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    桿式抽油泵間隙漏失行為分析及優(yōu)化研究

    2021-02-23 13:55:54
    流體機(jī)械 2021年1期
    關(guān)鍵詞:泵筒抽油泵沖程

    (西南石油大學(xué),成都 610500)

    0 引言

    有桿采油系統(tǒng)主要由抽油機(jī)、抽油桿和抽油泵3部分組成;其中抽油泵將原油從地下提升到地面,是開(kāi)采的關(guān)鍵設(shè)備,因此它的工作效率是至關(guān)重要的。泵筒的間隙漏失是影響泵效的主要原因之一,它也是評(píng)價(jià)泵的制造質(zhì)量和確定泵筒和柱塞間隙配合的合理性的主要參數(shù)[1]。因此研究泵筒間隙漏失對(duì)抽油泵的設(shè)計(jì)、提高泵效、性能分析、增加泵的使用壽命等有著重要的理論價(jià)值和指導(dǎo)意義。

    間隙漏失由2部分組成,泵筒兩端壓力造成的壓差流和柱塞與泵筒之間相對(duì)運(yùn)動(dòng)造成的剪切流。對(duì)于間隙漏失行為的分析,學(xué)者們已經(jīng)做了很多研究,但對(duì)剪切漏失的方向問(wèn)題卻有不同的見(jiàn)解。劉榮輝[2]根據(jù)平行平板縫隙理論,對(duì)抽油泵的間隙流動(dòng)進(jìn)行了理論分析,并導(dǎo)出了泵隙漏失量和理論最佳泵隙的計(jì)算公式;吳修德等[3]通過(guò)對(duì)液體在漸縮縫隙中流動(dòng)規(guī)律的研究,導(dǎo)出了泵簡(jiǎn)與柱塞在同心和偏心2種情況下的環(huán)隙漏失量的精確和近似公式;鐘兵等[4]針對(duì)抽油泵在井下的實(shí)際情況,提出了計(jì)算整筒管式抽油泵環(huán)隙漏失量的漸縮環(huán)隙模型,并導(dǎo)出了該模型的動(dòng)、靜態(tài)環(huán)隙漏失量計(jì)算公式。該類(lèi)研究認(rèn)為剪切漏失與壓差漏失是反向的,并認(rèn)為提高柱塞速度可以減小間隙漏失。潘良田[5]給出了柱塞和泵筒無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)和有相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)漏失量的計(jì)算公式;盛曾順等[6]從分析泵掛處實(shí)際情況和柱塞運(yùn)動(dòng)對(duì)漏失量的影響入手,提出比較符合實(shí)際情況的實(shí)用泵隙選擇方法;吳曉東等[7]在分析傳統(tǒng)泵漏失模型的基礎(chǔ)上,提出了一種新型的有桿泵偏心環(huán)隙壓差-剪切流漏失模型。該類(lèi)研究認(rèn)為剪切漏失與壓差漏失是同向的,即上沖程兩者漏失方向均沿泵筒向下。

    對(duì)于抽油泵臺(tái)架試驗(yàn),學(xué)者們?cè)O(shè)計(jì)了不同的方案,韓洪升等[8]設(shè)計(jì)臺(tái)架可進(jìn)行不同傾角下泵的工作特性研究,得出了泵效降低的臨界傾角,并分析了傾角和沖次對(duì)泵效的影響;丁鈴[9]建立了室內(nèi)有桿泵舉升模擬試驗(yàn)系統(tǒng),研究了不同沖程和沖次對(duì)泵漏失的影響,得出了漏失量隨沖程和沖次的增加而增加的結(jié)論;屈成亮等[10]構(gòu)建了測(cè)抽油泵靜態(tài)漏失量試驗(yàn)裝置,得出了常規(guī)泵與斜井泵泵筒與柱塞環(huán)隙漏失較大、固定閥與游動(dòng)閥閥座漏失量很小的結(jié)論。

