袁茂松,劉 鵬,李坤汶

(西南石油大學(xué) 機(jī)電學(xué)院,四川 成都 610500)

引言

液壓抽油機(jī)比常規(guī)抽油機(jī)有著以下優(yōu)點(diǎn),可以無極調(diào)節(jié)沖程長度、沖次、懸點(diǎn)振動(dòng)載荷小、控制靈活方便、結(jié)構(gòu)簡單、操作維修方便、可以適應(yīng)不同的油井狀態(tài).所以液壓抽油機(jī)正在越來越多的被應(yīng)用在原油開采中.

本文將使用計(jì)算機(jī)輔助分析軟件AMEsim,對抽油機(jī)液壓系統(tǒng)進(jìn)行研究,分析液壓抽油機(jī)的平衡性、能效和存在的問題.

1 YCYJ系列抽油機(jī)的工作原理

圖1為某型抽油機(jī)的示意圖.機(jī)械系統(tǒng)部分包括驢頭,游梁,懸繩器,抽油桿,采油樹、液壓油缸.油缸活塞桿與游梁后端通過軸承鏈接,游梁的前后力臂之比AB:BC為4:1.當(dāng)電機(jī)啟動(dòng)后帶動(dòng)油泵工作,高壓油經(jīng)過有關(guān)閥類,濾油器,等一系列液壓元件后進(jìn)入油缸并在換向機(jī)構(gòu)的作用下驅(qū)動(dòng)油缸上下運(yùn)動(dòng),因而帶動(dòng)游梁作俯仰運(yùn)動(dòng),實(shí)現(xiàn)采油功能.

圖1 液壓抽油機(jī)的基本原理圖

2 液壓系統(tǒng)的工作原理

圖2為抽油機(jī)的液壓系統(tǒng)簡圖,圖中列出了抽油機(jī)的三條回路,換向回路、平衡回路、鎖緊回路.

圖2 抽油機(jī)的液壓系統(tǒng)簡圖

2.1 換向回路

當(dāng)二位四通換向閥3處于右位時(shí),高壓油由定量泵5輸出,經(jīng)過單向閥12進(jìn)入14B腔,14A腔的液壓油經(jīng)過單向閥11流回油箱.促使抽油桿向下運(yùn)動(dòng),帶動(dòng)驢頭向上運(yùn)動(dòng),完成上沖程動(dòng)作.當(dāng)換向閥3處于左位時(shí),從泵出來的高壓油經(jīng)過換向閥11進(jìn)入14A腔,14B腔油流回油箱.高壓油促使液壓缸向上運(yùn)動(dòng),帶動(dòng)驢頭向下運(yùn)動(dòng),完成下沖程動(dòng)作.

2.2 平衡回路

當(dāng)油缸向上運(yùn)動(dòng)時(shí),即驢頭向下運(yùn)動(dòng)時(shí),油缸上腔液壓油進(jìn)入蓄能器2,此時(shí)蓄能器2一方面存儲(chǔ)負(fù)載和泵輸出壓力所做的功,另一方面,蓄能器產(chǎn)生的壓力與負(fù)載腔14A的壓力形成平衡壓力.當(dāng)油缸向下運(yùn)動(dòng)時(shí),即驢頭向上抽油時(shí),蓄能器釋放驢頭下沖程時(shí)所存儲(chǔ)的能量,與負(fù)載腔14B的壓力一起推動(dòng)液壓缸向下運(yùn)動(dòng).在一個(gè)周期的運(yùn)動(dòng)過程中,蓄能器2不僅使下沖程的能量先儲(chǔ)存然后得到再利用,而且實(shí)現(xiàn)了上下沖程的負(fù)載平衡.

