吉效科 梁 政

1.西南石油大學(xué),成都，610500； 2.長(zhǎng)慶油田公司，西安，710018

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偏心擺動(dòng)油氣混輸泵的動(dòng)力特性研究

吉效科1,2梁 政1

1.西南石油大學(xué),成都，610500； 2.長(zhǎng)慶油田公司，西安，710018

介紹了偏心擺動(dòng)油氣混輸泵的工作原理及結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，建立了其運(yùn)動(dòng)部件的動(dòng)力學(xué)模型，并對(duì)已建立的動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行了數(shù)值計(jì)算，最后用實(shí)驗(yàn)對(duì)理論模型進(jìn)行驗(yàn)證。結(jié)果表明：作用在擺軸上的壓差作用力所形成的阻力矩是影響混輸泵軸功率的主要因素；進(jìn)出口壓差為1.2～3MPa時(shí)，計(jì)算功率與實(shí)驗(yàn)功率的相對(duì)偏差為1%～38.2%。

偏心擺動(dòng)油氣混輸泵；滑板；擺軸；動(dòng)力學(xué)

0 引言

油氣混輸技術(shù)是油田伴生氣回收利用的主要技術(shù)。國(guó)內(nèi)應(yīng)用較廣的油氣混輸泵有雙螺桿油氣混輸泵和單螺桿油氣混輸泵。它們各有優(yōu)缺點(diǎn)，其中,雙螺桿油氣混輸泵能夠輸送含氣率高、黏度大的介質(zhì)，它利用氣體的壓縮性降低回流損失，提高了容積效率，但是這種泵對(duì)固體顆粒敏感，部件壽命短、可靠性低,維護(hù)運(yùn)行成本高。單螺桿油氣混輸泵主要適用于低排量的油氣混輸，由于國(guó)產(chǎn)橡膠定子材料性能較差，導(dǎo)致高壓力(大于3.0 MPa)、高含氣量(大于50%)、高含水工況下定子故障較多。

近年來，國(guó)內(nèi)多家公司開展了同步回轉(zhuǎn)油氣混輸泵的研究[1-3]，取得了一定的成果，但是該泵滑板壽命短等問題始終沒有得到很好的解決[4-5]，導(dǎo)致故障率高，無法滿足現(xiàn)場(chǎng)生產(chǎn)的需要。筆者設(shè)計(jì)出一種新型的偏心擺動(dòng)油氣混輸泵，它彌補(bǔ)了同步回轉(zhuǎn)油氣混輸泵的不足，可適應(yīng)復(fù)雜多變的油氣混輸工況。該泵具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、部件壽命長(zhǎng)、容積效率高、對(duì)固體顆粒不敏感等顯著特點(diǎn)，可輸送高含氣率的工作介質(zhì)，能滿足油田低排量、復(fù)雜工況的油氣混輸，較好地解決油田伴生氣的回收利用難題。

目前，國(guó)內(nèi)外關(guān)于偏心擺動(dòng)油氣混輸泵的技術(shù)研究處于空白，筆者對(duì)偏心擺動(dòng)油氣混輸泵的動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行分析研究，建立了主要部件的動(dòng)力學(xué)數(shù)學(xué)模型。

1 基本結(jié)構(gòu)與原理

如圖1所示，偏心擺動(dòng)油氣混輸泵主要由殼體、油缸、擺軸、滑板等構(gòu)成。擺軸偏心置于油缸內(nèi)，且擺軸外表面和油缸內(nèi)表面始終相切于一點(diǎn)，由此形成了混輸泵的月牙形工作腔。滑板一端嵌入殼體的滑板槽內(nèi)，圓頭端與擺軸相連，這樣就將工作腔分隔為吸油腔和排油腔。吸油口和排油口分別與吸油腔和排油腔連通。偏心曲軸與擺軸通過角接觸軸承相連。泵工作時(shí)，偏心曲軸順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，套在偏心曲軸上的擺軸受到滑板的牽制，使擺軸在油缸中以往復(fù)擺動(dòng)的方式進(jìn)行容積變化。隨著偏心曲軸的旋轉(zhuǎn)，吸油腔的容積不斷增大、形成真空，工作介質(zhì)通過油缸上的吸油口不斷進(jìn)入吸油腔。與此同時(shí)，滑板另一側(cè)排油腔的容積不斷減小，工作介質(zhì)通過排油口排出，進(jìn)而完成吸油、排油過程。