    本文根據(jù)柱塞的運(yùn)動(dòng)特性,結(jié)合試驗(yàn)結(jié)果分析了理論公式;采用FLUENT軟件對(duì)泵筒間隙進(jìn)行模擬仿真,分析了柱塞速度對(duì)間隙液體流速的影響;并結(jié)合漏失理論分析了抽油泵在不同因素影響下的漏失規(guī)律。根據(jù)分析結(jié)果提出了一種針對(duì)漏失的驅(qū)動(dòng)優(yōu)化方法,并結(jié)合仿真及臺(tái)架試驗(yàn)的方法驗(yàn)證了新驅(qū)動(dòng)方式的優(yōu)越性,為現(xiàn)實(shí)生產(chǎn)操作提供參考。

    1 間隙漏失理論

    1.1 間隙漏失的組成

    在抽油泵正常工作時(shí),間隙中液體漏失由兩部分組成:由柱塞兩端壓力差引起的壓差漏失和由柱塞與泵筒相對(duì)運(yùn)動(dòng)引起的剪切漏失。

    在實(shí)際工作過(guò)程中,間隙中液體既受壓差作用又受剪切作用,液體流速與流量為兩者的矢量迭加[11-16],當(dāng)不考慮偏心時(shí)間隙的漏失量為:

    式中 Q——泵間隙漏失量,m3/s;

    D——泵徑,m;

    δ——泵徑向間隙,m;

    Δp——柱塞上下兩端壓差,Pa;

    μ——流體黏度,Pa·s;

    l——柱塞長(zhǎng)度,m;

    v——柱塞運(yùn)動(dòng)速度,m/s。

    式(1)中右側(cè)第一項(xiàng)為壓差漏失,第二項(xiàng)為剪切漏失。

    1.2 第一類(lèi)模型理論

    將同心環(huán)形間隙展開(kāi),就成為平行平板間隙流動(dòng)問(wèn)題,則當(dāng)柱塞在泵筒內(nèi)運(yùn)動(dòng)時(shí),間隙中液體流動(dòng)情況如下[2]:

    如圖1所示,柱塞運(yùn)動(dòng)方向與壓差降低方向相反;從圖1(a)可以看出,由于壓力作用,壓差流與壓力降低方向相同,漏失會(huì)引起出液量減少;從圖1(b)可以看出,當(dāng)只考慮剪切流時(shí),由于黏度的作用,液體會(huì)隨柱塞向上運(yùn)動(dòng);兩者結(jié)合作用如圖1(c),剪切流會(huì)減少因壓差流造成的漏失。

    圖1 第一類(lèi)模型環(huán)形間隙漏失情況Fig.1 Leakage of annular clearance in the first model

    因此式(1)中右側(cè)應(yīng)取負(fù),則漏失公式為:

    由于壓差流與泵筒兩端壓力有關(guān),一般認(rèn)為抽汲過(guò)程中兩端壓力不變,則壓差漏失不變,而剪切漏失隨柱塞運(yùn)動(dòng)速度增加而增加。在第一類(lèi)理論中,由于剪切漏失與壓差漏失反向,則隨著柱塞運(yùn)行速度增加,間隙漏失量是逐漸減少的。由此得出可以通過(guò)增加柱塞速度來(lái)減少間隙漏失的結(jié)論。但可以看出,當(dāng)柱塞達(dá)到一定速度時(shí),抽油泵將不再漏失;而速度繼續(xù)增大時(shí),會(huì)出現(xiàn)“負(fù)漏失”的情況。

    1.3 第二類(lèi)模型理論[7]

    以沿井向上為正方向,則泵的理論排量為:

    式中 S——柱塞截面積Sp與縫隙面積Se之和,m2;

    t1,t2——柱塞下死點(diǎn)、上死點(diǎn)的時(shí)刻,s;

    T——一沖次時(shí)間,s。

    若不考慮壓差漏失,泵的實(shí)際排量為:

    式中 vx——t1~t2任一時(shí)刻間隙內(nèi)流體的平均速度,m/s。

    則剪切漏失為理論排量與實(shí)際排量之差:

    由于v≥vx,則qvc≤0。由此得出剪切漏失與壓差漏失同向的結(jié)論。

    上沖程柱塞向上運(yùn)動(dòng),則泵筒相對(duì)于柱塞向下運(yùn)動(dòng)。由于剪切漏失與壓差漏失方向均向下,則間隙漏失情況如圖2所示。

    圖2 第二類(lèi)模型環(huán)形間隙漏失情況Fig.2 Leakage of annular clearance in the second model

    因此式(1)中右側(cè)應(yīng)取正,漏失公式為:

    由式(2)和式(6)可以看出,若抽油泵結(jié)構(gòu)不變,在抽油泵上沖程中,壓差漏失與間隙兩端壓差呈正比;而剪切漏失與柱塞運(yùn)行速度有關(guān)。針對(duì)2種模型中的不同見(jiàn)解,現(xiàn)運(yùn)用試驗(yàn)的方法來(lái)分析剪切漏失方向的問(wèn)題。

    2 不同沖次時(shí)抽油泵試驗(yàn)

    為探究柱塞速度對(duì)漏失量的影響,試驗(yàn)應(yīng)將柱塞速度當(dāng)做變量。文獻(xiàn)[8]進(jìn)行了不同傾角、不同沖次的泵效試驗(yàn);文獻(xiàn)[9]完成了不同沖程、不同沖次的漏失試驗(yàn)。本文引用文獻(xiàn)中部分實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)分別從斜井和直井方面對(duì)漏失特性進(jìn)行分析。文獻(xiàn)[8]中試驗(yàn)介質(zhì)為清水且有穩(wěn)定液源,可以認(rèn)為影響泵效的主要因素為泵的漏失。

    圖3 不同傾角、不同沖次的泵效Fig.3 Pump efficiency at different inclination angles and different strokes

    由圖3可以看出,在斜井中,當(dāng)其他條件一定時(shí),隨著沖次的增加,泵效是逐漸降低的。因此漏失是隨沖次的增加而增加的。

    文獻(xiàn)[9]中試驗(yàn)采用44 mm泵,沖程為1 m,沖次分別為 3,5,7 min-1,試驗(yàn)介質(zhì)為清水,泵筒兩端壓差為6.8 MPa。

    表1 不同沖次下抽油泵平均漏失量Tab.1 Average loss of pumping pump at different strokes

    由表1可以看出,在直井中間隙平均漏失量隨著沖次的增加而增大。由于試驗(yàn)無(wú)法保證完全的無(wú)偏心度,剪切漏失不是均勻的。結(jié)合兩者結(jié)果可以確定剪切漏失方向,即沿泵筒向下,則漏失公式為:

    當(dāng)考慮柱塞偏心時(shí),漏失量為:

    式中 ε——柱塞的偏心率。

    抽油泵在工作過(guò)程中,漏失不可避免,若需改善抽油泵漏失情況,選用恰當(dāng)?shù)闹俣?,需?duì)泵運(yùn)行過(guò)程中間隙液體流動(dòng)情況進(jìn)行分析,現(xiàn)采用CFD技術(shù)對(duì)間隙流場(chǎng)進(jìn)行仿真分析。

    3 建模及仿真

    3.1 間隙模型的建立及邊界條件的設(shè)置

    以32 mm管式抽油泵為基礎(chǔ),不考慮柱塞的偏心率,假定無(wú)徑向位移,柱塞和泵筒均為等厚度的筒體結(jié)構(gòu),則兩者構(gòu)成同心的雙層空心圓柱組合,可得截面如圖4所示。

    圖4 抽油泵間隙橫截面示意Fig.4 Cross section of the clearance of the pump

    由泵間隙結(jié)構(gòu)可以看出,在無(wú)偏心時(shí),柱塞和泵筒相互平行,形成環(huán)形間隙。建模時(shí)選擇間隙中環(huán)狀流體為研究對(duì)象。模型參數(shù)為:環(huán)形間隙外徑為32 mm;間隙厚度為0.05 mm;間隙長(zhǎng)度為500 mm。本文建立3D模型進(jìn)行計(jì)算,根據(jù)流場(chǎng)和幾何的對(duì)稱(chēng)性,為簡(jiǎn)化運(yùn)算,采用1/2模型進(jìn)行仿真。

