车载排液采气连续油管射流泵系统理论和技术的研究

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虫奎摘要翥士萎i喜气鏊，2丕塑幺硕士生：冯鹏(签名)!岂型X指导教师：韩成才(签名)兰铭匕盆杰摘要我国煤层气的深度一般都小于1000米，单井产水量从一方到几十方不等。国内目前对煤层气的开采主要采用三抽系统、电潜泵、螺杆泵。这些方式主要通过抽排煤储层的承压水，降低煤储层压力，促使煤储层中吸附的甲烷解析的全过程。而这三种常规开采方式存在诸多问题。常规抽油机系统传递环节多、可调控性能差、磨阻大、易卡泵、功耗大、效率低、耐久性差等缺点；电潜泵使用时需充分考虑到泵密封性，存在易漏失、严重的发热问题、工耗大，效率低等缺点；螺杆泵在工作过程中容易产生机械零件磨损严重，使零部件使用寿命大大降低。研究一种新型的车载采气排液射流泵系统。修方便简捷、投资费用低、工作持续性好、针对常规煤层气开采方式的缺点，本文将本系统具有设备简单、安装方便、使用维运输快捷等特点。文中主要对射流泵系统排液采气工作性能、连续油管系统车载移运性能进行了分析研究。建立了排液采气射流泵工作及设计理论，对排液采气特种射流泵进行了初步结构设计；建立了系统工作时管柱内环形空间液体流场规律分析模型：对连续油管滚筒总成进行了设计与研究；分析研究了连续油管与射流泵合理匹配技术；对车载系统在移运及工作状态下的重心坐标、通过性能、最大爬坡度、纵向和横向稳定性进行了分析和研究；利用ANSYS有限元分析软件计算了车架的强度和刚度、固有频率及其振型。本文的研究开辟了车载连续油管射流泵系统在煤层气开采中的应用，为以后的专用车选型及射流泵的设计计算提供了理论指导。关键词：射流泵连续油管车载系统车架有限元论文类型：应用基础II Subject：ThetheoryandtechnologyresearchOn—boarddrainagegasrecoverycoiledtubingjetpumpsystemSpeciality：VehicleEngineeringName：Fengpeng(signatureInstructor：Hanchencai(signatureABS’l’J：IACrI’ThedepthofthecoalbedmethaneinChinaaregenerallylessthan1000meters．Thesinglewellwaterratevariesfromonepartytodozensofsquare．Atpresentdomestictotheminingofcoalbedmethanemainlyadoptsthreepumpingsystem，screwpumppumpingsystem，ESP，Thesemethodsmainlythroughsmokeexhaustpressureofcoalreservoirwater,reducethecoalreservoirpressureandmakecoalreservoiradsorptionofmethaneinthearialyticalprocess．Butthesewayshasmanyproblems．Conventionalpumpingsystempassedmanylinks，adjustablepoorperformance，wearresistance，EasyCardpump，powerconsumption，lowefficiency,poordurabilityshortcomings，ESPneedtogivefullconsiderationtothepumpsealing，thereiseasvdropoutseriousheatproblems，publicconsumption，lowefficiency，Screwpumpintheworkprocesspronetomechanicalpartsweal"serious，SOthattheservicelifeofthecomponentsgreatlyreduce．Thispaperwillexamineanewtypeofvehiclegasproductionliquiddischargejetpumpsystemfortheshortcomingsofconventionalcoalseal／lgasminingmethods．Thesystemhasasimpleequipment,easyinstallation，easymaintenance，simple，lowinvestmentcosts，persistentwork,transportationquicketc．Thispapermainlyanalysedandstudiedonthejetpumpsystemdrainagegasrecoveryperformance，coiledtubingsystemon-boardremovedperformance．Establishedthedrainagegasrecoveryworkanddesigntheoryofjetpump，specialjetpumpdrainagegasrecoveryforthepreliminarystructuredesign，Systemworkwhenthestringisestablishedwithintheannularspaceliquidflowfieldruleanalysismodel；Theassemblyofcoiledtubingdrumdesignandresearch；Analysisofcoiledtubingwithjetpumprationalmatchingtechnology；Forin-vehiclesystemsmoveandworkinastateofthecenterofgravityofthecoordinates，viaperformance，maximumgradability，longitudinalandlateralstabilitywasanalyzedandtheresearch；UsingANSYSfiniteelementanalysissoftwaretocalculatetheframestrengthandstiffness，naturalfrequencyandvibrationmode．Thisstudyopensupthecarcoiledtubingjetpumpsysteminthecoalbedmethanecalculationsprovidetheoreticalguidanceforfuturespecialvehicleselectionanddesignofthejetpump．Keywords：Jetpump,Coiledtubing,Vehiclesystem，rameAlaneuveringPerformances．Thesis：ApplicationResearchIII坞 目录第一章绪论⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯l1．1研究目的和意义⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯l1．2国内外研究现状⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯21．2．1连续油管国内外发展现状⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．21．2．2射流泵国内外发展现状⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯。31．2．3石油专用车的发展现状⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯一41．3研究内容⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．41．4总体方案设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯一6第二章射流泵理论研究与设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯72．1射流泵工况与方案论证⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯一72．1．1射流泵工作原理⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．82．1．2下泵工作原理⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯一82．1．3起泵工作原理⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯一82。1．4射流泵方案论证⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯一92．2射流泵的结构设计及主要计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯。92．2．1符号说明⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯102．2．2流场基本参数：⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯lO2．213射流泵的基本方程⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯l12．2．4射流泵主要参数⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯162．