圖1 偏心擺動(dòng)油氣混輸泵結(jié)構(gòu)示意圖

泵工作腔的變化類似于滾動(dòng)活塞式壓縮機(jī)工作腔的變化?；鍐蝹?cè)的工作腔需要偏心曲軸旋轉(zhuǎn)2周才能完成1次吸油、排油過程，但泵的吸油和排油是同時(shí)進(jìn)行的，故泵的偏心曲軸旋轉(zhuǎn)1周就能完成1次工作過程。由于滑板的寬度對(duì)于整個(gè)油缸而言可以忽略不計(jì)，故不考慮滑板的寬度，則泵的工作腔的容積為

(1)

式中，φ為轉(zhuǎn)角；H為擺軸軸向高度；R為油缸半徑；r為擺軸半徑；e為偏心距。

2 運(yùn)動(dòng)與受力模型

2.1 運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

偏心擺動(dòng)油氣混輸泵的結(jié)構(gòu)類似于曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，視滑板為剛體，則滑板任何一點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)即可代表滑板的運(yùn)動(dòng)。由圖2可知，滑板在滑板槽中做豎直往復(fù)運(yùn)動(dòng)，根據(jù)速度矢量關(guān)系，可得滑板的運(yùn)動(dòng)方程：

l=e(1-cosφ)+eεsin2φ/2

(2)

ε=e/r

式中，l為滑板伸出長(zhǎng)度，豎直向下為正。

圖2 擺軸速度示意圖

由式(2)可以看出，φ=0或2π時(shí)，l為最小值0；φ=π時(shí)，l為最大值2e。對(duì)式(2)分別進(jìn)行一階、二階求導(dǎo)，可得滑板運(yùn)動(dòng)的速度及加速度。

擺軸同時(shí)受到偏心曲軸和滑板的約束，在油缸中做平面運(yùn)動(dòng)，擺軸的運(yùn)動(dòng)由繞油缸中心的轉(zhuǎn)動(dòng)(角速度為ω)和以繞自身中心的擺動(dòng)(角速度為ωp)兩部分組成。

如圖2所示，選取油缸中心O點(diǎn)處且過滑板中心線的坐標(biāo)系XOY為定坐標(biāo)系，過擺軸中心O1點(diǎn)處的坐標(biāo)系X1O1Y1為動(dòng)坐標(biāo)系?；鍒A頭端與擺軸在A點(diǎn)處鉸接。假定滑板是在平面內(nèi)豎直運(yùn)動(dòng)的剛體，故滑板的速度與擺軸在A點(diǎn)處的速度相等，擺軸在A點(diǎn)處絕對(duì)速度為

va=vv

(3)

式中，va為擺軸上A點(diǎn)的速度；vv為滑板的速度。

動(dòng)坐標(biāo)系的牽連運(yùn)動(dòng)為轉(zhuǎn)動(dòng)，故擺軸A點(diǎn)處的牽連速度方向?yàn)榇怪庇贠O1、沿偏心曲軸的旋轉(zhuǎn)方向。牽連速度的大小為

ve=eω

(4)

式中，ω為偏心曲軸的角速度，ω=nπ/30；n為轉(zhuǎn)速。

動(dòng)點(diǎn)A相對(duì)于動(dòng)坐標(biāo)系的相對(duì)運(yùn)動(dòng)為轉(zhuǎn)動(dòng)，故擺軸在A點(diǎn)處的相對(duì)速度為

vr=(r-r0)ωp

(5)

式中，r0為滑板圓頭端的半徑。

綜上所述，根據(jù)速度矢量關(guān)系，可得

(6)

故可求得擺軸繞自身旋轉(zhuǎn)中心的角速度(逆時(shí)針為正)：

(7)

擺軸繞自身旋轉(zhuǎn)中心的角加速度為

β=dωp/dt

(8)

