理负载率范围在20%~55%。
受油井实际的电动机规格、电动机效率以及周期载荷系数影响, 不同抽油机井实际所能取得的最大合理负载率不同。
3 电动机合理匹配实施与效果
通过建立电动机匹配的功率计算模型以及确定合理的负载率, 进一步指导永磁同步电动机的合理匹配与调整, 对永磁同步电动机等节能电动机的现场应用也起到了指导作用。
为达到节能效果, 保证电动机在高效区内运行, 以提高负载率为目标, 优先匹配负载率低于20%的井;为准确计算装机功率, 求得周期载荷系数, 研发了可测试启动电流和瞬时运行电流的电参测试仪器。
截至2008年, 累计匹配436口井, 占全厂抽油机井的30.13%。电动机平均负载率提高了5.3个百分点, 有功功率下降了1.78 k W (表1) , 累计节电1 691.8×104k Wh。其中应用永磁电动机井平均负载率达到30.05%, 提高了12.2个百分点。
2009年共匹配电动机122口井, 对比92口, 平均装机功率下降24.5 k W, 平均负载率由原来的21.2%提高到了30.1%, 有功日节电量达到28.8k Wh。
4 结论与认识
1) 油田进入高含水开发阶段, 对油井配置的电动机应根据投产后实际生产状况进行功率需求和负载率水平的合理界定, 进一步优化电动机配置, 降低抽油机井能耗水平。
2) 在对油井进行电动机合理匹配时, 应满足启动功率需求和油井最大扭矩的要求, 同时综合考虑匹配后合理负载率水平, 即可使电动机保持在高效率水平。
3) 研究表明, 不同类别电动机负载率与电动机效率、周期载荷系数有关, 不同类别、不同规格以及对应不同抽汲设备的电动机其合理负载率范围不同。常规Y系列异步电动机合理负载率范围为20%~45%, 永磁同步电动机合理负载率在20%~55%。
摘要：针对某采油厂机采井运行能耗高、系统效率水平低的问题, 对现有抽油机举升工艺进行了合理装机功率计算;并根据电动机的功率需求和合理负载率, 开展电动机动态的逐级匹配调整, 提高了电动机的运行效率, 实现了抽油机传统举升工艺的节能降耗, 机采井节能工作取得显著成效。
关键词：抽油机井,电动机,合理匹配,负载率
参考文献
[1]姜云晗, 李铁良, 薛剑茹.合理匹配电动机提高抽油机井系统效率[J].油田节能, 2005, 16 (4) :32-34.
合理匹配 篇4
目前国内外直驱螺杆泵驱动技术已经成熟,该项技术以其节能效果明显、运行稳定性好和防反转技术先进在油田得到了广泛应用。等壁厚螺杆泵改善了常规螺杆泵定子橡胶薄厚不均、膨胀量不同,导致机械效率降低的情况。两种技术的应用使得螺杆泵举升工艺的发展迈向一个新的台阶,结合两种技术的优势,即采用地面直驱螺杆泵驱动技术驱动等壁厚螺杆泵举升原油,可以取得更好的降本增效效果。因此,开展直驱与等壁厚螺杆泵合理匹配技术研究,对于螺杆泵举升工艺的发展和完善具有重要的现实意义[1]。
2 直驱电动机与等壁厚螺杆泵的匹配关系
直驱驱动技术与等壁厚螺杆泵的匹配优化关系主要指电动机装机功率、转速与等壁厚螺杆泵泵型的优化匹配。以系统运行效率的高低作为评判依据,研究给定等壁厚螺杆泵泵型的条件下,装机功率、转速与系统效率的关系,找出该泵型对应的较为科学合理的匹配功率和转速。
对于某一井况,给定油井的基本生产参数,如产量、动液面、含水及等壁厚螺杆泵的泵型等。根据给定条件,计算得出该井的正常生产转速、扭矩、最优的装机功率及系统效率,在此基础上考虑调整参数的影响,改变转速、装机功率,计算系统效率,给出适合该泵型的较为理想的系统效率时对应的转速及装机功率[2]。
2.1 转速
当前油井产量Q下的正常生产转速、泵效公式:
式中:
n——转子正常生产转速,r/min;
qr——螺杆泵转子每转理论排量,m3/r;
ηv——螺杆泵的泵效;
Bo——原油体积系数;
fw——井液含水率;
ρo——原油密度,kg/m3;
ρw——水密度,kg/m3;
p——泵入口压力,MPa;
pb——饱和压力,MPa;
Rp——生产气油体积比;
Tp——吸入口处流体温度,℃;
Z——天然气压缩因子。
2.2 扭矩
螺杆泵运转过程中,光杆受5种扭矩的作用,即螺杆泵的有功扭矩、衬套与螺杆间的摩擦扭矩、抽油杆与井液间的摩擦扭矩、抽油杆与油管间的摩擦扭矩及抽油杆(扶正器)与油管内壁间的摩擦扭矩,即M=M1+M2+M3+M4+M5。
2.2.1 螺杆泵的有功扭矩
螺杆泵的有功扭矩M1公式:
式中:
Δp——螺杆泵出口和入口的压差,MPa。
螺杆泵入口和出口压力公式:
式中:
pwf——井底流压,MPa;
LL——射孔井段顶端距地面的距离,m;
L——下泵深度,m;
ρL——油井中液体密度,kg/m3;
po——油压,MPa;