2.3 鎖緊回路

當(dāng)液壓缸處于正常運(yùn)行過程中時(shí),二位三通換向閥10右位接入,使液控單向閥11、12開啟,液壓油能夠自由通過.當(dāng)液壓缸在運(yùn)動(dòng)至上死點(diǎn),或者下死點(diǎn)時(shí),換向閥10左位將會(huì)接入半秒,使液控單向閥11、12關(guān)閉,使油缸在上下死點(diǎn)處停頓半秒.從而在上沖程結(jié)束時(shí)使抽油桿有時(shí)間卸荷,在下沖程結(jié)束時(shí)的停頓時(shí)抽油泵充滿系數(shù)增大.另外當(dāng)抽油機(jī)超載或者斷載時(shí)換向閥10左位也會(huì)接入,使主油路鎖緊,油缸將會(huì)在瞬間停止運(yùn)動(dòng),保證工作安全.

3 負(fù)載平衡的建立

3.1 液壓缸的力平衡方程

圖3是液壓缸示意圖,現(xiàn)設(shè)如下參數(shù):

FM為懸點(diǎn)最大載荷;Fm為懸點(diǎn)最小載荷;A1為油缸活塞上腔有效面積;Fx為蓄能器在油缸上腔產(chǎn)生的液壓力;AL為油缸中間兩腔活塞的有效面積;FL為中間兩腔產(chǎn)生的液壓力;PL為油源負(fù)載壓力;P為油缸上腔壓力.

圖 3

當(dāng)前驢頭上行時(shí),懸點(diǎn)載荷最大,即FM,此時(shí)抽油缸的力平衡方程式為

當(dāng)驢頭下行時(shí)懸點(diǎn)載荷為最小值即Fm,此時(shí)油缸力平衡方程為

因?yàn)镕X=A1P、FL=ALPL所以(1)、(2)式化成

(3)、(4)式兩邊同除以A1得到

由于P由蓄能器產(chǎn)生,當(dāng)蓄能器參數(shù)確定后,P值只與油缸的行程有關(guān).因此在驢頭運(yùn)行時(shí)P是個(gè)變數(shù),因而負(fù)載壓力也是個(gè)變數(shù).設(shè)P的最大值為P2,最小值為P1,驢頭上行時(shí)由(7)式得

上兩式相加得

式(11)中PLmin1驢頭上行時(shí)負(fù)載腔壓力PL的最小值;PLmax1驢頭上行時(shí)PL的最大值.令

Pc代表蓄能器所能釋放的平均壓力,PL01代表驢頭上沖程負(fù)載腔的平均壓力.那么(11)式可以化為

同理,在驢頭下行的時(shí)候式(8)也可以化成

兩式相加,得

3.2 蓄能器的狀態(tài)方程

該型號(hào)抽油機(jī)采用的是皮囊式蓄能器,其理想的氣體狀態(tài)方程為

其中P0為蓄能器充氣壓力;V0為蓄能器的容積;P1為蓄能器釋放的最低壓力;P2為蓄能器釋放的高壓.

設(shè)

由(16)、(17)變化得到

其中n為多變指數(shù),由于蓄能器的充放一次遠(yuǎn)小于1min,可以認(rèn)為是絕熱過程,所以可取n≈1.4.為提高蓄能器效率取 P0= 0 .9P1代入(18)式得到

3.3 系統(tǒng)平衡參數(shù)的建立

抽油機(jī)要滿足在上下沖程中負(fù)載的平衡,必須滿足液壓缸的力學(xué)方程和蓄能器的狀態(tài)方程.將液壓缸的力學(xué)方程、蓄能器的狀態(tài)方程和平衡要求結(jié)合起來,即可求得系統(tǒng)平衡參數(shù).

在上面的推導(dǎo)中,我們得到了上驢頭上下沖程時(shí)負(fù)載腔的最大和最小壓力 PLmin1、 PLmax1;PLmax2、PLmin2.若要實(shí)現(xiàn)抽油機(jī)上下沖程的負(fù)載平衡那么必須要求 PLmax1=PLmax2,PLmin1=PLmin2,那么PL01= PL02= PL0.

