海上平臺(tái)有桿采油的液壓抽油機(jī)設(shè)計(jì)

， ， ， ， ，

(1.中國(guó)海洋大學(xué) 工程學(xué)院，山東 青島 266100； 2.中國(guó)石油大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，山東 青島 2665802. 3.中海油能源發(fā)展股份有限公司 油田建設(shè)工程分公司，天津 300452 )

海上平臺(tái)有桿采油的液壓抽油機(jī)設(shè)計(jì)

余焱群1，2，常宗瑜1，綦耀光2，肖宇3，王鄰睦3，薛鑫2

(1.中國(guó)海洋大學(xué)工程學(xué)院，山東青島266100； 2.中國(guó)石油大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，山東青島2665802. 3.中海油能源發(fā)展股份有限公司油田建設(shè)工程分公司，天津300452 )

針對(duì)海上稠油熱采及低產(chǎn)油井開(kāi)采需要，提出海上平臺(tái)有桿采油的新工藝；基于海上平臺(tái)結(jié)構(gòu)空間限制，設(shè)計(jì)一種新型長(zhǎng)沖程、低沖次、結(jié)構(gòu)緊湊的小型液壓抽油機(jī)。闡述抽油機(jī)的整體結(jié)構(gòu)和工作原理，建立懸點(diǎn)載荷的數(shù)學(xué)模型，基于壓桿穩(wěn)定性確定組合液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸，運(yùn)用Timoshenko梁分析理論分析3種工況下機(jī)架的變形量和應(yīng)力值，并加工等比例實(shí)驗(yàn)室模型樣機(jī)。分析結(jié)果表明：抽油機(jī)具有較好的剛度和強(qiáng)度；模型樣機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，說(shuō)明其整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理、控制策略正確。

海上平臺(tái)；液壓抽油機(jī)；結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；力學(xué)分析

0 引 言

受海洋平臺(tái)尺寸限制及排采工藝的影響，海上采油多采用潛油電泵作為主要的舉升設(shè)備[1]。然而，采用潛油電泵進(jìn)行稠油、邊際油田開(kāi)發(fā)存在以下問(wèn)題：潛油電泵機(jī)組耐溫較低，限制稠油熱采工藝和溫度的選擇；對(duì)于超過(guò)穩(wěn)產(chǎn)期的海上油井，其產(chǎn)液量已經(jīng)下降到潛油電泵的合理運(yùn)行區(qū)間之下，增加作業(yè)和開(kāi)發(fā)成本。因此，海上油田迫切需要研究新的人工舉升方式滿(mǎn)足海上稠油熱采、低產(chǎn)油井的高效開(kāi)發(fā)。世界油田開(kāi)采中，三抽人工舉升方式(指由抽油機(jī)-抽油桿-抽油泵組成的人工舉升系統(tǒng))應(yīng)用最為廣泛。據(jù)統(tǒng)計(jì)，陸上80%的油井采用該種舉升方式，生產(chǎn)了超過(guò)75%的原油[2]。將陸上成熟的三抽人工舉升工藝運(yùn)用于海上采油平臺(tái)，實(shí)現(xiàn)海上油田的有桿采油，可解決目前困擾海上油田開(kāi)采的諸多問(wèn)題，其中三抽舉升設(shè)備中的抽油機(jī)是前提和關(guān)鍵。

1 整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

目標(biāo)海洋平臺(tái)的結(jié)構(gòu)如圖1所示，海上平臺(tái)抽油機(jī)的工作區(qū)間從井口甲板到工作甲板高度10 m，井口槽間距1.8 m×2.0 m。