    根據(jù)油田某井的實(shí)際工況,仿真時(shí),設(shè)定入口條件為壓力入口15 MPa;出口條件為壓力出口2 MPa;間隙流體流動(dòng)狀態(tài)為層流。油液密度為864.3 kg/m3,黏度為 0.035 63 Pa·s。

    3.2 柱塞速度對(duì)間隙流速的影響

    為探討柱塞運(yùn)動(dòng)速度對(duì)間隙流體的影響,在同種井況的條件下,選取柱塞運(yùn)動(dòng)中的0,0.1,0.3,0.5,0.6和0.7 m/s這6個(gè)速度,分別對(duì)液體在間隙中的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)進(jìn)行分析。

    圖5示出柱塞在不同速度時(shí)間隙的速度分布情況。可以看出,由于存在黏滯性,液體在與柱塞和泵筒壁面的接觸端就會(huì)貼附在固體邊界上,所以間隙中液體一側(cè)速度為0,另一側(cè)與運(yùn)動(dòng)端速度相同,兩者之間流速是連續(xù)變化的。由仿真結(jié)果可得柱塞在不同速度時(shí)間隙中液體的最大流速見(jiàn)表2。

    圖5 柱塞不同速度時(shí)間隙流速分布Fig.5 Fluid velocity of the annular clearance when the plunger at different speeds

    表2 不同柱塞速度下間隙中液體最大速度Tab.2 The maximum velocity of liquid in the clearance at different plunger velocities (m·s-1)

    當(dāng)柱塞處于下死點(diǎn)時(shí),柱塞速度為0,此時(shí)為純壓差流時(shí)的間隙速度分布情況,可以看出液體的速度對(duì)稱(chēng)的,其中兩端的液體由于黏附在壁面上,流速均為0。而遠(yuǎn)離壁面的油液由于所受阻力逐漸變小,速度就逐漸變大,至中心時(shí)最大,為0.124 m/s,總體呈現(xiàn)為兩端速度小,中間速度大的拋物線(xiàn)形。上沖程開(kāi)始后,柱塞上行,泵筒相對(duì)于柱塞向下運(yùn)動(dòng)。此時(shí)間隙中產(chǎn)生剪切漏失,液體速度不再呈對(duì)稱(chēng)分布。在柱塞速度為0.6 m/s時(shí),間隙中液體最大速度為0.609 m/s,大于柱塞速度,此時(shí)壓差漏失仍是主導(dǎo)因素。在柱塞速度為0.7 m/s時(shí),間隙中液體最大速度為0.7 m/s,此時(shí)剪切漏失已是主要漏失方式,液體速度分布為遞減的曲線(xiàn)。間隙中液體最高流速隨著柱塞速度的增加而不斷增加。

    4 漏失因素分析

    為尋求間隙漏失的改善,需要對(duì)影響漏失量的因素進(jìn)行分析。由式(8)可看出,變量可分為油井參數(shù)、泵體結(jié)構(gòu)參數(shù)和抽汲參數(shù)3個(gè)部分。

    4.1 油井參數(shù)對(duì)漏失的影響

    由式(8)可以看出,影響漏失的油井參數(shù)為柱塞兩端壓力差Δp和液體運(yùn)動(dòng)黏度 μ。取泵徑為32 mm,泵徑向間隙為0.05 mm,柱塞長(zhǎng)度為1.5 m,柱塞運(yùn)動(dòng)速度為0.3 m/s,無(wú)偏心。壓差取2,4,6,8,10,12,14,16,18,20 MPa 10 個(gè)值,黏度取0.01,0.05,0.10 和 0.50 Pa·s 4 個(gè)值進(jìn)行對(duì)比分析。

    由圖6可以看出,隨著泵筒兩端壓差的增加,間隙漏失量逐漸變大,且呈線(xiàn)性分布。隨著抽汲液體黏度增加,漏失量減少,而且黏度越大,其對(duì)漏失的影響越小,這是由于黏度增加造成流體質(zhì)點(diǎn)間黏性作用增加造成的。

