袁茂松,劉 鵬,李坤汶

(西南石油大學(xué) 機電學(xué)院,四川 成都 610500)

引言

液壓抽油機比常規(guī)抽油機有著以下優(yōu)點,可以無極調(diào)節(jié)沖程長度、沖次、懸點振動載荷小、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).所以液壓抽油機正在越來越多的被應(yīng)用在原油開采中.

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

1 YCYJ系列抽油機的工作原理

圖1為某型抽油機的示意圖.機械系統(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)電機啟動后帶動油泵工作,高壓油經(jīng)過有關(guān)閥類,濾油器,等一系列液壓元件后進入油缸并在換向機構(gòu)的作用下驅(qū)動油缸上下運動,因而帶動游梁作俯仰運動,實現(xiàn)采油功能.

圖1 液壓抽油機的基本原理圖

2 液壓系統(tǒng)的工作原理

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

圖2 抽油機的液壓系統(tǒng)簡圖

2.1 換向回路

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

2.2 平衡回路

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

2.3 鎖緊回路

當(dāng)液壓缸處于正常運行過程中時,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)液壓缸在運動至上死點,或者下死點時,換向閥10左位將會接入半秒,使液控單向閥11、12關(guān)閉,使油缸在上下死點處停頓半秒.從而在上沖程結(jié)束時使抽油桿有時間卸荷,在下沖程結(jié)束時的停頓時抽油泵充滿系數(shù)增大.另外當(dāng)抽油機超載或者斷載時換向閥10左位也會接入,使主油路鎖緊,油缸將會在瞬間停止運動,保證工作安全.

3 負載平衡的建立

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為懸點最大載荷;Fm為懸點最小載荷;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為油源負載壓力;P為油缸上腔壓力.

圖 3

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

當(dāng)驢頭下行時懸點載荷為最小值即Fm,此時油缸力平衡方程為

因為FX=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).因此在驢頭運行時P是個變數(shù),因而負載壓力也是個變數(shù).設(shè)P的最大值為P2,最小值為P1,驢頭上行時由(7)式得

上兩式相加得

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

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

同理,在驢頭下行的時候式(8)也可以化成

兩式相加,得

3.2 蓄能器的狀態(tài)方程

該型號抽油機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小于1min,可以認為是絕熱過程,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

抽油機要滿足在上下沖程中負載的平衡,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負載腔的最大和最小壓力 PLmin1、 PLmax1;PLmax2、PLmin2.若要實現(xiàn)抽油機上下沖程的負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和負載腔的平均壓力PL0,

所以

當(dāng)已知抽油機的最大懸點載荷FM和最小懸點載荷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)在取抽油機的最大沖程S=5.6m,最大沖次 n = 7 .5min?1,懸點最大載荷 FM= 1 00KN ,懸點最小載荷 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抽油機的系統(tǒng)仿真

通過AMEsim軟件對液壓抽油機的運動進行仿真,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,位移傳感器為起點傳遞控制信號,控制各換向閥的換向,設(shè)置根據(jù)實際情況設(shè)置上下死點時油缸有半秒的停頓,使抽油桿卸荷或者使抽油泵充滿系數(shù)最大化.根據(jù)前面的計算設(shè)置主要元件的仿真參數(shù)如表1.

圖4 液壓抽油機的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驢頭的最大沖程為5.6m.活塞桿的運動周期為8.5s,即抽油機的沖次約為7min-1.從而可知,所建模型基本滿足抽油機的行程和沖次的設(shè)計要求.

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候,壓力逐漸增大,將抽油桿重力和液壓泵所做的功暫時的儲存起來.當(dāng)驢頭上行時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,蓄能器實現(xiàn)了能量的回收再利用,這將大大提高抽油機的效率.蓄能器有0.5s的壓力恒定是因為活塞桿在上下死點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,油缸上行和下行時兩個負載腔的壓力變化基本是相同的,因此可以判定,抽油機在上下沖程中基本實現(xiàn)了負載的平衡.與此同時,我們可以發(fā)現(xiàn)在換向的瞬間,負載腔壓力會從高壓越階跳到一個低壓,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,在一個周期內(nèi),抽油機只在油缸下沖程時對抽油泵做功,而液壓泵在上下沖程時都輸入功率,并且可以看出一個周期內(nèi)液壓泵輸入的總和接進輸出功.通過后處理數(shù)據(jù)得到抽油機的平均效率約為83%.效率約為傳統(tǒng)抽油機的2倍以上.

活塞桿的速度曲線(圖9)可以看出,油缸的運動速度基本上是勻速運動,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,將會早使液壓缸的振動,并且對活塞桿、抽油桿造成一定的沖擊載荷,將會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(細實線)170(點線)]

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載平衡度的影響.我們一次設(shè)置批運行參數(shù)如表2.

表 2

對系統(tǒng)進行批處理運行,得到如圖11曲線.圖取一個周期值按平衡計算方法計算得到,平衡度分別為:130bar時平衡度為0.83,150bar時平衡度為0.94,170bar時的平衡度為0.84,所以蓄能器的充氣壓力150bar即0.9P1時系統(tǒng)達到最佳平衡度.

5 結(jié)論

(1)總結(jié)了液壓抽油機平衡設(shè)計的基本方法,負載平衡度達到0.93,抽油機地面效率達到83%.先比傳統(tǒng)抽油機效率大大提高.

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

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

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

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

[2] 劉長年.ASC液壓抽油機的新平衡理論之二——完全平衡函數(shù)法[J].石油礦場機械,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].石油機械,2000,28(4):49～51

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

[5] 金 偉,高增海,李 平,等.抽油機平衡測試入法的研究與改進[J].石油機械,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