耐（抗）震壓力表校準中脈動壓力源的研究設計

陸鳳俠 （大慶油田技術監督中心）

耐（抗）震壓力表校準中脈動壓力源的研究設計

陸鳳俠 （大慶油田技術監督中心）

SY/T 6817—2010《耐（抗）震壓力表校準方法》中規定，抗介質脈動檢驗時，需要一種脈動壓力源。該脈動壓力源要求能夠產生頻率應為每分鐘（60±5）次，震動幅度不大于實驗壓力的10%的正弦脈動壓力。所設計的脈動壓力源以250 W減速電動機驅動凸輪軸，使活塞往復運動來產生正弦脈動壓力。在滿足上述頻率和振幅的同時，具有以下特征：振幅可調、體積小、功耗低、噪音低等特點，適合于小型實驗室耐（抗）震壓力的校準；該脈動壓力源配有多功能壓力連接器，可校準各種石油鉆井用高壓耐震壓力表。

石油鉆井；耐（抗）震壓力表；校準；脈動壓力源；設計

引言

1 脈動壓力源的設計

1.1結構和工作原理

如圖1所示，壓力源的結構由調速減速電動機、脈動壓力發生裝置、調幅機構和壓力連接器4部分組成。

圖1 脈動壓力源

其中，脈動壓力發生裝置是壓力源的核心，其內部結構如圖2所示。其工作原理是在靜態壓力達到實驗壓力且系統完全封閉的情況下，電動機以規定的轉速驅動凸輪軸，凸輪軸推動活塞前進使壓力升高。當活塞前進到上死點后，活塞在液體壓力的作用下后退到下死點。凸輪軸不斷地轉動，系統壓力便會由高到低周期性的變化，形成脈動壓力。

圖2 脈動壓力發生裝置結構

1.2活塞與軸的設計

1.2.1 軸與活塞的驅動方式及端面設計

凸軸有2種方式可以驅動活塞運動。使用橢圓軸沿徑向驅動活塞；使用凸輪端面的凸輪軸沿軸向驅動活塞。

使用第一種方式的優點是軸和活塞都比較容易加工，但有如下2個缺點：

1）活塞的推動力沿徑向作用在軸上，傳動軸在周期性的交變應力作用下，容易產生疲勞，縮短使用壽命。

2）摩擦力完全作用在傳動軸的圓周面上，產生較大的扭矩，電動機消耗的功率較大。

使用第二種方式時，活塞和軸的端面加工復雜，但因其活塞推力沿軸向作用在軸上，尤其是采用對稱式凸輪端面，完全抵消了因端面傾斜而產生的徑向分力，避免了彎曲疲勞的發生；同時，其端面摩擦力沿軸心向外分布，大大降低了傳動軸的扭矩，可選用低功率電動機。所以，本設計選用了第二種驅動方式，活塞和軸的端面形狀如圖3所示。

圖3 活塞和軸凸輪端面形狀

活塞與軸的凸輪是沿一通過軸心的平面對稱的，邊線為圓滑曲線，實體圖如圖4所示。凸輪工作時可產生符合正弦規律的脈動壓力。這種結構相對于常用的螺旋曲面而言，加工比較容易。

圖4 凸輪實體

1.2.2 活塞沖程的確定

活塞沖程值可以用試驗的方法獲得一個粗略的值。試驗設備為手搖式柱塞泵和準確度為0.1級的數字壓力表。密閉系統總容積為V=9426 mm3，活塞直徑15 mm，絲桿螺距2 mm。每個試驗壓力下，活塞每次旋進45°和90°。試驗介質為45號變壓器油。在常溫下獲得如下一組試驗數據，見表1。