    圖6 液體黏度和壓差對(duì)漏失的影響Fig.6 Influence of liquid viscosity and pressure difference on leakage

    4.2 泵體結(jié)構(gòu)對(duì)漏失的影響

    由式(8)可以看出,影響漏失量的泵體結(jié)構(gòu)參數(shù)為泵徑D,柱塞長(zhǎng)度l和間隙寬度 δ 及偏心率 ε。

    4.2.1 泵徑及柱塞長(zhǎng)度對(duì)漏失的影響

    本文中取柱塞兩端壓差為14 MPa,黏度取0.035 63 Pa·s,泵徑向間隙為 0.05 mm,柱塞速度為 0.3 m/s,無(wú)偏心。取標(biāo)準(zhǔn)泵徑 32,38,44,56,70 mm 5個(gè)值;柱塞長(zhǎng)度取 0.5,1.0,1.5 m 3個(gè)值進(jìn)行對(duì)比分析。

    由圖7可以看出,漏失量隨泵筒直徑的增大而增加;隨著柱塞長(zhǎng)度的增加而減少;而且柱塞長(zhǎng)度越長(zhǎng),對(duì)漏失變化大小的影響越小。

    圖7 柱塞長(zhǎng)度和泵徑對(duì)漏失的影響Fig.7 Influence of plunger length and pump diameter on leakage

    4.2.2 間隙寬度及偏心率對(duì)漏失的影響

    取泵徑為32 mm,柱塞長(zhǎng)度為1.5 m。間隙寬度Ⅰ級(jí)中取0.05 mm,Ⅱ級(jí)中取0.10 mm,Ⅲ級(jí)中取 0.15 mm 3 個(gè)值;偏心率取 0,0.1,0.2,0.3,0.4,0.5,0.6,0.7,0.8,0.9 10 個(gè)值進(jìn)行對(duì)比分析。

    由圖8可以看出,隨著偏心率的增加,漏失量增加;泵間隙寬度越大,漏失量越大。當(dāng)間隙為Ⅲ級(jí)寬度時(shí),漏失量對(duì)偏心率的敏感性更強(qiáng)。當(dāng)能夠滿(mǎn)足生產(chǎn)需要時(shí),應(yīng)該盡量選用小的間隙,同時(shí)應(yīng)該盡量保持柱塞和泵筒的同心度。

    圖8 間隙寬度和偏心率對(duì)漏失的影響Fig.8 Influence of gap width and eccentricity on leakage

    4.3 抽汲參數(shù)對(duì)漏失的影響

    由式(8)可以看出,影響漏失量的抽汲參數(shù)為柱塞運(yùn)動(dòng)速度。取泵徑為32 mm,泵徑向間隙為0.05 mm,柱塞長(zhǎng)度為1.5 m,柱塞兩端壓差為 14 MPa,黏度為 0.035 63 Pa·s,無(wú)偏心。由于柱塞運(yùn)動(dòng)速度由沖程和沖次決定,分析時(shí)將兩者都定位變量。沖程取1,2,3 m 3個(gè)值;沖次取1,2,3,4,5,6,7,8,9,10 min-110 個(gè)值進(jìn)行對(duì)比分析。

    由圖9可以看出,沖次越高,漏失量越多;沖程越大,漏失量對(duì)沖次的變化更敏感?,F(xiàn)場(chǎng)生產(chǎn)中,沖程增加,有效沖程變大,但同時(shí)需考慮漏失增加的影響。而隨柱塞速度增加,漏失量也變大,因此提高抽油泵抽汲速度并不會(huì)減少漏失,反而會(huì)增加漏失。