2.2 動(dòng)力學(xué)分析

由于滑板的重力和其他接觸力相比是個(gè)小量，故忽略滑板的重力。圖3給出了作用在滑板上的所有力：與擺軸間的法向約束力Fn和切向約束力Ft；與滑板槽間的約束力FR1、FR2及其相應(yīng)的摩擦力Ff1和Ff2；滑板的慣性力FIv以及高-低壓工作腔壓差作用力Fpb。為了簡(jiǎn)化計(jì)算，近似認(rèn)為滑板兩側(cè)間隙內(nèi)的壓力相互抵消，忽略滑板在滑板槽中所受到的潤(rùn)滑油壓力。

圖3 滑塊受力分析

滑板的圓頭端嵌入擺軸，擺軸的圓心和滑板圓頭端的圓心構(gòu)成的連心線與滑板中心線之間的夾角為α。由圖3所示的幾何關(guān)系可得

(9)

滑板的慣性力為

FIv=-mvav

(10)

式中，mv為滑板的質(zhì)量;av為滑板的加速度。

滑板伸到油缸內(nèi)的部分承受的壓差力為

Fpb=Bl(pc-pd)

(11)

式中,B為滑板厚度；pc為出口壓力；pd為入口壓力。

滑板受到滑板槽的摩擦力為

(12)

式中，μs為滑板槽的摩擦因數(shù)，μs=0.2。

擺軸在油缸中做帶微量滑動(dòng)的滾動(dòng)，故忽略擺軸與油缸斷面的摩擦力矩和擺軸與油缸內(nèi)壁面的摩擦力矩。根據(jù)擺軸的運(yùn)動(dòng)微分方程，可得滑板受到的切向約束力：

(13)

式中，MJZ為擺軸所受到的慣性力矩，大小為擺軸繞其軸心的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量與角加速度的乘積；Mc為擺軸與偏心曲軸間的摩擦力矩。

通過上述分析，運(yùn)用達(dá)朗貝爾原理對(duì)滑板的質(zhì)心建立力和力矩方程組：

Fpb-FR1+FR2+Fnsinα-Ftcosα=0

(14)

Ff1+Ff2+Fncosα-Ftsinα-FIv=0

(15)

(Ff1-Ff2)B-FR1(l0-2l)-FR1l0+Fpb(l0-l)+

Fnl0sinα-Ftl0cosα=0

(16)

式中，l0為滑板的長(zhǎng)度。

求解式(14)～式(16)，可得在任意φ下Fn、FR1、FR2、Ff1、Ff2的值。

擺軸除了受到滑板的法向約束力Fn和切向約束力Ft，還受到作用在擺軸上的工作介質(zhì)的壓差作用力Fpg、旋轉(zhuǎn)慣性力FIp、與偏心曲軸之間的摩擦力矩Mc,如圖4所示。

圖4 擺軸受到工作介質(zhì)的壓差作用力

假定混輸泵內(nèi)的流動(dòng)模型為均相流模型，當(dāng)偏心曲軸轉(zhuǎn)過角度φ時(shí)，可得

為了簡(jiǎn)化計(jì)算，可以近似假設(shè)擺軸與偏心曲軸之間的間隙內(nèi)存在均勻的油膜，則根據(jù)潤(rùn)滑理論可得擺軸與偏心曲軸之間的摩擦力矩Mc：

(18)

式中，Re為偏心曲軸半徑；δe為擺軸與偏心曲軸之間的間隙；le為偏心曲軸的長(zhǎng)度。

由于忽略了擺軸與油缸端面、內(nèi)壁間的摩擦力矩，而作用在擺軸的力以及擺軸與偏心曲軸之間的摩擦力矩Mc通過擺軸傳遞到偏心曲軸上，所以只分析偏心曲軸的受力。

與其他接觸力相比，擺軸、角接觸軸承的重力可以忽略不計(jì)。作用在偏心曲軸上的力有滑板的切向約束力Ft、法向約束力Fn和Fpg，摩擦力矩有與擺軸間的摩擦力矩Mc。忽略其他摩擦力矩，將偏心曲軸上的各力簡(jiǎn)化到油缸中心O點(diǎn)處，構(gòu)成了一個(gè)徑向力F(即偏心曲軸軸承承受的徑向載荷)和一個(gè)附加力偶矩。將徑向力F分解到X、Y軸上可得