圖1 目標(biāo)海洋平臺(tái)工作區(qū)域示意圖

傳統(tǒng)游梁式抽油機(jī)的使用和制造經(jīng)驗(yàn)較為成熟，是有桿采油設(shè)備的主力，但其整機(jī)重量較大，且尺寸及占地面積超出海上平臺(tái)井口區(qū)域的限制。液壓抽油機(jī)[3]具有傳能密集、整機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕、適應(yīng)工況范圍廣等特點(diǎn)，容易實(shí)現(xiàn)長(zhǎng)沖程、低沖次，且沖程長(zhǎng)度和沖程次數(shù)調(diào)節(jié)方便，能更好地適應(yīng)油井的變化。AΓH型液壓抽油機(jī)是由蘇聯(lián)研發(fā)的一種液壓抽油機(jī)，該液壓抽油機(jī)采用油桿柱作平衡，簡(jiǎn)化抽油機(jī)的平衡裝置，增加抽油機(jī)的實(shí)際沖程長(zhǎng)度，可提高有桿泵抽油的有效性。加拿大Curtis Hoover[4]公司生產(chǎn)的液壓抽油機(jī)有高機(jī)架型和低機(jī)架型2種型式，平衡系統(tǒng)采用氣囊式蓄能器，利用固態(tài)電路系統(tǒng)和電磁限位傳感器，消除了對(duì)運(yùn)動(dòng)部件的磨損，且該裝置結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、體積小、質(zhì)量輕。但這2種液壓抽油機(jī)均直接安裝在井口上，除了給修井帶來(lái)不便外，也容易破壞井口結(jié)構(gòu)，引發(fā)事故，難以在海上推廣應(yīng)用。

受井口空間限制及修井作業(yè)需要，所研發(fā)的適用于海上采油平臺(tái)的新型液壓抽油機(jī)必須是占地面積小的緊湊機(jī)型?；谝陨弦?，采用液壓缸作為動(dòng)力元件，利用滑輪系統(tǒng)增程降低抽油機(jī)的高度。整體結(jié)構(gòu)如圖2所示。該抽油機(jī)主要由抽油機(jī)底座、組合液壓缸、帶輪組、蓄能缸組、液控系統(tǒng)等組成，整機(jī)尺寸為1.0 m×0.7 m×4.0 m。

圖2 海洋平臺(tái)液壓抽油機(jī)整體結(jié)構(gòu)示意圖

該抽油機(jī)安裝于海上采油平臺(tái)的中層平臺(tái)之上：上沖程時(shí)組合液壓缸的活塞桿外伸，提升帶經(jīng)懸繩器與光桿相連，帶動(dòng)抽油桿上行；下沖程時(shí)抽油桿下落，提升帶回壓活塞桿，將組合缸補(bǔ)液腔的液體壓回蓄能缸，實(shí)現(xiàn)抽油桿下沖程的重力勢(shì)能儲(chǔ)存；蓄能器下沖程儲(chǔ)存的能量，在上沖程釋放，既可實(shí)現(xiàn)上下沖程載荷平衡、保護(hù)油缸，又能實(shí)現(xiàn)節(jié)能、減小裝機(jī)功率的目的。

3 主體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及分析

3.1 懸點(diǎn)載荷分析

依據(jù)光桿受力平衡，上沖程時(shí)光桿的力學(xué)模型為

式中：Fu為上沖程懸點(diǎn)載荷；Ff為抽油桿所受浮力；Fy為抽油泵柱塞下表面的壓力；Gg為抽油桿總重力載荷；Go為液柱總重力載荷；Fp為泵筒與柱塞間的摩擦載荷；Ft為液柱與油管間的摩擦載荷；Fg為抽油桿柱的慣性載荷；Fo為液柱的慣性載荷。其中：

式中：Ph為井口回壓；h為泵沉沒(méi)度；d為抽油泵活塞直徑；ρo為稠油密度，渤海灣地區(qū)稠油密度[5]為0.94×103～0.98×103kg/m3。

上沖程懸點(diǎn)載荷為

下沖程懸點(diǎn)載荷則為

稠油油井單井日產(chǎn)液量為150 m3/d，泵掛深度為1 000 m，抽油泵沉沒(méi)度為300 m，井口回壓為0。根據(jù)式(3)和式(4)，可確定上沖程最大懸點(diǎn)載荷為60 kN，下沖程最小懸點(diǎn)載荷為20 kN。

3.2 組合液壓缸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

組合液壓缸是該液壓抽油機(jī)的執(zhí)行元件，其結(jié)構(gòu)和性能決定了整個(gè)系統(tǒng)的控制策略和運(yùn)行模式。組合液壓缸結(jié)構(gòu)如圖3所示：缸體的外徑為D1，內(nèi)徑為d1；心軸的外徑D2，內(nèi)徑為d2；活塞桿的外徑為D3，內(nèi)徑為d3。

圖3 組合液壓缸結(jié)構(gòu)