Hp——螺杆泵定子长度,m;
h——液体沿油管向上流动时的沿程阻力损失,m。
2.2.2 衬套与螺杆间的摩擦扭矩公式
式中:
Mo、Mr、Ms——分别为衬套与螺杆间的初始过盈所产生的摩擦扭矩、由衬套热胀而产生的摩擦扭矩、由衬套溶胀而产生的摩擦扭矩。
经试验研究,泵的初始过盈所产生的摩擦扭矩与初始过盈量成正比,而与螺杆的转速成反比。当前油井产量下,摩擦扭矩为:
式中:
σ0——初始过盈量,mm。
2.2.3 抽油杆柱在井液中旋转所受阻力矩
当前产量下,抽油杆柱在井液中旋转所受阻力矩M3为:
式中:
μ——井液黏度,Pa⋅s;
r1——抽油杆半径,m;
r2——油管过流断面半径,m。
2.2.4 抽油杆与油管间的摩擦扭矩
抽油杆与油管间的摩擦扭矩M4为:
式中:
f——摩擦系数;
Dr——抽油杆接箍直径,m;
ρr——抽油杆材料密度,kg/m3;
Dp——螺杆泵转子截面直径,mm;
α——井斜角。
2.2.5 抽油杆(扶正器)与油管内壁间的摩擦扭矩
当前油井产量下,抽油杆(扶正器)与油管内壁间的摩擦扭矩M5为:
式中:
kr——比例系数,可取为1.8。
最大产量下,即最大转速时螺杆泵光杆受到的最大扭矩为:
2.3 装机功率的选择
装机功率的选择应在保证油井可能最大产量前提下,选择额定功率最优即最经济的电动机。
最大产量下光杆功率Pprm:
因螺杆泵采油系统为直流无刷永磁电动机直接驱动,此时电动机的最大输出功率即为光杆功率:Pmout=Pprm,Pmout为电动机输出功率,kW。则所需电动机功率为:
式中:
ηr——电动机额定效率,根据电动机输出功率范围选择确定;
k——动力储备系数,考虑螺杆泵井发生卡泵等事故时的短时过载情况,取2.0～3.2。
根据Prc查电动机规格参数表,选择其额定功率值PN大于或等于Prc且其值最优的电动机:
式中:
PNi——电动机规格参数表中,第i个电动机型号的电动机额定功率,kW。
同时要保证此时所选的电动机(额定功率PN)的额定转速nDnm;若满足则得到初选的装机功率PN。
选取电动机功率后,用下式进行电动机启动性能校验:
式中:
Mst——电动机启动转矩,N⋅m,从电动机性能表查出;
Km——考虑启动时螺杆泵定子、转子之间的静吸附扭矩和系统启动惯性扭矩所引起的扭矩增加系数,根据室内试验和现场实测确定,可取2.0～3.2。
若电动机启动性能校验不满足式(15)的要求,则要将电动机额定功率PN提高一个规格,再进行启动校验,直到检验合格为止。
2.4 系统效率
螺杆泵采油系统输出功率或有效功率按式(16)或(17)计算:
或者
系统输入功率:
式中:
Nin——电动机输入功率,kW;
ηm——电动机工作效率。
当有电动机工作特性曲线时,根据电动机输出功率Pmout就能确定工作效率ηm,若没有电动机工作特性曲线,可按式(19)计算电动机的工作效率
式中:
PN——电动机额定功率,kW;
β——电动机输出功率与额定功率的比值,
ηN——电动机额定效率;
PO——电动机空载损耗功率,kW。
因此,螺杆泵系统效率η:
3 直驱与等壁厚螺杆泵匹配优化图版
在进行直驱与等壁厚螺杆泵匹配优化的过程中,主要考虑两方面因素:一是装机功率与泵型的匹配,二是转速与泵型的匹配[3]。
通过上述的数学建模,针对DGLB300、500、800、1200等壁厚螺杆泵进行了匹配优化,根据优化结果统计相应数据绘制出优化匹配图版。GLB800型等壁厚螺杆泵优化匹配图版见图1[4]。
4 现场试验情况
直驱与等壁厚螺杆泵匹配应用现场试验13口井,其中DGLB300型泵2口、DGLB500型泵6口、DGLB800型泵5口,均运转正常。对13口试验井进行了数据对比,平均泵效提高了11.8个百分点,系统效率提高了12.14个百分点,节电率达26.0%。
5 结论
1)理论研究分析建立数学模型,在满足油井产能需求的条件下,根据不同泵型的匹配图版,能够找到直驱螺杆泵驱动装置与等壁厚螺杆泵最佳匹配关系,进一步完善了直驱螺杆泵举升工艺。
2)理论研究和现场试验表明,等壁厚螺杆泵泵效高、直驱驱动技术节能优势显著,二者结合使用,可以取得更好的降本增效效果,是一项有前途的新技术。
摘要：采用直驱电动机驱动等壁厚螺杆泵,可取得更好的节能效果。文中通过直驱驱动技术与等壁厚螺杆泵合理匹配理论分析研究,建立数学模型,确定了给定螺杆泵泵型的条件下,装机功率、转速与系统效率的关系,编制直驱电动机与等壁厚螺杆泵匹配优化图版,找出各种泵型理想系统效率对应的转速及装机功率,并通过现场试验,有效提高了螺杆泵井的系统效率。
关键词：螺杆泵,直驱,等壁厚,系统效率
参考文献
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