3射流泵流场三维模拟及优化⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯l82．3．1射流泵喉嘴距仿真⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．192．3．2射流泵喉管长度仿真⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯一282．4射流泵的水力计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯332．5射流泵效率性能分析计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯392．5．1射流泵效率的影响因素⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．392．5．2射流泵效率的计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．392．6本章小结⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．40第三章车载主设备的选配及设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯一413．1连续油管的优选⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯4l3．2连续油管导向器选用⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．413．3连续油管滚筒总成尺寸设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯423．3．1滚筒的结构组成及其工作原理⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．42IV 3．3．2滚筒主要结构设计与理论计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．423．4车载压力泵的选配⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯453．5液压马达的选取原则⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯463．6本章小结⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．46第四章汽车底盘的选择及其整车性能分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯474．1专用汽车底盘选用原则⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯474．1．1选择专用汽车底盘的基本要求⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．474．1．2专用汽车底盘主要参数的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．474．2车体重心坐标分析及设备布局⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯484．2．1车体设备合理布局设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．494．2．2车体重心坐标分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯504．3车载系统机动性分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯524．3．1纵向通过半径⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯524．3．2最小转弯半径⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯524．4动力性能分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯544．4．1最大爬坡度⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．544．5车载系统的行驶稳定性⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯554．5．1系统的纵向稳定性⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．554．5．2系统的横向稳定性⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯574．6本章小结⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．59第五章车载连续油管射流泵车架的有限元分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．605．1ANSYS简介⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．605．2车架有限元分析基础⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯6l5．2．1汽车所受的载荷⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．6l5．2．2车架受力状况模拟⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯615．2．3车架结构有限元分析类型⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．615．3车架模型的建立及分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．6l5．3．1汽车弯曲工况的分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．635．3．2习之J挥⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯635．3．3后处理⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯665．4汽车弯扭联合工况的分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯685．4．1求解⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯685．4．2后处理⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯一695．5车架模态分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯7l5．5．1模态分析的理论基础⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯7lV 5．5．2车架的模态分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．725．5．3两种状态时的结果对比分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯735．6模态分析中重力的考虑⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯785．7本章小结⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．79第六章结论与展望⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．806．1全文总结⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．806．2工作展望⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．80致谢⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．8l参考文献⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．82攻读硕士学位期间所发表的论文⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯．．84IV 筮二童绪j金第一章绪论1．1研究目的和意义我国煤层埋藏一般较浅，深度一般都小于1000m，单井产水量从不到一方到几十方不等，井深低于500m的通常采用3型抽油机，埋深超过500m的通常采用5型抽油机。目前国内煤层气开采多三抽系统、电潜泵、螺杆泵。这些开采方式是通过抽排煤储层的承压水，降低煤储层压力，促使煤储层中吸附的甲烷解析的全过程。常规抽油机井系统、电潜泵、螺杆泵一般存在如下问题：(1)常规抽油机系统传递环节较多，系统效率低，能耗大，设备利用率低，导致易出现“大马拉小车”的问题。