    圖9 沖程和沖次對(duì)漏失的影響Fig.9 Influence of stroke and pumping speed on leakage

    5 基于抽汲參數(shù)的漏失優(yōu)化

    5.1 優(yōu)化方案及分析

    在現(xiàn)實(shí)生產(chǎn)中,抽油泵型號(hào)是根據(jù)油井狀況選定的,為減少漏失多采用改變抽汲參數(shù)的方法,選擇恰當(dāng)?shù)臎_程和沖次。兩者確定后,柱塞的平均速度就同時(shí)確定。本文根據(jù)對(duì)漏失影響因素的分析,以柱塞運(yùn)動(dòng)速度對(duì)漏失的影響為基礎(chǔ)提出一種新的驅(qū)動(dòng)方法,對(duì)柱塞運(yùn)行時(shí)速度的分布進(jìn)行優(yōu)化,以改善間隙漏失情況。

    常規(guī)抽油機(jī)在工作時(shí),電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速是不變的?,F(xiàn)以圖10所示方式驅(qū)動(dòng)抽油機(jī),變速僅改變速度的分布,不改變抽油泵的上下沖程速比。

    圖10 變速后電動(dòng)機(jī)角速度Fig.10 Angular speed of motor after variable speed

    以CYJT8-3-26HY型號(hào)抽油機(jī)為結(jié)構(gòu)基礎(chǔ),對(duì)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)進(jìn)行分析,可得變速前后柱塞運(yùn)動(dòng)速度對(duì)比如圖11所示。

    圖11 變速前后柱塞速度Fig.11 Operating speed of plunger before and after the motor changes its speed

    可以看出,在改變驅(qū)動(dòng)方式后,柱塞沖次不變,但變速后上沖程中柱塞最大速度變大,達(dá)到最大速度的時(shí)間變短;下沖程最大速度變小,達(dá)到最大速度的時(shí)間變短。總體為“快提速,慢降速”的分布。

    5.2 漏失的仿真分析

    根據(jù)所建立的間隙模型,在整個(gè)上沖程階段中以每0.5 s為間隔取瞬時(shí)速度對(duì)漏失進(jìn)行仿真。得上沖程20個(gè)時(shí)間點(diǎn)上的常規(guī)驅(qū)動(dòng)質(zhì)量流量G1與變速驅(qū)動(dòng)質(zhì)量流量G2,如圖12所示。由圖12可以看出,在柱塞上行時(shí),間隙漏失量的變化規(guī)律是兩邊大中間小,與柱塞運(yùn)動(dòng)速度的變化趨勢(shì)相同。隨著柱塞速度增加,漏失量也是增加的。這是因?yàn)樗俣仍龃笠鸺羟新┦г黾釉斐傻摹?/p>

    圖12 2種驅(qū)動(dòng)漏失量對(duì)比Fig.12 Comparison of the leakage of pump under two kinds of driving mode

    仿真時(shí)以0.5 s為時(shí)間間隔得到對(duì)應(yīng)時(shí)刻的質(zhì)量流量。在計(jì)算總漏失時(shí),假設(shè)在每個(gè)間隔內(nèi)漏失是勻速增加或減少的。其中漏失率為:

    則上沖程2種驅(qū)動(dòng)方式的漏失情況見(jiàn)表3。從表可以看出,在改變驅(qū)動(dòng)動(dòng)方式后,抽油泵間隙漏失量有所改善,減少量為0.19 mL/min。該變速驅(qū)動(dòng)方案對(duì)相似油井可達(dá)到減少漏失的作用。

    表3 2種驅(qū)動(dòng)的漏失量Tab.3 The leakage of pump under two kinds of driving mode

    5.3 變速驅(qū)動(dòng)試驗(yàn)研究

    5.3.1 試驗(yàn)設(shè)備

    根據(jù)抽油機(jī)結(jié)構(gòu),搭建室內(nèi)臺(tái)架,試驗(yàn)裝置結(jié)構(gòu)如圖13所示,主要由動(dòng)力系統(tǒng),模擬系統(tǒng)和泵體系統(tǒng)組成。動(dòng)力驅(qū)動(dòng)可以實(shí)現(xiàn)不同驅(qū)動(dòng)方式的改變,泵體采用32 mm管式泵。

    圖13 抽油機(jī)試驗(yàn)臺(tái)架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)Fig.13 Structure of pumping unit test bench system