3.2.1 活塞桿尺寸

活塞桿一端固定、一端自由，根據(jù)壓桿穩(wěn)定性[6]歐拉公式計(jì)算臨界載荷Fk為

式中：Fk為滿(mǎn)足穩(wěn)定的臨界載荷；I為活塞桿的慣性矩；E為彈性模量；L為活塞桿外伸長(zhǎng)度，取3 m。

由于海上平臺(tái)工作環(huán)境復(fù)雜，為提高組合液壓缸的強(qiáng)度和壽命，根據(jù)手冊(cè)[7]取穩(wěn)定性系數(shù)nk=4，則

式中：Fh為活塞桿上的等效力，120 kN。

依據(jù)式(6)，在滿(mǎn)足穩(wěn)定性的前提下，減小活塞桿外徑，減輕活塞桿重量。得到活塞桿外徑增加量及重量減輕量與活塞桿內(nèi)外徑比α(α=d3/D3)的函數(shù)關(guān)系曲線(xiàn)，如圖4所示。

圖4 活塞桿外徑及重量與內(nèi)外徑比α關(guān)系

由圖4可知：當(dāng)α=0.75時(shí)，活塞桿外徑增加量小于10%，而重量可以減少47%，達(dá)到最優(yōu)效果。確定活塞桿外徑D3=126 mm，內(nèi)徑d3=94 mm，壁厚為16 mm。

3.2.2 心軸尺寸

上沖程懸點(diǎn)載荷為60 kN，下沖程懸點(diǎn)載荷為20 kN，折算到液壓缸負(fù)載Fmax=120 kN，F(xiàn)min=40 kN，故蓄能器平衡載荷Fx為

活塞桿內(nèi)部壓力P1為

心軸端部受力F1為

由壓桿穩(wěn)定性歐拉公式，整理可得

心軸主要用于補(bǔ)液通路，結(jié)合圖4選定β=0.8。經(jīng)計(jì)算優(yōu)化后確定，心軸外徑D2=88 mm，內(nèi)徑d2=70 mm，壁厚為9 mm。

3.2.3 缸體尺寸

考慮蓄能系統(tǒng)出現(xiàn)故障，液壓缸仍能正常工作的極端工況，液壓缸的推力為

式中：Ft為液壓缸的推力；P為系統(tǒng)工作壓力。

系統(tǒng)工作壓力按照中壓16 MPa設(shè)計(jì)，液壓缸的推力Ft>120 kN，則d1>131.5 mm。綜合考慮液壓缸的上下沖程流速并控制液壓缸的整體尺寸，按照液壓傳動(dòng)的國(guó)家標(biāo)準(zhǔn),確定液壓缸的速比ψ=1.61。

由式(12)可得：d1=159.1 mm，確定缸體內(nèi)徑為160 mm，缸體外徑D1為180 mm，缸體厚度δ=10 mm。

圖5 抽油機(jī)機(jī)架有限元模型

經(jīng)設(shè)計(jì)、分析、計(jì)算得組合液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸見(jiàn)表1。

表1 組合液壓缸的主體結(jié)構(gòu)尺寸 mm

3.3 機(jī)架結(jié)構(gòu)及穩(wěn)定性分析

海上平臺(tái)工作環(huán)境惡劣，安裝空間小，對(duì)抽油機(jī)機(jī)架需進(jìn)行必要的剛度和強(qiáng)度分析，抽油機(jī)機(jī)架的有限元模型如圖5所示。

強(qiáng)度計(jì)算按照最大風(fēng)力12級(jí)校核，風(fēng)壓強(qiáng)[8]取P=800 N/m2，風(fēng)載方向選取正向和側(cè)向2個(gè)方位，抽油機(jī)機(jī)架在3種不同工況下的加載圖如圖6所示。

圖6 抽油機(jī)機(jī)架的加載圖

圖7 實(shí)驗(yàn)室模型樣機(jī)

選用Beam 188單元，基于Timoshenko梁分析理論，運(yùn)用ANSYS分析手段得到機(jī)架在3種工況下的最大變形量和最大應(yīng)力值，見(jiàn)表2。

表2 3種工況下的變形和應(yīng)力值

正向風(fēng)載對(duì)機(jī)架頂部的變形影響最大，側(cè)向風(fēng)載次之，無(wú)風(fēng)載時(shí)最小；3種工況下，機(jī)架頂部產(chǎn)生的變形量均小于2 mm，說(shuō)明機(jī)架剛度較好。3種工況下應(yīng)力最大值為77.9 MPa，機(jī)架材質(zhì)為Q345，安全系數(shù)達(dá)到4.43，說(shuō)明機(jī)架強(qiáng)度較高。