(2)常规抽油机按照一定的机械规律完成工作循环，地面和井底设备难以达到合理的协调，机、杆、泵事故较多。对于含煤粉较多和气液比较大的煤层气来说，易出现卡泵等更多问题。(3)煤层气的产出与煤层水的产出密切相关，但常规抽油机参数(如冲程、冲次、平衡重等)不易调节，导致煤层水的产出不易控制，因而常使生产受到限制。(4)常规抽油机井系统的井口密封装置靠填料密封，存在易漏失、摩阻大等问题，生产过程中漏水漏气，影响环保。(5)常规抽油机在排液时液体流速慢，煤粉容易沉积，沉积后容易卡泵，卡泵后还得修井作业。每次都要耗费大量的人力、财力，使成本增大。(6)电潜泵工作时需充分考虑到泵密封性，存在易漏失；工作时存在严重的发热问题，工作耗能大，效率低。(7)螺杆泵在工作过程中容易产生机械零件磨损严重，使零部件使用寿命大大降低。因此如何解决开采过程中的问题，增加泵效，降低成本，节约能耗是十分必要的。此课题将针对三抽系统、电潜泵、螺杆泵三个常用排采系统应用缺陷而研究车载连续油管射流泵系统，此系统具有以下显著特点：(1)系统安装方便：下井时先将筛管和泵座下到井下，利用液体的压力将泵打压到泵座上。这省去了三抽系统抽油杆节节下井麻烦工序，节省了大量时问；(2)井底连续负压排液：系统工作时，射流泵在井底始终形成负压，不会产生井底回压，有利于液体排出，提高排液效率；(3)该系统设备简单、投资费用低：该抽油设备无抽油机和抽油杆，只有一个地面车载高压柱塞泵及连续油管；(4)使用、维修十分方便：射流泵利用动力液正循环冲投，反循环打捞，完全不 用提出油管。大大提高了生产效率，降低了开采成本；(5)投、捞方便快捷：特别是射流泵的投、捞不需要额外机械设备。捞时只需要用卷筒将连续油管带射流泵拉起或者投下，一般半个小时就能完成；(6)工作持续性好：射流泵工作时没有运动部件，工作过程中液体流动环形空间小，液体流速快，很难卡泵。省去了抽油机卡泵时要用修井机修井时间，提高了开采效率，降低了开采成本；(7)运输方便：需要排液采气时只需要将车载系统送的目的地即可。1．2国内外研究现状1．2．1连续油管国内外发展现状连续油管(Coiledtubing)是用低碳合金钢制作的管材，有很好的绕性，又称绕性油管，一卷连续油管长几千米。可以代替常规油管进行很多作业，连续油管作业设备具有带压作业、连续起下的特点，设备体积小，作业周期快，成本低。可以连续下入或起出的一根无螺纹连接的长油管(可达7925m)。连续油管钻井技术的重要意义可以说是世界石油工业正经历的一次技术革命，是近年来国际石油钻采业的一个热点话题，也是我国石油制管业面临创新的重点课题。(1)国外连续油管技术发展概况起步阶段的曲折和成长时期的崛起20世纪30年代初，人们对连续钻井管柱的观念就有了朦胧的认识。第二次世界大战期间，盟军曾用连续油管从海底输送能源，以适应战争的需要，这是连续油管首次应用于军事实践。连续油管真正应用于石油工业是在1962年，世界上第一台连续油管作业机诞生于美国加利福尼亚石油公司，用于清除海滨油气井中的砂桥，从此拉开了连续油管应用于石油钻采工业的序幕。。1991年，美国、加拿大、法国相继成功地试用了连续油管钻井技术。1996年世界上用连续油管钻井的数量为410口，1997年猛增至600多口。1991～1997年间连续油管钻井的数量增加了100多倍。美国在连续油管方面的进展令人刮目相看。(2)国内连续油管采油技术发展概况国内用引进的连续油管装备在井下作业过程中，一方面进行了大量的井下简单作业，另一方面是将连续油管用作生产管柱，这方面虽有所进展，但步子不大，案例不多。自辽河油田(1985年和1988年从Bowen公司引进)、中原油田(1988年从HydraRig公司引进)、大港油田(1994年从HydraRig公司引进)、华北油田、胜利油田、榆林油田、河南油田等引进连续油管装备以来，都进行了大量的井下作业，例如压井、排液、冲砂、喷射、多分支修井等，都取得了一定的成效。通过国内外连续油管发展情况，调研分析后可以知道连续油管以下发展趋势：(1)国内外连续油管技术应用在最初一段时间里是作为传输液体的通道，基本用 于洗井、基质酸化和氮气举升，后来连续油管技术才扩展到钻井、修井、射孑L以及增产措施等领域。连续油管的特点决定了在油田作业有更多、更广的市场前景。(2)连续油管的轻、柔特性别于常规的单根连接的管柱，它的刚度小，在斜井、水平井和水平管内易弯曲、变形，这是力学分析的重点，通过总结侧钻的实践经验和建立数学模型相结合，可攻克软件分析的难关。(3)连续油管技术在排液采气技术中还属于首次尝试，将连续油管应用于排液采气技术中还是有很大的发展空间1．2．2射流泵国内外发展现状射流泵是一种流体输送机械及混合反应设备，其特点是自身没有运动部件，结构简单，工作可靠、密封性能好，适合在高压、高温、放射、真空、水下等特殊条件下工作。射流泵通过高速射流提升低速被吸液体的能量，从而增加整体压能，将与其他工作泵组合使用，可提高整个装置的吸程，改善汽蚀性能。射流泵的这些优点在农牧渔业、水利电力、交通运输、环境保护等各行各业都有广泛的应用。射流泵基本结构主要由：喷嘴、喉管和扩散管。工作原理是将工作流体由喷嘴高速喷出，同时静压能部分转换为动能。管内形成真空，低压液体被吸入管内。两股液体在喉管中能量交换和混合，工作液体速度减小，被吸液体速度增大，压力逐渐增加，在喉管出口处速度趋于一致。混合液体通过扩散管时，随着流道的增大，速度逐渐降低，动能转化为压能，混合液体压力随之升高。由于射流泵独特的结构与特点，可以预见今后它的开发、生产和应用将有很大的发展，因此为了取得更好的综合经济效益，必须进一步深化对其各方面性能的研究。(1)射流泵国外先进技术与应用环形射流泵结构简单，便于流体(或固、液两相流)的输送，己广泛应用于各工业部门。在渤海埕北油田就采用了环形射流泵，尽管环形射流泵的理论效率只有30％左右，但当使用合适的动力液和化学降黏剂后，能获得比电潜泵高的系统效率，理论排量范围可达10～1000m3／d，且环形射流泵无运动部件，使用寿命长，体积小，检泵作业简单、方便，费用低，因此在渤海埕北油田得到了成功应用。多喷嘴射流泵近年来，国内学者开发研制出了环形射流泵，与传统的中心式射流泵相比较，这种环形射流泵的吸入通道没有阻碍，能够达到很高的真空度，特别适合于抽含有大量固体颗粒的混合流体，通过合理设计可具有很好的自吸性能。脉冲射流泵20世纪70年代以来，国内外学者主要通过两种途径来提高射流泵的效率。一种途径是研制新型结构的射流泵，如采用多股射流、多级射流等，在提高射流泵效率方面取得了一定的进展，但这些新型结构的射流泵因结构复杂、加工工艺要求较高、制造及安装比较复杂，而发展的速度比较缓慢：另一种途径是在相同的射流泵装置上，采用非恒定射流来提高射流泵的传能及传质效率，如脉冲射流、振荡射流等。 酉塞五迪太堂亟±堂僮论文液气射流泵液气射流泵具有无运动部件、结构简单、工作可靠、安装方便等优点。因此被广泛应用于各个领域。液气射流泵在渔业养殖中可以作为增氧机：从电站汽轮机的冷凝器抽不凝气：用于从压力容器中抽取各种有毒、易爆、易燃等特殊性质的气体：在消防上液气射流泵用于从着火的建筑中抽排烟雾；在污水生化处理上射流曝气装置(液气射流泵)通过紊动扩散作用，使空气中的氧溶解于污水，为分解有害物质提供了能量；液气射流泵作为喷射制冷的主要或辅助设备，提高了制冷系统的COP；日本科学家尝试用液气射流泵装置系统来提高浅海港口的含氧量，恢复受到破坏的底栖鱼类和甲壳类生物的栖息环境。(2)射流泵国内技术的发展及应用国内目前射流泵研究的主要有脉冲射流泵、双级串联射流泵、反排式射流泵、液气射流泵、射流式自吸喷灌泵。现在射流泵在加压及提高汽蚀性能这一方面的应用更加广泛。中原油田分公司刘春旺等采用文丘里管射流泵装置回收低压天然气，该装置可将来自油水储罐的汽化天然气压缩成中压气，输送到不同用途的输气系统中；另外，这一装置还可用来回收乙二醇脱水器、加热处理器及低压分离器等的排出气体。2002年5月15日，该装置开始在美国得克萨斯Elebanito油气开采设备中使用，它每天回收的气量可创收336780美元。射流泵是在流体力学和射流技术的理论基础上，利用射流紊乱扩散作用来实现流体能量和质量的传递。排液泵采用无泵壳投入式结构，体积小，结构流道设计合理，流体流动阻力小，射流泵效率高，适应性强，是一种较理想的抽油设备。推广应用后，将会大大降低低渗油田油井原油开采成本。综合国内外各种研究分析表明，射流泵的发展趋势大体有以下几点：(1)射流泵的使用范围研究将继续扩大，将其与各种工作泵和其他设备组合使用，以满足不同的实际工作要求；(2)采用先进测试设备，深入研究射流泵内部流场状况，为理论分析提供试验依据；(3)进一步分析研究射流泵各结构参数间的相关性，提高射流泵的效率；(4)利用合理的设计方法，研制各种新机理、新结构的射流泵，提高其整体性能。1．3石油专用车的发展我国石油专用车的发展同其他石油机械业一样，从20世纪50年代开始经历了60年的发展，从最初的模仿测绘到引进消化，最后进行自我发展的三个阶段，至今己具有一定的规模，成为我国专用汽车的重要组成部分，为石油工业的持续发展做出了重要的贡献。4 经历了模仿测绘和引进消化两个阶段后，从20世纪90年代开始。我国石油专用车慢慢进行着自己的发展。在发展过程中结合我国石油开采的实际状况，在引进技术的基础上，开发了包含物探、钻井、测井、固井等10余个系列40多个品种几百个产品，使我国石油专用汽车得到了迅速发展。同时，增建了相当数量的专用汽车厂，除满足我国对石油专用汽车需求外，还有部分产品出口。目前，我国石油专用汽车生产己具相当规模，但不管是产品品种还是技术水平与世界先进水平相比均有很大差距。从品种来看，多项产品仍为空白。如大部分石油地震勘探类车、大功率压裂车、高压大排量固井水泥车以及很多车装仪器大部分依赖进口。从技术水平来讲，国外产品已广泛采用了现代高新技术，自动化程度高，综合功能强，操作工人劳动强度小。国内产品技术含量低，功能单一，不能实现一机多用，自动化程度低，操作工人劳动强度大，配套设备多。从产品质量来讲，国外大多数产品使用十几年基本无故障，维修费用低。而国内产品故障率高，常常需要跟踪维修，人力物力浪费非常严重。