    試驗(yàn)動(dòng)力端采用鏈傳動(dòng)的方式,主動(dòng)輪為圓形輪且與電動(dòng)機(jī)相接,常規(guī)驅(qū)動(dòng)時(shí)從動(dòng)輪采用圓形輪;變速驅(qū)動(dòng)時(shí)從動(dòng)鏈輪為橢圓形,將勻速回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為變速回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。為達(dá)到同沖程、同沖次、不同速度分布的驅(qū)動(dòng)目的,兩從動(dòng)輪周長(zhǎng)應(yīng)該相等。

    如圖14所示,變速裝置中左側(cè)為主動(dòng)輪,右側(cè)為從動(dòng)輪,其中主動(dòng)輪周長(zhǎng)為632 mm,齒數(shù)為48齒。試驗(yàn)中沖次為3次/min,電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速選定為3 r/min,則常規(guī)驅(qū)動(dòng)時(shí)傳動(dòng)比為1:1,從動(dòng)輪與主動(dòng)輪結(jié)構(gòu)相同。變速驅(qū)動(dòng)時(shí)鏈輪制成標(biāo)準(zhǔn)橢圓形,周長(zhǎng)為632 mm,齒數(shù)為48齒,長(zhǎng)短軸比為2:1。

    圖14 抽油機(jī)變速試驗(yàn)方法Fig.14 Variable speed plan of pumping unit

    5.3.2 動(dòng)力端轉(zhuǎn)速測(cè)試

    為驗(yàn)證變速方案的可行性,試驗(yàn)對(duì)從動(dòng)輪回轉(zhuǎn)中心角速度進(jìn)行測(cè)試。由圖15可以看出,變速前后沖次均為3次/min。對(duì)比圖10和圖15(b),該變速方案的試驗(yàn)方法是可行的。

    圖15 回轉(zhuǎn)中心角速度測(cè)試Fig.15 Test results of angular velocity of slewing center

    5.3.2 試驗(yàn)及結(jié)果分析

    本試驗(yàn)在常規(guī)壓力下操作,使用介質(zhì)為清水且供液量充足,試驗(yàn)用抽油桿長(zhǎng)僅2 700 mm,因此可以忽略氣體、供液不足和抽油桿管變形的影響。影響泵排量的主要因素為泵的漏失。

    試驗(yàn)中抽油泵排量使用稱(chēng)重計(jì)測(cè)量,為避免偶然性,測(cè)量抽油泵在6個(gè)沖次內(nèi)的總體排量作為分析數(shù)據(jù),試驗(yàn)情況見(jiàn)表4。

    表4 試驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)Tab.4 Experimental test data

    由試驗(yàn)結(jié)果可以看出,相比于常規(guī)驅(qū)動(dòng),變速驅(qū)動(dòng)排量增加66.75 g/min,提高率為0.73%。則漏失量在運(yùn)行中是減少的。

    本試驗(yàn)與文獻(xiàn)[7]和文獻(xiàn)[9]的結(jié)果相吻合,驗(yàn)證了理論和分析的準(zhǔn)確性。

    6 結(jié)論

    (1)上沖程壓差漏失與剪切漏失方向相同,均與柱塞運(yùn)動(dòng)方向相反;總漏失量應(yīng)為兩者相加;提高柱塞速度會(huì)使漏失量增加而不是減少。

    (2)在相似井況下,柱塞運(yùn)動(dòng)速度在0.7 m/s內(nèi)時(shí),間隙漏失的主導(dǎo)因素為壓差漏失;柱塞速度大于0.7 m/s時(shí),漏失的主導(dǎo)變?yōu)榧羟新┦А?/p>

    (3)間隙漏失量隨泵筒兩端壓差、泵筒直徑、泵間隙寬度、偏心率和柱塞速度的增加而增加;隨液體黏度和柱塞長(zhǎng)度的增加而減少。

    (4)所提出的抽油機(jī)變速驅(qū)動(dòng)方法對(duì)抽油泵的間隙漏失有所改善,能提高抽油泵的工作產(chǎn)量,提高率為0.73%。

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