式 (12)、(15)可以寫成

由上面兩式子可以得到蓄能器釋放的平均壓力PC和負(fù)載腔的平均壓力PL0,

所以

當(dāng)已知抽油機(jī)的最大懸點(diǎn)載荷FM和最小懸點(diǎn)載荷Fm,選定了蓄能器的平均壓力 Pc,根據(jù)前面推導(dǎo)出的(18)、(19)、(24)式可以確定液壓缸的尺寸參數(shù),蓄能器的充氣壓力,和容積.

現(xiàn)在取抽油機(jī)的最大沖程S=5.6m,最大沖次 n = 7 .5min?1,懸點(diǎn)最大載荷 FM= 1 00KN ,懸點(diǎn)最小載荷 Fm= 3 0KN .由上式可得到以下相關(guān)參數(shù).蓄能器參數(shù):充氣體積=126L,充氣壓力=15.2118MPa,工作最大壓力=22.43 MPa,工作的最小壓力=17.53MPa ,?V=18.3007L.油缸參數(shù):活塞半徑 80mm,上腔活塞桿半徑為47.5mm,中間活塞桿半徑62.5mm.

4 基于AMEsim抽油機(jī)的系統(tǒng)仿真

通過AMEsim軟件對液壓抽油機(jī)的運(yùn)動(dòng)進(jìn)行仿真,建立模型圖如圖4所示.仿真過程中活塞的初始位置為油缸下起點(diǎn),位移傳感器為起點(diǎn)傳遞控制信號(hào),控制各換向閥的換向,設(shè)置根據(jù)實(shí)際情況設(shè)置上下死點(diǎn)時(shí)油缸有半秒的停頓,使抽油桿卸荷或者使抽油泵充滿系數(shù)最大化.根據(jù)前面的計(jì)算設(shè)置主要元件的仿真參數(shù)如表1.

圖4 液壓抽油機(jī)的AMEsim仿真模型

表1 主要元件參數(shù)

從圖5位移曲線可以看出液壓缸的最大位移約為1.4m,經(jīng)過力臂換算后抽油機(jī)驢頭的最大沖程為5.6m.活塞桿的運(yùn)動(dòng)周期為8.5s,即抽油機(jī)的沖次約為7min-1.從而可知,所建模型基本滿足抽油機(jī)的行程和沖次的設(shè)計(jì)要求.

由蓄能器的壓力曲線圖6可以看出,蓄能器的最高壓力為22.4Mpa,最低工作壓力為17.5Mpa.高低壓的變化范圍完全滿足蓄能器的使用要求.蓄能器在驢頭下沖程的時(shí)候,壓力逐漸增大,將抽油桿重力和液壓泵所做的功暫時(shí)的儲(chǔ)存起來.當(dāng)驢頭上行時(shí)蓄能器壓力逐漸減小,釋放壓力為驢頭上行抽油做功.由此可見,蓄能器實(shí)現(xiàn)了能量的回收再利用,這將大大提高抽油機(jī)的效率.蓄能器有0.5s的壓力恒定是因?yàn)榛钊麠U在上下死點(diǎn)0.5s的停頓造成的.

圖 5 活塞桿位移曲線

圖 6 蓄能器壓力曲線

圖 7 泵出口壓力曲線

圖 8 輸入與輸出功率曲線

泵出口壓力曲線(圖7)表明,油缸上行和下行時(shí)兩個(gè)負(fù)載腔的壓力變化基本是相同的,因此可以判定,抽油機(jī)在上下沖程中基本實(shí)現(xiàn)了負(fù)載的平衡.與此同時(shí),我們可以發(fā)現(xiàn)在換向的瞬間,負(fù)載腔壓力會(huì)從高壓越階跳到一個(gè)低壓,然后再上升,這是由于蓄能器的壓力變化特性造成的.