石油专用汽车是油田勘探开发的重大装备，是先进技术的载体。随着勘探开发技术的提高，需用先进的装备与之相配套，提高勘探开发的成功率，降低发现成本和操作成本。因此，它将由单纯的机电产品向集机电液一体化、光电一体化、电信技术、传感器、液压气动、光电传导、无线电等技术为一体的多学科相互渗透的高新技术装备转变。1．3研究内容对车载排液采气连续油管射流泵系统进行理论与技术研究，主要针对射流泵采气排液性能、车载系统移运性能、整个系统工作性能进行分析研究。论文主要研究内容如下：煤层气排液采气工况分析研究；(1)射流泵工作及设计理论建立；(2)连续油管射流泵系统方案论证：(3)对射流泵进行结构参数设计及优化及有关水力计算：(4)工作时管柱内环形空间液体流场规律分析模型建立；(5)连续油管及射流泵合理匹配原则建立；(6)连续油管滚筒总成结构参数设计；(7)车载压力泵、液压马达的选配：(8)车载底盘的选型、车载系统机动性能和载荷性能分析研究；(9)车架的强度和刚度、固有频率及其振型分析研究。 1．4总体方案设计本车载排液采气连续油管射流泵系统主要由载重底盘车、液压动力总成、连续油管导向器总成、操作控制总成、连续油管滚筒总成、动力软管总成、高压往复泵总成、射流泵总成组成。本系统采用底盘发动机全功率取力，驱动分动箱的液压动力系统为滚筒液压系统、液压高压往复泵系统、动力软管液压系统、操作室起升系统的液压马达提供动力，如图I-I所示。图1-1系统组成简图系统工作原理：系统工作时由车载底盘发动机提供动力，通过传动装置驱动液压动力系统，再通过控制室操作系统进行动力分配(图I．2)，一部分动力提供给滚筒液压马达及压力控制油路，实现滚筒正反转；一部分分配到综合控制液压系统．主要为排管器马达、排管器举升油缸马达、操作室起升油缸、动力软管滚筒马达等液压驱动部件提供动力：最后一部分分配到液压马达驱动的高压往复泵，高压往复泵通过动力软管将高压动力液也打入连续油管中。在控制室控制滚筒液压马达，并使连续油管通过导向器对中井口，将射流泵逐步下到工作位置，当泵下到指定位置的时候整个系统开始正常工作。当工作结束时，控制滚筒液压马达反转，实现射流泵起泵作业。rh——]’磐厂—卜r1，———1_1l&自nU}u／。L—几=uI———_ll自H自#U一}l#图lo动力传动简图±*自§＆*Ⅲ＆i{镕☆＆diⅢ§‰ 第二章射流泵理论研究与设计2．1射流泵工况与方案论证【1】【2】水力射流泵是利用射流原理将注入井内的高压动力液的能量传递给井下油层产出液的无杆泵。射流泵排液采气系统是由地面(包括动力液供给和产出液收集系统)和井下(包括动力液及产出液在井筒内的流动系统和射流泵)两大部分组成。地面部分和井筒流动系统与水力活塞泵开式采油系统相同，动力液在井下与油层井液混合后返回地面。射流泵的系统组成分为：地面部分、中间部分和井下部分。地面部分和中间部分与水力活塞泵相同，所不同的是水力射流泵只能安装成开式动力液循环系统。井下部分是射流泵，由喷嘴、喉管和扩散管三部分组成。如图2．1所示：图2．1射流泵结构示意图喷嘴处：动力液变为速度水头；混合室：液体被大气压压入混合室，与动力液混合后进入喉管；喉管处：动力液和地层流体在喉管内充分混合后，速度水头降低，而压力水头有所回升。此时动力液失去动量和动能，地层流体得到动量和动能。但是，由于此时总水头仍主要是以速度水头的形式存在，压力水头还不足以将混合液举升到地面；扩散管：射流泵的最终工作断面为精细制造的扩散管断面，由于扩散管断面的面积逐渐增大，使得速度水头转换为压力水头，从而将混合液举升到地面；相比电潜泵而言，射流泵的优势如下：(1)射流泵可用流体打压取回，因此射流泵不需要修井机就可以将其取出进行维修；(2)井下射流泵没有运动件，可以抽吸具有少量腐蚀性液体而不出现较大的磨损。所有与射流泵有关的部件都在地面，因此较易维修：(3)在修井和安装作业期间射流泵的操作相对容易。射流泵主要由喷嘴、喉管、扩散管等组成。当汇聚并通过喷嘴的高压低速动力液转变成高速低压射流时就会有能量的转化。在这种将势能转化成动能的过程中，在喷嘴出口处形成一个低静压区，从而能够将井筒内流体吸入喉管。动力液和地层液的混合液通过扩散管时流速减小使流体的部分动能转化成压力势能，这一转化产生了使混合流体返回到地面所需的动力。 2．1．1射流泵工作原理射流泵是利用射流紊动扩散作用传递能量的流体机械和混台反应设备。主要零部件有喷嘴、扩散器、喷嘴短节、上出液短节、下吸液短节、油管分隔器、单向阀、密封短节、限位短节。t谨台渡流动方『一圈2—2射流泵工作原理图工作原理：动力液从车载高压泵往复泵注入连续油管向下流动，通过油管引入喷嘴-经过喷嘴将高压动力液转变成高速动力液射出。在喷嘴出口处由于射流边界层的紊动扩散作用，在喉管入口形成低压，当套管内压力与喉管入口处压力存在压差时，井液在压差的作用下被吸入喉管入口处与喷嘴射出的高速动力液混台发生动量变化。在喉管内进一步混合进行能量转换使原动力液速度碱小．被吸入的井液速度增大，两者的速度在喉管入口处渐趋一致混合接近均匀。液体的压力在喷嘴出口处至喉管入口处是降低的，以后逐渐增高，通过扩散管将混台液体的动能转化为压能，压力进一步升高。最后高压低速的混合液进入油管井沿环形空问向上流到地面处置装置内。2．1．2下泵工作原理将泵下入油井中打入高压动力液，向下运动到达指定位置时，泵下端与限位短节接触。同时皮碗与密封短节形成微小的过盈配台，使皮碗紧贴在短节上。将封隔器两端的液体隔开。从而完成下泵和坐封。2．1．3起泵工作原理随着井液的不断排出，油层压力不断变化，当所用射流泵的效率开始下降或下降到8I■．^¨U 箍三重射逾泵理论研究当监让一定范围或者是当井下射流泵出现故障时就需要拆卸和替换零部件，这时需要将射流泵从井下提取出来。113式油井射流泵用钢丝绳打捞出来从而实现射流泵的拆卸和替换。而此次设计利用液压打泵，更加方便快捷，准备周期短。起泵时，先从连续油管内打入高压动力液，则使阀门销钉剪断，封住出油口，再从环空中打入动力液，由于皮碗密封作用，使得泵承压上升，类似活塞一样从井中打出。2．1．4射流泵方案论证[31射流泵是在流体力学和射流技术的理论基础上，利用射流紊乱扩散作用来实现流体能量和质量的传递。通过上述射流泵的工作原理，起泵、下泵工作原理可知，该设计方案是切实可行的，同时它满足设计要求。本射流泵采用无泵壳投入式结构，体积小，结构流道设计合理，流体流动阻力小，射流泵效率高，适应性强，是一种较理想的排液采气设备。本文究的射流泵将针对油田低地压、低渗透、低产量等特点进行设计研究，它将具有以下显著特点：(1)井底连续负压采油：射流泵工作时，在井底始终形成负压，不会产生井底回压，有利于油层出油，提高油层出油率；(2)采油系统设备简单、投资费用低：该抽油设备无抽油机和抽油杆，只有一个地面高压柱塞泵及其管路；(3)安装、使用、维修十分方便：特别是抽油射流泵的投、捞不需要任何机械设备。射流泵利用动力液正循环冲投，反循环打捞，完全不用提出油管。大大提高了生产效率，降低了开采成本；(4)动力液的选择性强，即可以用地面泵泵送采出原油，也可以利用油田注水管网的高压水作为动力源。2．2射流泵的结构设计及主要计算射流泵的核心部件主要由喷嘴、喉管、扩散管等三部分组成。其结构设计包括喷嘴、喉管、扩散管的设计以及辅助结构设计。本次设计主要参数：泵日排液量：Q=30m3／d；挂泵深度：H=1000m；油井温度：100℃；井口压力：IMpa。射流泵的效率是其设计理论中的核心问题，由于射流泵中两股流体混合时能量损失较大，导致其效率较低，所以如何选择最优的设计参数来提高射流泵的效率，一直以来是人们研究的重点。为了提高射流泵的工作效率，必须对其内部流场进行深入研究。射流泵的内部流动属不规则区域的有限空间射流流动，流场比较复杂。传统的以实验测试的研究方法需要大量的人力物力，而且周期性较长。相比之下，数值模拟作为有效途径之一，得到了广泛地应用。国内外一些学者已对射流泵做了大量9 的研究，结果表明几何参数的变化对射流泵性能有很大的影响，而喉嘴距关键参数之一。2．2．1符号说明而一喉嘴直径；d卜出口直径；三广喉嘴距；三I广一喉管长度；L一扩散管长度；卜喷嘴收缩角；卜扩散管的扩散角；Qs一吸入流量；Q0一工作流量；△P广射流泵压力；△P0．一工作压力；y广被吸流体容重；y0．一工作流体容重；五一喉管面积：．压一喷嘴出口处收缩面积；屉一被吸流体在2．2断面的过流面积；五l一被吸流体在1．1断面的过流面积；x一分子分率；町一液体粘度：Ⅳ一压差比；M一流量比。2．2．2流场基本参数：(1)流量比：q：生(2—1)2一(20(z一1)(2)压力比：h／1．：篓(2—2)2●LZ—ZJ丑po(3)容重比：一=一YsYs(2—3)2一Yo(z一3)(4)面积比：m=擘(2—4) (5)吸入面积比：兀2c2石(6)射流泵效率：叼c=MN(7)混合物的粘度：叩m=呀：177；2式中：下标m及l、2分别表示混合物及1、2两项。2．2．3射流泵的基本方程(2—5)(2—7)(2—8)根据射流泵内部结构特点，结合流通动力学及流体机械等方面的致使建立射流泵的基本方程，为以后射流泵具体参数的设计计算打下基础。射流泵内部结构如图2．3所示：图2．3射流泵基本原理图(1)对2-2和3．3断面用动量方程‘目02(Go％2kl+Gs班2良1)一；(G0+G)妒；尼3=[(p3+y323)一(P2+Y222)】厶(2-9)式中：Go=y0QoB=硌Q(2)对1．1和2．2断面用动量方程警(岛％+G1，；，c。s卢)一i1(岛妒。zh+G蝶2k2)=(P2+z2r2)f3+(p1+zly2)爿+4p1“币厶(2—10)式中：爿是l-1断面上过流面积在Y轴上的投影；杪。z2％1：7Qo屹=pz％z=万p2iQs．弘1仉％l2弘1Usl2■r一，‘1妒扣俐。：生掣J3(2—11)(2—12)(2—13)(2—14) p”p2、弘3——是在1、2、3断面固体颗粒与液体之间速度滑移修正系数a4plsi孔舟乞——是喉管入口总的壁面反力。4p1=(p1+Ytzl)+C1【(p2+Y222)一巾1+ylzl)】(2—15)式中：c1是反力分布系数。