基于上述設(shè)計(jì)計(jì)算，為驗(yàn)證工作原理及控制策略，對(duì)中間主體部分加工等比例模型樣機(jī)，如圖7所示。該樣機(jī)在實(shí)驗(yàn)室環(huán)境下整機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)良好，換向平穩(wěn)。

4 結(jié) 論

為解決海上稠油熱采及低產(chǎn)井的高效開(kāi)采，首次提出在海上平臺(tái)采用三抽人工舉升的新工藝，基于海洋平臺(tái)空間設(shè)計(jì)一種新型的長(zhǎng)沖程、低沖次、結(jié)構(gòu)緊湊的小型液壓抽油機(jī)。運(yùn)用Timoshenko梁分析理論和ANSYS軟件分析無(wú)風(fēng)、正向風(fēng)和側(cè)向風(fēng)3種工況下機(jī)架的變形量和應(yīng)力值，分析結(jié)果表明：該抽油機(jī)具有較好的剛度和強(qiáng)度。加工等比例實(shí)驗(yàn)室模型樣機(jī)進(jìn)行試驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)樣機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，表明整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理、控制策略正確。

[1] 董振剛，張銘鈞，張雄，等. 潛油電泵合理選配工藝研究[J].石油學(xué)報(bào)，2008，29(01)：128-131.

[2] 劉長(zhǎng)贊. 三種舉升方式應(yīng)用對(duì)比[J].油氣田地面工程，2010，29(11)：45-46.

[3] 徐兵，黃方平，張斌. 新型節(jié)能變頻閉式液壓抽油機(jī)的設(shè)計(jì)[J]. 機(jī)床與液壓，2006，34(01)：72-74.

[4] 張路軍，解恒述. 組合液壓缸節(jié)能液壓抽油機(jī)的研究[J]. 液壓與氣動(dòng)，2008(09)：63-64.

[5] 郭永華，周心懷，李建平，等. 渤海海域新近系稠油油藏原油特征及形成機(jī)制[J]. 石油與天然氣地質(zhì)，2010，31(03)：375-380.

[6] 劉鴻文. 材料力學(xué)[M]. 北京：高等教育出版社，2011.

[7] 臧克江. 液壓缸(實(shí)用液壓技術(shù)叢書(shū))[M]. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2010.

[8] 邸元，陳紅火，胡鎮(zhèn)仕. 風(fēng)荷載作用下某鋼管火炬塔架的有限元分析[J]. 特種結(jié)構(gòu)，2012，29(05)：56-59.

DesignofHydraulicSuckerRodPumpingUnitforOffshorePlatform

YU Yanqun1，2， CHANG Zongyu1， QI Yaoguang2， XIAO Yu3, WANG Linmu3, XUE Xin2

( 1. College of engineering, Ocean University of China, Qingdao 266100, Shandong, China; 2. School of Mechanical and Electronic Engineering, China University of Petroleum, Qingdao 266580, Shandong, China； 3. CNOOC Energy Development Equipment Technology Co., Ltd., Tianjin 300452, China)

A new technology about rod pumping in offshore platform is introduced according to the demand of offshore heavy oil thermal recovery and the production of stripper well. A new kind of miniature hydraulic pumping unit with long-stroke, low pumping speed and compact structure is designed to resolve the problem of space limitation. The whole structure and the working principle of this pumping unit are described. Mathematical models are modeled based on the polished rod loads, and the structure and size of composite hydraulic cylinder are determined considering for compression bar’s stability. The deformation and stress of the frame are analyzed by Timoshenko software, and the laboratory scale model prototype is also prepared. The test result shows that the hydraulic sucker rod pumping unit has better stiffness and strength. The model prototype runs smoothly which indicates that the whole structure design of pumping unit is reasonable and the control strategy is correct.

offshore platform; hydraulic pumping unit; structure design; mechanical analysis

1001-4500(2017)06-0014-06

2016-06-17

國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(51174224)；國(guó)家油氣科技重大專(zhuān)項(xiàng)(2016ZX05066，2016ZX05042)；山東省自然科學(xué)基金項(xiàng)目(ZR2014El015)

余焱群(1980-)，男，副教授

TE933

A