圖8是功率輸入和功率輸出曲線,在一個(gè)周期內(nèi),抽油機(jī)只在油缸下沖程時(shí)對抽油泵做功,而液壓泵在上下沖程時(shí)都輸入功率,并且可以看出一個(gè)周期內(nèi)液壓泵輸入的總和接進(jìn)輸出功.通過后處理數(shù)據(jù)得到抽油機(jī)的平均效率約為83%.效率約為傳統(tǒng)抽油機(jī)的2倍以上.

活塞桿的速度曲線(圖9)可以看出,油缸的運(yùn)動(dòng)速度基本上是勻速運(yùn)動(dòng),維持在0.35m/s附近.但是在換向的瞬間,速度是突變的,并由此造成了很大的瞬間加速度.這一速度的突變,將會(huì)早使液壓缸的振動(dòng),并且對活塞桿、抽油桿造成一定的沖擊載荷,將會(huì)很大程度的影響它們的使用壽命.

圖 9 活塞桿速度曲線

圖10 溢流閥的流量曲線

溢流閥的流量曲線(圖10)表明,在換向的停頓的瞬間,有泵排除的流量幾乎全部由溢流閥流出,這將造成巨大的功率損失,降低了系統(tǒng)的效率,增加了能耗.

圖11 泵口壓力[130(虛線)150(細(xì)實(shí)線)170(點(diǎn)線)]

為提高蓄能器的利用效率,選取的蓄能器充氣壓力為0.9P1,P1是蓄能器工作最小壓力.在這里我們將討論蓄能器的充氣壓力對負(fù)載平衡度的影響.我們一次設(shè)置批運(yùn)行參數(shù)如表2.

表 2

對系統(tǒng)進(jìn)行批處理運(yùn)行,得到如圖11曲線.圖取一個(gè)周期值按平衡計(jì)算方法計(jì)算得到,平衡度分別為:130bar時(shí)平衡度為0.83,150bar時(shí)平衡度為0.94,170bar時(shí)的平衡度為0.84,所以蓄能器的充氣壓力150bar即0.9P1時(shí)系統(tǒng)達(dá)到最佳平衡度.

5 結(jié)論

(1)總結(jié)了液壓抽油機(jī)平衡設(shè)計(jì)的基本方法,負(fù)載平衡度達(dá)到0.93,抽油機(jī)地面效率達(dá)到83%.先比傳統(tǒng)抽油機(jī)效率大大提高.

(2)在蓄能器的選取與設(shè)置時(shí),蓄能器充氣最佳充氣壓力為0.9P1.此時(shí)系統(tǒng)平衡度最高.

(3)AMEsim建模的建模仿真為抽油機(jī)液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)和改善提供了新的途徑,模擬仿真的結(jié)果和數(shù)值分析計(jì)算的結(jié)果總體一致.為新型抽油機(jī)的設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù).

(4)仿真的結(jié)果表明,在換向時(shí),存在速度沖擊,將造成液壓鋼的抖動(dòng)和噪聲,并且在換向停頓時(shí)存在較大溢流損.

[1] 劉長年.游梁式液壓抽油機(jī):中國專利,ZL00244361.4[P],2002-08-8

[2] 劉長年.ASC液壓抽油機(jī)的新平衡理論之二——完全平衡函數(shù)法[J].石油礦場機(jī)械,2004,33(1)

[3] 張彥廷,潘紅政,金文倩,等．液壓技術(shù)在抽油設(shè)備上的應(yīng)用[J].石油機(jī)械,2000,28(4):49～51

[4] 劉長年．ASC液壓抽油機(jī)全局參數(shù)的匹配方法[J].石油礦場機(jī)械,2003,31(1)

[5] 金 偉,高增海,李 平,等.抽油機(jī)平衡測試入法的研究與改進(jìn)[J].石油機(jī)械,2001,29 (11):26～30

[6] 付永領(lǐng),祁曉野.AMEsim系統(tǒng)建模和仿真[M].北京:北京航空航天大學(xué)出版社,2006