由于厶sf邶+^=正1cosp+^=爿所以．兵1COS卢+^一厶lx—si仰整理后，得警(G。1，。，+B《-c。s卢)一石1(G0‰tk，+G17；zkz)=【(p2+Z2y2)+(p1+ZlXl)魄一C1叫一^)】(2—16)(2—17)(2—18)进而，有孕k+iBc酣啪卜学㈨+三(妒5COS¨z川一—(G——+厂G)vk=【(p3+y323)一(p1+YlZl)】厶(2—19)上式中由于所以日：堑k+c1(髓一如)爿=兵lc。s卢+^=了fs2c。s卢+^B=21+百c1(COcS[3—1)设C1=c则2B=———丁———————一1+击(COS一1)对1．1和c．c是断面用能量方程时№+学硝¨z。+麓整理后得12(2—20)(2—21)(2—22)(2—23)(2—24) 咕=钆眉陋⋯％翔吨⋯)](2-25)x,jo．O与1-l断面用能量；／y程整理后，得进而式中：则酣hzo+喾孔+n巧+而Y1V21(2-26)‰确偿rG。+‰zo+㈢一”h驯(2--27)上式整理后得喉管进口函数由于所以喉管进口函数17012妒1口=1+丽r,v'i⋯J⋯一+甏Yo鬻g@4妒函-z‘口21一丝绝2V*n2]⋯q-^，2V。2(2—28)(2—29)(2—30)(2—31)b=y1，f,1=c魄一fi)，《1=／11Vsl(2—32)口21一z!!：望：竺i丝i西m一1J2(2—33)对3-3--与c—c断面用能量方程酣蚝幻+豸幽=Pc+YcZc+Yzcv目z怖y。(2-34)b3(1叫)豸从水力学知，速度分布不均匀能量修正系数13(2—3S) 酉塞石油太堂亟±堂僮途塞卢：三一一学：1+3占，牡鑫=糕速度分布不均匀动量修正系数整理得由于驴盟亳竽⋯鑫妒：学+妒甓警+麓一了Go+Gs礅。+豸舶妒z了+妒—了一十而一■广口3比3十虿h地=(酣陋+㈢一(酞+K毛+訇∥32百2p3口3．反蝶s2磊2／12US2．G。蝶，2而2弘i17sl‰。而2‰y31+q再一=一Yo1+q上式整理后射流泵基本方程为式中：㈣；口掣如铲期警一(1+q)(1+q死)店m2晓刊一珈炉”i。oz[1南(cos一专8一c)1E=k1+cCOSF一足2妒2【1+瓦1(cos／3-c)】p1：O-c。)+杪妒S01Cv14(2—36)(2—37)(2—38)(2—39)(2—40)(2—41)(2—42)(2—43)(2—44)(2—45)(2—46)(2—47)(2—48) 筮三童魁流墓理j盆硒冠曼遮让数；舻(1一勺)+譬c舻(1-cv，+等南砖、1氇、心一固体颗粒在l、2、3断面平均流速；珞1、％2、珐3一液体在1、2、3断面平均流速；(2—49)(2—50)cv=三号一液固混合流体体积浓度：ym—iYm一固体颗粒饱和容重；妒1、妒：、妒3、钆、缈s一分别为喷嘴、喉管、扩散管、喉管入口及进口段等流速系k。、k2一分别为喉管入E12-2断面T作和被吸流体流速分布不均匀影响的动量修正系数：占一3—3断面动量修正系数；弘1、Ⅳz、弘3——分别为1-1、2-2及3-3断面固体颗粒与液体之间速度滑移修正系数；各项修正系数确定”警陋iB2一书叫1圳9Bz．一釉+c瓦R1，2+(1-M)2(＼2747石3B，+可60．75廿：一翱B3一Al驴等Km一固+羔卅式中：B12焉兵驴笔(1一露卜瓦b兵日22焉(1一露)一面兵B3。爵(1一厍)M=(1+q露一为壶一再2b(0．5581+磊11B2一lfi--百B3)兵(m一◇+雨2b(0．4581+B2—-1矗—B3)15(2—51)(2一S2)(2—53)(2—54)(2一SS) 式中：急=(⋯。书(2—56)。=嘧bz【f獬一z({。一f2)】+而1【kl-M+厍幽(kzq-M)】)1／2(2-57)f1=露(0．416+0．124M)+(1一死)(O．309+0．062M)(2—58)22=6(o．309+0．062M)+(1一再)(O．245+O．033M)(2—59)动量修正系数占占：最(1一吴萨+萼露一拳s+三露)一1】．(1一书2(2-60)2．2．4射流泵主要参数(1)喷嘴流速系数1吼2丽JL；、，o、1矗=扣警(1一彩删矗2矿∞。亏11_赤广21试验计算结果表明收缩角口1=13。30”时，收缩系数￡z1。弘12E妒l根据泵的资料其中：Qr一皮抽送液体的流量；Qr工作液体的流量；QⅣ2淼22．334x10‘4m3肛7n假设QN／Qs=2所以Qs=1．157X10—4m3肛喷嘴出口直径由下面公式计算：16佗一61)佗一62)陀一63)佗一64)晓一65／) do=式中：r动力液密度；p一喷嘴流速系数：一户旷_喷嘴工作压力与吸入压力之比。假设B=101Kpa，PN=18．671Mpa即△P0=PⅣ一B=18570000Pa仡一66)(2—67)喷嘴流速系数平是表示喷嘴阻力损失的系数。它与喷嘴阻力系数亏的关系为：中。=万贡1岙=o_984s(2-68)取do=lmm。(2)确定喉管流速系数=0．6827mm舻1。鸨2ml豇1+u学l磊=卷[1+矧．．^d32d；肛万石2而da-d1。可￡k=5—7d3塞一3在最优喉管长度时，p2变化幅度0．995-0．960，所以计算时近似取0．978。(3)确定扩散管流速系数妒3=瓜17(2—69)(2—70)(2—71)(2—72)(2—73)(2—74)(2—75) k=Kt。+}b矗=32t一；5；(02320属于过渡区A=—R—e20-0331环形空间的液体沿程损失h_r为：吣五号丢2五昙鼍2一o．嘶4m口zZ口ⅡZg所以P1=Po+16．598Mpa；由设计知：喷嘴直径d喷=lmm厶2三石d42_-9．5033×10。7m2肾鲁瑚9一m店查手册，取善：0．985；局部阻力损失为^w：：hw2=6×f鱼：1．2821m729因为此处的结构较短，沿程阻力损失可以忽略不计。由设计知：中心管通径d通=20mm(2—99)(2—100)(2—101)(2—102)(2—103)(2—104)(2—105)(2—106)(2—107)(2—108)(2—109)(2—110) 酉塞石油太堂亟±堂僮论奎A通=互17rd=3．1416×10-4m2％2嚣-o·7737m／8喷嘴为逐渐缩小管，局部阻力系数为芎：；斗专(1一莉+2](2—111)(2—112)(2—113)式(3．109)中：A—喷嘴摩擦阻力系数，它与喷嘴加工的光洁度有关，一般取五=O．02～O．04；忙喷嘴收缩角度；dr喷嘴出口断面直径；d一喷嘴入口断面直径。得出f=0．0403所以，‰：f骞-so⋯m(2—114)Ps=P0+16．580Mpa(2—115)对喷嘴出口断面2．2和喷嘴内断面1-1断面列伯努利方程得争拳=7P2I--II-≥4-t¨4-z9z,qHc2“6，⋯=一一门⋯．，，tZ—IIhJy所以，P2=P0+2．1500Mpa对喷嘴出口2-2断面和混合室入口3-3断面列伯努利方程有：垒乌2：7P3+蓦2YZgvZg喉管的直径d喉=3．Imm，则A喉=三-d喉2=三Ⅱ㈥2以s477×10-6m2A喉2i喉2互Ⅱ0i百万甜27．5477×喉管内混合流体的平均流速：‰=30．6692m／s所以P3=P6+15．457Mpa对混合室入口断面3-3和喉管入口4-4断面利用伯努利方程有：(2—117)(2—118)(2—119)(2—120)(2—121) 筮三重lIf流趸理j金班窥皇设让(2—122)HI_喉管长，HL----24．8mm；hr一喉管内沿程损失；t，三4煮—-射流是湍流当v喉与v。相遇时，一定会发生很大的漩涡，因而可能造成一定，，2的压力降，这一部分用4拳表示，两4是经验比例常数。取h=0．4。喉管水力直径：d=d喉=3．1mm；混合液体的运动粘度：矿=1．84xlO_6m2／s；所以混合液体在喉管内的雷诺数为：尺P：一vd：兰照：s167．1V1，查资料，取A-一4)．4；hfx=Av。磊g=19．176饥40002．794mm．0．203mm+0．305mm连续油管的重量可以用连续油管钢材料的公称壁厚、理论密度、公称外径进行计算。制造时使用的长度测量仪器应精确4-1％，这是检测连续油管制造商加工指标的尺度。基于上面的原则，再根据所用连续所在工况的拉伸载荷、承压载荷等具体参数选取相应的型号的连续油管。本系统所用的连续油管的型号以射流的具体参数为基础，综合考虑到排液采气、下泵、工作、起泵时的具体工况，选取最大深度1000m、外径为31．75mm规格连续管3．2连续油管导向器选用油管导向器(鹅颈管)用于引导连续油管射流泵进入井口，通过滚柱把连续油管定位在中心位置。内部滚柱中心线的曲率半径作为油管导向器的半径，它对连续油管的弯曲疲劳寿命起着至关重要的作用，油管导向器的弯曲半径比滚筒的弯曲半径更重41 酉宣五油太堂亟±堂僮论室要，因为发生在导向器处的弯曲周期是发生在滚筒处的两倍。因此对于重复使用以及用于钻井的连续油管，导向器的半径至少应是连续油管直径的30倍。连续油管应从导向器的切线进出，任何陡的弯曲角将增加弯曲应变，从而增加连续油管的疲劳破坏。连续油管进出井口时，其与导向器之间的夹角是不断变化的，在连续油管操作时，导向器的末端不应妨碍连续油管，由这个倾角造成的边缘载荷必须由导向器来支撑。根据以上选取原则，本系统所用连续油管导向器半径为l，5米，在车底盘尾部安装，一端用铰链固定在底盘上，工作时将导向器的另一端对中井口，然后后用销子将导向器周向固定，工作结束后，拔取销子并将导向器旋转180。后将其固定在车上。3．3连续油管滚筒总成尺寸设计‘"】滚筒作为运输时的储存机构和连续油管操作时缠管主要设备，其结构的合理性直接影响到车载系统工作稳定性。对于不同尺寸的连续油管，能储存在滚筒上的连续油管长度也不同。3．3．1滚筒的结构组成及其工作原理本系统所用主要由滚筒体、排管器、连续油管接口、动力传动系统组成。如图3．1所示。工作原理：滚筒与支架装配完毕后，将支架固定在底盘车上，液压马达与连续油管车液压系统连接，在控制室操作实现液压马达驱动。马达动力通过与马达齿轮连接的二级减速器传递，将动力输送到滚筒上，实现驱动滚筒转动。卜一滚筒体；2--捧管器；3一连续管接口；4一动力传动系统图3-!