表1 液體介質壓縮性試驗數據

例如：設計活塞直徑為12 mm，沖程為0.3 mm，則計算如下：

式中：ΔV——體積壓縮量，mm3；

d——活塞直徑，mm；

V——壓力測試系統總容積；

δ——體積壓縮量率。

1.3電動機額定功率和連接方式

電動機所做的功主要是推動活塞往復運動。

1.3.1 活塞的推動力

式中：Fp——活塞推動力，N；

p——試驗壓力峰值，MPa；

S——活塞截面積，mm2。

假定耐震壓力表的量程為60 MPa，依據校準方法，在量程的30%處施加脈動壓力，則試驗壓力峰值為

活塞推動力為

推力與扭力的近似幾何關系如圖5所示。

圖5 凸輪受力關系

凸輪產生的扭矩為

式中：Fn——扭力，N; T1——軸向推力所產生凸輪扭矩，N·m；R——凸輪半徑，mm。

1.3.2 凸輪旋轉產生的摩擦力

式中：F——凸輪最大摩擦力，N；

μ——摩擦系數；有潤滑情況下，鋼的摩擦系數μ=0.1[4]。

摩擦產生的扭矩為

式中：T2——凸輪摩擦產生的最大扭矩，N·m。

合成扭矩為

因為脈動壓力頻率為60次/min，凸軸旋轉1周產生2個脈沖，所以減速電動機輸出轉速應為n=30 r/min，電動機的功率為

式中：n——電動機轉速，r/min。

圖1所示的電動機為微型直角中空減速電動機，采用同心軸連接方式直接驅動。也可以使用其他型號的減速電動機，或使用電動機+減速器，使用鏈輪等平行軸連接方式驅動。

1.4調幅器

調幅器由液壓腔和調節閥桿組成，如圖6所示。

圖6 調幅器結構

通過調節閥桿的進出來調節調壓腔的容積，從而改變系統總容積。在活塞行程不變的情況下，由于體積壓縮率的變化，從而導致了壓力幅度的變化，達到調節振幅的目的。

1.5壓力表連接器的設計

為保證在抗脈動壓力檢驗時最小的系統容積，在壓力連接器上設計有靜壓截止閥，當靜壓達到試驗壓力時，關閉此閥，阻斷脈動壓力源與靜壓源的聯系。另外，為了能夠檢測60 MPa以上的石油鉆井用高壓耐震壓力表，設計了法蘭連接機構，如圖7所示。

圖7 壓力表連接器

泵壓表密封座采用填充式結構，可以最大限度地減小系統容積，目的是通過減小液體壓縮量ΔV來減小電動機功率。

2 脈動壓力的測量方法

由于標準壓力表不具有抗震性能，在人工讀取脈動壓力時存在一定困難，可在測壓接頭上連接壓力變送器，將壓力信號傳送至示波器或微型計算機進行讀取和頻率、振幅的計算。

3 試驗驗證

應用該脈動壓力源對鉆井用60 MPa的耐震壓力表做脈動壓力檢驗試驗。所用壓力表傳壓孔與密封座間隙為φ20 mm×0.5 mm，系統總容積為583.5 mm3。脈動壓力試驗數據如下：壓力表型號, YTN－150；編號，4102.0246；量程，0～60 MPa；準確度等級，1.6；靜態壓力，18 MPa；工作介質，45號變壓器油；脈動頻率，60 Hz；調幅前系統容積，583.5 mm3；調幅后系統容積，740.5 mm3；調幅前振幅，6.7%；調幅后振幅，5.5%；調幅前最高壓力，21.0 MPa；調幅后最高壓力，20.05 MPa；調幅前最小壓力，19.73 MPa；調幅后最小壓力，17.95 MPa。

計算機輸出的脈動壓力曲線如圖8所示，采集頻率為100 ms。

圖8 脈動壓力試驗曲線

試驗表明，溫度不變時，振幅的變化總是和系統容積的變化成反比，通過調節閥桿很容易將振幅調整至需要的值；該脈動壓力源脈動趨勢平穩，符合正弦要求。

4 結論

1）在使用柱塞泵來產生脈動壓力時，系統的總容積決定功率的大小，因此，本脈動壓力源采用了最小的容積設計，使管道長度和活塞直徑都達到了最小極限值。

2）使用調整容積的方法可有效控制振幅。

3）由于系統容積達到了最小極限，對于大口徑壓力表可能造成振幅過低，使用填充式密封座可以解決此問題。

[1]石油工業油氣計量及分析方法專業標準化技術委員會.耐（抗）震壓力表校準方法：SY/T 6817—2010[S].北京：石油工業出版社，2010:3-6.

[2]任安峰.高壓下液體的壓縮性研究[J].兵器材料科學與工程,1999（2）：14-16.

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10.3969/j.issn.2095-1493.2016.08.003

2016-07-05

（編輯 李珊梅）

陸鳳俠，工程師，2004年畢業于清華大學（經濟學專業），從事計量管理工作，E-mail：lufeng_xia@sina.com.cn，地址：黑龍江省大慶市讓胡路區西賓路552號技術監督中心，163455。