滚筒的基本组成3．3．2滚筒主要结构设计与理论计算本车载系统对滚筒设计要求：(1)滚筒能够缠绕外径为31．75mm规格的连续油管1000米。 筮三童奎载主设备的选配厦设盐(2)为适应作业时井VI的相对位置和鹅颈导向器的高度，排管器可以绕滚筒轴线向上旋转0．45。。(3)连续管滚筒总成的使用环境条件和工作条件：满足35-40。C环境温度、最大深度1000m、外径为31．75ram规格连续管使用工况的要求。考虑到滚筒尺寸较大，为安装、运输及工作方便，将滚筒体设计成由工作滚筒、滚筒轴、轴承座及底座4部分组装的形式。如图3-2所示图3-2滚筒体的基本组成工作滚筒：主要由筒芯和凸缘组成，整体结构由钢板、角钢及空心型钢焊接而成。为增加工作滚筒的整体刚度，沿工作滚筒内壁的轴向，在主轮幅上焊接4根50mmx50mm的空心型钢。这样的结构既保证了工作滚筒的整体力学性能，也减轻了总体质量。滚筒轴：此滚筒轴采用左右双半轴结构，滚筒轴与工作滚筒问用螺栓连接，左滚筒轴与滚筒传动机构的大链轮用键连接，左右半轴均为中空结构，两半轴间由滚筒内管汇连接，形成液体循环通道，左、右半轴各有接口连接外部循环管汇及集流滑环，满足液体循环的需要及井下测井数据信号传输。轴承座：轴承座与底座支架问用螺栓连接及紧固，轴承座采用外凸V形结构，底座支架采用内凹v形板结构，便于安装和工作滚筒对中。底座：由底架和下支架组成，整体用空心型钢和钢板焊接而成。为减轻底座质量及增强其稳定性，底架采用冷弯空心型钢焊接而成的框架结构。下支架主要用于支撑和承受工作滚筒及连续管的重力，采用V形结构，与轴承座V形结构贴合并用螺栓连接。底架上装有旋转液缸，可以驱动滚筒体绕底座固定回转中心转动4-150，以调整车相对井口的位置。(1)滚筒主要部件尺寸设计根据滚筒设计要求，画滚筒结构尺寸简图，如图3—3所示：43 篚三童奎戴圭设备的选配厘设让排管器传动机构的传动误差，可能会工作滚筒上连续管缠绕位置与导致校直机位置不一致，滚筒开始工作时这个误差会很小，对传动机构没什么影响，但是当误差累积到一定程度，就需启动电磁离合器，电磁离合器使双向螺杆与链轮分离，排管器的手动马达带动双向螺杆转动，调整校直机构相对工作滚筒轴向移动，使工作滚筒上的连续油管与排管器出入端轴向位置一致。校直机构上装有摩擦轮，当下泵时，连续油管在摩擦力的作用下带动摩擦轮转动。在摩擦轮轴端装有测量连续管下井深度和速度有编码器，这样也能了解下泵深度和速度。3．4车载压力泵的选配3．4．1泵的选用原则目前在国民经济各个领域中，压力泵得到广泛的应用，也发挥了极大的作用，但是由于选型不合理，有的泵就根本不能使用，多的泵处于不合理运行状况，运行效率低，浪费了大量能源。因此，合理选泵具有重要意义。选泵要综合考虑泵机组和泵站的投资和运行费用等综合性的技术经济指标，使之符合经济、安全、适用的原则。主要从以下几条：(1)必须满足使用流量和扬程的要求。(2)所选择的泵既要体积小、重量轻。(3)按所选泵建泵站，工程投资少，运行费用低。3．4．2选型步骤本系统所用泵的选取依据工况，并对工况中对泵使用条件影响较大的参数进行详细的记录进行选取，主要选取的步骤如下：(1)介质的特性：介质名称、比重、粘度、腐蚀性、毒性等。(2)介质中所含固体的颗粒直径、含量多少。(3)介质温度：(℃)(4)所需要的流量和扬程。(5)压力：吸水池压力，排水池压力，管道系统中的压力降(扬程损失)。(6)管道系统数据(管径、长度、管道附件种类及数目，吸水池至压水池的几何标高等)。综合第二章本系统所用泵的动力液体的参数，射流泵排液采气时所需扬程和流量以及车载底盘位置的安放等因素。本系统泵用350P系列三柱塞往复高压泵，具型号为350P-B2，具体参数如下表3-3： 酉宝五油太堂亟±堂僮论室表3-3高压往复泵参数采用液压缸驱动，液压控制，易于实现长冲程、低冲次，可以大大改善工作性能。本系统的高压往复泵采用液压传动，液压缸由车体动力驱动。3．5液压马达选取原则本系统主要部件所用液压马达的选择依据方法：(1)依据连续油管滚筒、高压往复泵、软管滚筒等部件对液压系统的转矩、转速、工作压力、排量、外形及连接尺寸、容积效率、总效率等要求。(2)应针对排液采气工况要求进行选择。(3)根据所需的转速和转矩然后进行综合分析，即首先利用各种规格的特性曲线查出(或算出)相应压降、流量和效率；最后，根据各个部件的不同需求用技术评价来确定具体规格，如果原始成本最重要，则应选既满足转矩要求又使系统流量较小，压力较低的马达，这样可以使液压源、控制阀及管路规格都小。如果运行成本最要，则应选择总效率高的马达：如果寿命最重要，则应选择压降最小的马达。根据以上的选取原则，通过相应的计算，连续油管滚筒所用为低速大扭矩液压马达型号为：YLM3I．5000。3．6本章小结基于第二章射流泵的参数，本章主要选取及设计了与之相匹配的主要车载设备。主要进行了以下工作：(1)连续油管选取准则，并选取了与射流泵匹配的连续油管；(2)对连续油管导向器进行了初步结构设计；(3)对本系统所用滚筒进行了结构和尺寸设计，并建立了相关的设计模型；(4)提出了压力泵的选配方法及步骤，并选配了系统所用高压泵；(5)车载动力系统液压马达的选配依据和方法，并选出了系统所用马达的型号。 箍四童汽奎底盘的选竖厘甚整奎性能盆板第四章汽车底盘的选择及其整车性能分析车载系统底盘上主要由操作室、连续油管滚筒、分动箱、软管滚筒，油管导向管、高压往复泵组成。本系统是一种油田作业专用特种车辆，车底盘上各设备的重量及其布局，对整车的性能有重要的影响，因此对整车的性能进行分析研究就尤为重要。本车载系统的整车性能主要包括动力性能、燃油经济性能、制动性能、机动性能和稳定定性能。这些性能的认识和研究不仅对新产品开发方面进行进一步的发展和完善，而且在技术方面也对实际使用进行理论性指导，使其合理的使用并充分发挥其性能。4．1专用汽车底盘选用原则【181专用汽车作为国民经济中不缺少的交通运输和专项作业的主要设备，以其特有的运输的高品质、高效率、高经济效益及其各自特有的功能而受到各行各业的青睐。而专用汽车所选用的底盘决定了该专用车的基本性能和功能。专用汽车设计改装时是在充分考虑其类型、专用功能、用途和使用条件等因素的基础上，来确定其底盘、上装部分、动力装置、车身、驾驶室等，从而使专用设备与汽车底盘构成相互匹配的专用汽车整体。4．1．1选择专用汽车底盘的基本要求(1)适用性。专用车的总成是以应适于本专用汽车特殊功能的要求为目标进行改型设计。如取力器的输出接口等。(2)可靠性。专用车各总成因满足强度和寿命、工作可靠、故障机率少，且总成零部件的寿命应趋于均衡。(3)先进性。所选用车的基本性能指标和功能方面达到同类车型的先进水平。而且在专用性能上要满足国家或行业标准的要求。(4)方便性。所选用的各总成要便于安装、检查、保养和维修。(5)价格的合理性。因为汽车底盘的价格在专用汽车的购置成本中点的比重较大，它影响到客户的接受重度和市场的占有重度，以及企业的经济效益。(6)汽车底盘的供货来源。应与供应商签订好协议或合同，保证汽车底盘能按时供货。4．1．2专用汽车底盘主要参数的选择(1)功率在选用专用汽车底盘时，应考虑专用汽车发动机所需要的总功率有一定的储备，约需75％～90％的负荷率，才能带动专用装置工作。(2)轴数我国公路标准规定，对于四级公路及桥梁，单轴最大允许轴载质量为lOt，双连轴最大允许轴载质量为18t(每轴90。根据公路对汽车轴载质量的限制、所设计汽车的总质量、轮胎的负荷能力以及使用条件等，可以确定汽车的轴数。因为双轴汽47 酉塞石油太堂亟±堂僮论文车结构简单、成本低，故总质量小于19t的公路运输车辆广泛采用这种方案。总质量在19～26t的公路运输车采用三轴形式，总质量更大的汽车用四轴和四轴以上的形式。(3)驱动形式选用驱动形式方面应遵循总质量小于19t的专用汽车，采用4×2驱动形式，结构简单，制造成本低。总质量在19～26t的专用汽车，采用6×2或6x4的驱动形式。(4)布置形式发动机前置前驱由于行李箱布置在汽车后部，容易改装成客货两用或救护车；发动机前置后驱的专用汽车底盘通用性好；发动机前置后驱动适合改装成长途客车；发动机中置后驱动适合改装成乘客车门可布置在前轴之前，有利于单人管理。(5)轴距在保证专用汽车功能的前提下，轴距越短，其长度就越小，质量越小，最小转弯直径和纵向通过半径也越小，机动性好。(6)轮距在符合汽车总宽条件下，尽后悬应满足车辆离去角和轴荷分配的要求，同时应满足有关标准的规定，即对于客车和全封闭厢式车辆，后悬不得超出轴距的O．65倍；对于其他车辆，后悬不得超出轴距的o．55倍，绝对值不大于3．5m。石油专用车既要满足在油区行驶，又要当在其井场作业结束转移井场时还要在公路上行驶(包括高速公路)，因此本车载系统必须具备良好的机动性能。根据以上专用车的选用原则，并结合本系统各个部件的尺寸和重量，综合本系统的特点及其功能需求，选取华凯牌CAll60K28L5BE3A型载货汽车为本系统的底盘车。4．2车体重心坐标分析及设备布局车载连续油管射流泵系统作为石油机械设备【2l】是一种作业型特种车辆，主要由载重车底盘、车体液压系统、气压系统、操作控制室、油管滚筒、高压往复泵、润滑系统、动力软管滚筒、油管导向装置等。各部分均有自身的重心，整车重心牵引运动性能优劣的重要因素。合理的分配、布置各个系统的位置对车载系统的运行稳定性的改善、轴重和轮重的合理分配有很大影响。根据力学平衡方程和力矩平衡方程原理可以计算出车载连续油管射流泵系统的重心。静态物体力系平衡方程为：静态物体空间力矩平衡方程为：490OBB艺∑∑∑ 莹四童遣至底盘鲍选搔丞基整至挂能筮圭丘yM，=0百M，=0yM，=0根据平衡方程可知，若能充分考虑斜对称性和集成化布局，则各个部件在x轴的力矩是平衡的，不会产生重心偏移。可知凡是完全斜对称性布局的部件均可以在重心计算中加以省略即不参与平衡方程的计算，这样在轴上的重心计算就可以简化了。而轴上的各部件组合是很难做到对称，所以重心计算过程均不能省。4．2．1车体设备合理布局设计底盘车车载各部件迸行布局，既要考虑到各个大部件的功能实旋及相应位置要求，又要考虑虑整车行车和静止时受力平衡问题。合理的安放各部件，并能使其正常工作时其核心技术之～。本车载系统选取所用底盘车后就需要考虑到车上各个部件的安放，根据各个部件的功能要求合理的布局部件的位置。根据车体的长度、宽度、高度要求来约束各个部件安放位置。建立车体底盘部件安放简图(1)长度约束部件x方向总体长度不超过车体工作面长度L。(2)宽度约束部件z方向总体长度不超过车体工作面长度W。(3)高度约束部件Y方向总体长度不超过车体工作面长度H。(4)各部件约束各个部件之间必须有最小间距d，以保证部件在工作过程中无干涉、在起吊过程中方便。(5)液压油管布局约束在整个设备安装时，即需保证操作室、油箱、连续管滚筒、胶管滚筒、导向管等之间部是用液压油管连接，并且要在保证正常工作环境下所用油管最短。车载连续油管射流泵系统在考虑各个部件安放位置同时考虑到车在工作和运行时的车体平衡问题。车上的控制房、滚筒、大致位置己定，车体前后基本处于平衡状态，其他部件安放时并没有全部达到对称安放(如车载系统部件布置简图)，因此需考虑车的左右平衡问题。也就是左右载荷之差最小。 ir5自^《口§m-B＆Ⅱ《i_玉《H-图4．】车载系统部件布置简图4．2．2车体重心坐标分析‘2日本车载系统在总体结构设计中，设备布置与部件组合充分考虑了对称性，因此它们在X、Y轴的力矩是平衡的，不会产生重心偏移。这样在x、Y轴上的重心计算就可以简化了。而在Z轴上，因为总体结构的各个部件组合是没法做到对称的，所以重心计算过程不能省。本车载系统有一个车桥，整车总质量为15880kg其中前轴承载5810kg。后轴承载10070kg。轴距：5100mm。简化四个车桥的力学模型如图2—1所示：图40车桥受力分析在x轴上根据力矩平衡方程可得到车载连续油管射流泵系统在移运状态下的重心位置，根据如下方程计算得到其重心距离前轴的水平距离：GX=F孛目t4’lj将数据代入式(4-1)得到：X=3234mm即车载连续油管射流泵系统在移运状态下重心距离前桥的水平距离为3234mm。取修井机纵向中心线为x轴(车头方向为“+”)．横向中心线为r轴(上侧为叫’)垂向中心线为z轴(向上为‘‘+，’)，0点取地面上x、Y、z轴的相交点，如下图4-3所示：50 图4-3建立空间坐标车载连续油管射流泵系统前轴距离0点的水平距离为2967mm，进而得到车载连续油管射流泵系统在满载时候的x坐标为j=2967mm-3234mm=-267mm。在车体底盘各部件布置是充分的考虑到大部件的对称问题，因此可咀认为本车载系统各部件关于纵向中心线对称，故其重心在Y轴上的坐标为y=O。只需要计算移运状态下重心高度的计算：HG2∑且G(4-2)其中：H一本车载系统的重心高度；G．本系统的总重；．|=r．各部件重心高度；6．各个部件重量。表4-I车载系统各部件重量及其重心高度 求得：H=1649．8综上所述，本车载系统在移运状态时的重心坐标为：(-267，0，1679．8)。4．3车载系统机动性分析本车载系统底盘上主要装载了操作室、变速箱、连续油管滚筒、高压往复泵等设备，设备的重量和安放位置对整个车体产生重大的影响，设备的安放致使车体整个重心发生偏移，因此对整个系统进行机动性能分析就很关键，这直接关系到车是否能达到工况使用要求。以下主要对产生影响比较大的参数进行模型建立以及计算。4．3．1纵向通过半径纵向通过半径就是汽车能通过的地面突起的高度。对本车来说，车辆在所有装备齐全时距离地面距离发生变化，因此需要重新计算。车的纵向通过半径纵向通过半径为车前车轮、中间车轮外圆、其中部最低点相切的圆弧。示意图4．4如下：图4．4本车设备齐全下纵向通过半径示意图本次论文所选车的轮距5100mm，中部在所有车载设备齐全的情况下距离地面最低点为430mm，轮胎半径508mm，图为本车在移运状态下前轮、中轮以及中部最低点的几何关系，根据平面几何关系计算本车纵向通过半径为：R：兰堕一5082cos0(4．3)----aCtSin—25—50：80．43。2586(4．4)故车载连续油管射流泵系统的纵向通过半径为7．268米。4．3．2最小转弯半径最小转弯半径R曲是其机动性的主要参数。R。血是指当转向盘转到极限位置，汽车以最低稳定车速转向行驶时，外侧转向轮的中心平面在支承平面上滚过的轨迹圆半径。52 它在很大程度上表征了汽车能够通过狭窄弯曲地带或绕过不可越过的障碍物的能力。转弯半径越小，汽车的机动性能越好。最小转弯半径与车辆的轴距、轮距、转向车轮的最大转角等有关，并应根据汽车的类型、用途、结构特点、道路条件以及轴距等尺寸选取。当车载连续油管射流泵转弯行驶时，应保证全部车轮绕在转向盘转到极限位置时转向中心旋转，各车轮只有滚动而无侧滑(不考虑轮胎的侧向偏离)。根据上述转向系的要求，内外转向轮理想的转角关系如图4．5所示，并由下式决定：c。too—c。t岛：了K(4．5)式中：酿．外转向轮转角：01．内转向轮转角；K．两转向主销中心线与地面交点间的距离；三．轴距。图4-5内外转向tt≥J1．何关系汽车的最小转弯半径与其内、外转向轮在最大转角、轴距、主轴销、转向轮的转臂等参数相关。所用车底盘确定后，在转向时除了内、外转向轮的转角外，其他参数一定的。所以最小转弯半径就是车在转向轮处于最大转角的条件下以低速转弯时前外轮与地面接触点的轨迹构成圆周的半径。计算公式如下：‰2壶一√盎nn乏均∽6，其中：或。。-外转向轮最大转角；191。。一内转向轮最大转角；上．前后轴轴距；口．转向节臂长度；K．底盘两转向销中心线和地面交点间的距离。 或将本车数据代入公式(4．5)得：k2赤棚q叭2咖肌㈤7，‰=届(L孑i要2KL+口件8，求得：R“。=101204．4动力性能分析重型汽车的动力性主要从最高车速、载系统属于油田专用车，它的行驶路况、的要符合油田特殊要求。加速性能和爬坡性能三个方面进行评价。本车用途不同于常见重型汽车，因此对其动力性能对于车载连续油管射流泵而言，工作地点经常在山区、沙漠、丘陵之类的野外，因此对其爬坡性能要求很高，而最高车速以及加速性能退居次席。本车由于装载了采气排液设备，设备不仅增加了运载底盘的重量同时也使整体重心位置变了，这些变化致使整车的其动力性能产生了很大程度的改变。研究本车底盘动力性能主要用以最大坡度两个方面的指标来评定。该车载系统应满足在环境比较恶劣在地区和道路上行驶，所以克服坡度阻力就显得尤为重要。本系统所选用的底盘车本身的爬坡度比较高，但由于车装设备，这些都使它的最大爬坡度降低，在设计计算时需予以重点考虑。4．4．1最大爬坡度本车载系统的最高车速是指整车设备齐全状态下在平坦良好的路面上行驶时所能达到的最高速度。建立计算模型：F：!塑丝堡(4．9)式中：％-发动机最大扭矩；l‘gc—a变速器加速挡传动比：f0-主减速器传动比：r／。-传动系传动效率； R．轮胎静力半径。爬坡车速：％：0．377罢粤：12．42kin／hlgcl。(4．10)式中：甩P．发动机转速。G．车载系统总重量；／．滚动阻力系数；口．最大爬坡度。上坡时车速较小(12．42kin／h)空气阻力E可忽略；坡度阻力：F=Gsintz加速阻力：F=0由驱动力—行驶阻力平衡公式：E=∑F=哆+E+E+C(4-11)令sin口=t，则COS口=41一，2，代入式(4．11)得即sina=0．2038所以本车载系统的最大爬坡度为210。4．5车载系统的行驶稳定性本车载系统抵抗地面不平、坡道、大风等改变其行驶方向的各种干扰，保持稳定行驶的能力，即本车的稳定性。由于车台上装质量单元的分布和相对位置对整车稳定性有重要影响，故稳定性分析并保证稳定性极为重要。4．5．1系统的纵向稳定性车载系统在纵向坡道上行驶，随着坡度的增大，有可能使车重力作用线越过车轮的支承点，产生纵向翻倒。若整车的重力作用线正好通过支承点，则车辆处于临界的倾翻状态，此时的坡度角称为最大倾翻稳定角口。。。如图4-6所示为本车车等速上坡时的受力图，为简化计算，假定该系统在陡坡道时以低速等速行驶，则可略去空气阻力、滚动阻力和惯性阻力，其受力如图4-6所示。zz图4-6车载系统上坡时受力图55 (1)纵向倾覆分析车载连续油管射流泵系统发生纵向倾覆的必要条件是前轮法向反作用力z1为零，此时，车辆有可能绕路面对后轮的支撑点产生倾覆。取它的极限平衡方程得：Gcostzo／2——Ghsingto=0L即：tan％=_-Z(4．12)由此得本车载系统不发生翻倒的纵向坡度角为ceol，在该工况下，车架结构强度是符合要求的；否则，车架结构强度不符合要求，将会发生强度破坏。假设车架材料的屈服极限为以，计算出的最大复合应力为。一，则车架结构的强度安全系数为：Jm“(5-3)16Mn的屈服强度在275Mpa-345Mpa之间，取320Mpa。根据计算得出的车架评价指标见表5-5。表5_5弯曲和扭转工况下车槊的强度评价参数 5．4汽车弯扭联合工况的分析5．4．1求解弯扭联合工况下选取分析类型为静力分析。选择指定位移的方法模拟悬架系统的变形。弯扭联合工况下车架各处的位移约束条件具体见表5-6。表5-6弯扭联合工况下车架各处的位移约束条件加载质量按前表5-3的载荷施加。由于在不平的道路上行驶时，车速一般不会很高，这里取动载系数K=I．25。表5．7为车架有限元模型具体加载情况。表5—7弯扭联合工况下载荷分配情况约束和载荷施加完毕后的车架有限元模型如图5-9。 簋五童主载蓝续油盐射盗墓奎塑曲直阻五盐蚯一图5呻K-125下的约束和加载后的车槊有限元模型检查载荷无误后即可求解。5．4．2后处理弯扭联合工况下的车架受载后的变形及其变形前的边界如图5-10。图5_10车架受载后的变形厦其变形前的边界同样将结果缩放因子设为30，绘制位移和应力的节点解，图5-Il为节点位移场分布等值线图。图5-12为节点应力场分布等值线图。? 图5-11位移场分布等值线图图5—12应力场分布等值线图从车架的变形图可以看出：变形量比较大的位置在车架后部和左侧前钢板弹簧滑扳端，车架后部最大节点位移值为297ram。从车架应力场分布等值线图可知：车架的总体应力值比弯曲工况下要小。最大应力为150Mpa，发生在左侧前钢板弹簧滑板端。此外，车架纵梁下翼面后悬架固定端支架到前悬架滑扳端支架之间的应力也比较大。根据车架评价指标见计算后得到表5-8。对于弯扭联合工况，最大应力没有超过许用值，由此可见车架结构满足强度要求。衰5-8弯曲和扭转工况下车架的强度评价参数 簋五重奎戴连续油萱魁速趸至袈的直阻五盆查匠5．5车架模态分析本车载系统工作所在地一般都比较偏僻，车需要长时间的行驶，因此车的舒适性就必须考虑。油田专用车的设计必须考虑到这一指标。本系统是个质量、弹性和阻尼的振动系统，汽车内部和车载的主要设备的各部分的固有频率不同，在行驶和工作过程中常因路面不平，车速和运动方向的变化，车轮、发动机和传动系统的不平衡，以及齿轮的冲击等各种外部和内部的激振作用而极易产生整车和局部的强烈振动和噪声，这些因素对汽车车架的可靠性影响极大。因此就要使车架的固有振动频率避开外界激励产生的频率范围，一般是使其频率在发动机和驱动桥之间，为此，必须对车架结构进行模态分析。并且模态分析又是各种动态分析的基础，所以模态分析的正确与否十分重要。5．5．1模态分析的理论基础对于一个自由度线性定常系统，其基本振动方程可写为：瞳牝))+【C枷))+k枷))-{F似c54，式中：[M】一弹性系统的质量矩阵【c]一弹性系统的阻尼矩阵【K】—弹性系统的刚度矩阵{xO汁—加速度向量{xO)}_速度向量十xO计一位移向量扩(，搿—动激励载荷向量在进行模态分析时，因结构阻尼较小，对固有频率和振型影响甚微，故通常忽略不计。在这种情况下，分析结构的固有频率与振型问题转化为求解特征值与特征向量问题。因而，基本振动方程式5-4中的叫疵)J和扩(f)}均为零。所以：阻牝))+医枷))=0@5，由于任何弹性体的自由振动可以分解为一系列简谐振动的叠加，设式5-6有如下形式的简谐振动解：忸(f))=慨)Sin纠(5．6)将式5-6代人5-5得：舷卜∞2瞳舰)=o(5．7)自由振动时各节点的振幅不全为零，所以由式5．7得： 肚]--OJ2阻】)=0(5．8)结构的刚度矩阵【I(]和质量矩阵[M】均为N阶方阵，其中N为节点自由度的数目，所以式5-8是关于国2的N次方程，解此方程可得结构的N个固有频率：国2称为广义特征值，对应于每一个固有频率。可以确定一组各节点的振幅值{K}。由于结构的振动为各阶固有振型的线性组合，其中低阶的振型对结构的动力影响程度比高阶振型大，所以本文只提取和扩展车架的前十阶模态。5．5．2车架的模态分析定义完车架的材料属性等参数后，进行booleans运算，并使用Add命令将所有零件相加。分网后，给相应节点施加约束和载荷。在模态分析中，不允许有非零位移，所以各钢板弹簧支架端按表5-9的说明进行约束。表5-9模态分析中车架各处的位移约束条件车架有限元模型加载质量分布情况如表5．10。表5-10车架有限元模型加载质量分布情况车架有限元模型具体载荷的大小如表5．1l所示：表5-11车架有限元模型具体载荷分配情况 基五童生蠡壶缝油璧射洫基主塑数直阻盂盘圭丘——连续油管滚筒30870发动机+变速箱11368驾驶室+司机和乘员(按3人算)4851油箱1960备用胎1470在车架外纵粱安放滚简的位置位置上均匀取30个节点模拟均布力。每个节点施加1029N按照发动机的安装位置在4处取24十节点，每个节点施加4737N按照驾驶室的安装位置在4处取20个节点，每个节点施加24255N按照油箱的安装位置在1处取2个节点．每个节点施加980N按照驾驶室的安装位置在2处取4个节点，每个节点施加3675N约束而甄稿施加完毕后的车架有限元模型如罔5-13。并进行求解圈5—13约束和加载后的车架模型5．5．3两种状态时的结果对比分析两种状态时的同有频率分别如图5-15和5-14W国图514车架前10阶模态频率 一图5-15无预应力状态时车架前10阶模态频率阿种状态下，车架的前{‘阶振型对照图分别为：图5-15设备全载时车架的第一阶振型囤圈5-16无预应力状态时车架的第一阶振型羲1正莲雾i工]霞：零J正莲雾皿国5”设备全载时车架的第二阶振型图图518无预应力状态时车架的第二阶振型一||? 簋五童圭戴蔓续浊笸壮流基至韭曲直醒五金蚯一===■—————————————7N啜圈519设备全载时车架的第三阶振型图图520无预应力状态时车架的第三阶振型图5—21设备全载时车架的第四阶振型图图522无预应力状态时车架的第四阶振型图523设备全载时车架的第五阶振型图图5—24无预应力状态时车架的第五阶振型7 图529设备全载时车架的第八阶振型图30无预应力状态时车架的第八阶振型 图5一“设备全载时车架的第九阶振型图图5_32无预应力状态时车架的第九阶振型图5—33设备生载时车架的第十阶振型图图534无预应力状恋时车架的第十阶振型模态分析中的变形只是代表变形的趋势。值越大代表变形的趋势越大。模态分析通常是指无阻尼自由振动，其运动方程为阻可，b讣+瞳《To计：o(5。9)LJtJ解向量中含有待定常数，由初始条件{x(O))和{卫(O)}确定。但在ANSYS中，模态分析的位移结果反映了结构作主振动(结构按任一固有频率所作的振动)时，各点之间的相对位移。这个相对位移是恒定的，就是说在固有频率下，整个结构具有相同的振动形态，称为主振型。单纯的模态分析只用来求解结构的固有特性(频率和振型)，其位移、应力等结果没有实际意义，但可以用于后续的谐响应分析及谱分析之中。由对比分析可知，两种状态下车架各阶的固有频率差别不大，各阶振型基本值一致。由车架的振型图，总结各阶振型如表5-12。表5'2车架的各阶振型压振动都位 5．6模态分析中重力的考虑从ANSYS有关的资料上看模态分析应该是不用加重力的，因为重力在模态分析中，属于外力，而程序进行模态分析时是会忽略外荷载的，所以计算出来的结果应该和没加重力的情况一样，但是为了验证这一说法，分两种情况进行了验证：满载时车架的模态频率和满载再加上重力时的模态频率。这两种情况下的分析结果分别如图5-35和5．36。从结果可以看出，重力对改车架的频率是有影响的。靠口圈5-35设备全载时车架的前10阶模态频牢 {1：=：嚣：，：1：圄5—36设备全载时考虑自重时车架的前10阶模态频率通过分析知：结构自身重力是否影响结构的频率和振动类型，取决于重力是否对所考虑的主振形有应力钢化效用瞄】。应力钢化效应就是指面内应力对面外刚度的影响的现象。对于自平衡体系．重力不会产生应力钢化效应，重力的施加与否也就对自振频率没有影响。如果结构通过支座边界产生预应力，或者支座反力随着预应力的大小而改变，那么重力就对结构自振频率产生了影响(也就是存在应力钢化效应)。5．7本章小结通过对车架结构进行弯曲工况分析、弯扭联合工况分析、模态分析，可得出以下结论：(1)车架最大的位移节点最大值为6686mm，形变量较大的位置在车架后部和驾驶室后部，这样大小的变形量不会使固定在车架上的各总成出现早期损坏或失去其正常工作的能力。根据车架应力场的分布图得知：在发动机后悬置横梁与纵粱的连接处、第七横梁与纵粱的连接处的应力比较集中。在发动机后悬置横粱与纵梁的连接处的应力值最大，最大值为185MPa。车架在弯曲工况下满足强度要求。(2)变形量比较大的位置在车架后部和左侧前钢板弹簧滑板端，车架后部最大节点位移值为297ram。车架的总体应力值比弯曲工况下要小。最大应力为150Mpa，对于弯扭鞋合工况，最大应力没有超过许用值，由此可见车架结构满足强度要求。(3)求解出该车架的前10阶固有频率及其对应的模态振型。由分析可知，底盘上各个设备、发动机和驾驶室等对车架的自然振动频率影响不大。该车架的一阶频率相对比较大，这说明车架的抗弯刚度较好， 6．1全文总结第六章全文总结本文通过对一种新型的车载排液采气系统进行了理论分析和研究，从射流泵的理论研究与设计、车载主设备的选配及设计、车载系统的整车性能分析及车架的强度和刚度进行了分析与研究。概括来讲，主要有以下几点：(1)提出射流泵基本方程，分析射流泵系统的工况与方案论证；(2)对工况挂泵1000米的射流泵设计及主要计算，确定泵的主要结构尺寸；(3)运用Fluent对射流泵喉嘴距进行了分析，并得出最优喉嘴距Lr=d：同时，对喉管长度进行了仿真，并对各数值进行了详细分析；(4)对射流泵进行了水力计算，校核了所设计的射流泵的工作性能；(5)通过射流泵的参数设计，提出了车载主设备中连续油管、油管导向器的选配方法、车载高压泵的选配原则、车载液压系统部件的选用及对连续油管滚筒的结构尺寸进行了具体的参数设计；(6)通过各个车载设备的系统布置，提出了车载系统中专用车底盘的选配，对本系统的机动性能和动力性能及行驶稳定性的分析研究、底盘车车架的强度与刚度的分析研究。此车载系统整车性能符合设计要求。本文对车载排液采气连续油管射流泵系统理论分析与研究，为排液采气的开采提供了一个全新的方式；为射流泵的研究提供了理论依据；对车载主要设备的选配及设计提出了选用及设计准则；对车载整车系统性能研究提供了相应的研究思路。6．2工作展望我国煤层气的资源十分的丰富，能够利用和开采将对我过的天然气工业有很大的帮助，所以煤层气的设备开采的能力将是以后研发的重点，而作为移运性能强、操作简单方便、投资低的车载排液采气系统无疑成了煤层气开采的一种发展趋势。目前车载系统还处于理论研究分析阶段，还需要进行实际的试验，在试验过程中不断的完善各个设备之间的优化选配。根据不同的工况条件进行更合理的系统完善，满足高效高质量的作业。应当指出的是，实现高效高质量是不以牺牲安全为前提的，安全仍然是第一位的，人性化设计、安全科学合理化都是车载排液采气系统的发展目标。 致谢本文是在导师韩成才教授的精心指导下完成的。韩老师渊博的专业知识、严谨求实的治学态度、不断钻研进取的学术精神，深深的感染了我。韩老师一丝不苟的工作热情、科学认真的工作态度使我在今后的学习和工作中受益匪浅，做事先做人的高尚品格成为我今后学习、工作的榜样!在此我还要感谢百忙之中参加我论文评审的各位专家、教授!感谢你们对我论文提出的宝贵意见和建议!深深的谢谢你们!最后，我要特别感谢我的家人、朋友对我学习生活的关心、支持和鼓励，谢谢你们! 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