(19)

(20)

于是，合力F的大小為

(21)

作用在偏心曲軸上的總阻力矩為

Mz=Mc+Mn+Mpg

(22)

(23)

Mn=eFnsin(φ+α)

(24)

式中，Mpg為Fpg產(chǎn)生的阻力矩；Mn為滑板作用在擺軸上的法向約束力Fn形成的阻力矩。

則混輸泵的功率為

(25)

3 數(shù)值計(jì)算及分析

通過上述對(duì)滑板和擺軸的運(yùn)動(dòng)及受力分析，建立了相應(yīng)的數(shù)學(xué)模型。本文以一臺(tái)額定流量為6 m3/h的偏心擺動(dòng)油氣混輸泵為例，對(duì)已建立的數(shù)學(xué)模型進(jìn)行數(shù)值求解并繪制出相應(yīng)的曲線，同時(shí)對(duì)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行分析。該泵的基本設(shè)計(jì)參數(shù)如下：l0=136 mm，B=20 mm，R=82 mm，r=90 mm，e=8 mm，H=20 mm，r0=7 mm，mv=2.3 kg，Re=42 mm，δe=20 mm，le=136 mm，pc=2.4 MPa，pd=0.1 MPa，n=200 r/min。

由圖5可知，偏心曲軸勻速旋轉(zhuǎn)時(shí)，滑板速度在0≤φ≤2π內(nèi)按正弦函數(shù)的方式變化，且最高速度僅為0.16 m/s。如圖6所示，擺軸的角速度ωp在0≤φ≤2π內(nèi)按余弦函數(shù)的方式變化，且最高角速度為2.26 rad/s。

圖5 滑板速度

圖6 擺軸角速度

由圖7可知，F(xiàn)R1和Fpg在0～2π范圍內(nèi)變化相似，都是先增大、后減小，且在偏心曲軸轉(zhuǎn)到φ=π時(shí)達(dá)到最大，由此可知滑板的接觸力FR1分擔(dān)了大部分的水平高-低壓工作腔壓差作用力Fpg。

圖7 高-低壓差作用力、切向力、約束力

滑板受到擺軸的法相約束力Ft遠(yuǎn)小于水平高-低壓工作腔壓差作用力Fpg，主要是因?yàn)镕t的大小主要跟擺軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和擺軸繞自身旋轉(zhuǎn)的角加速度有關(guān)。

如圖8所示，F(xiàn)n在0≤φ≤2π內(nèi)是先逐漸增大后減小，在φ=π處改變方向，且與摩擦力Ff1、Ff2的變化規(guī)律相似，因?yàn)镕n主要受摩擦力Ff1和Ff2的影響，隨摩擦力的變化而變化。Fn在φ=π處方向發(fā)生變化，主要是因?yàn)镕f1和Ff2方向反向。

圖8 摩擦力、法向力

由圖9可知，偏心曲軸兩端的軸承受到的徑向力在0～2π內(nèi)先逐漸增大然后再逐漸減小，在φ=π處取得最大值。由圖10可知，阻力矩Mn、Mc與阻力矩Mpg相比很小，可以忽略不計(jì)；阻力矩Mpg和總阻力矩Mz的變化規(guī)律相似，故影響偏心擺動(dòng)油氣混輸泵阻力矩的主要因素是Fpg所產(chǎn)生的阻力矩Mpg。由于偏心曲軸的轉(zhuǎn)速較低，導(dǎo)致泵的摩擦力矩Mc相對(duì)Mpg很小，對(duì)總阻力矩貢獻(xiàn)很小，故可以假定在泵進(jìn)出口壓差較高時(shí)，可以忽略各處摩擦對(duì)混輸泵的影響。Mn在0≤φ≤π范圍內(nèi)先逐漸增大，然后降為0，主要是因?yàn)樵讦?π時(shí)Fn的方向是指向油缸中心處，導(dǎo)致此處的Mn為0。

圖9 偏心曲軸的徑向力隨轉(zhuǎn)角變化的曲線

4 實(shí)驗(yàn)研究

為了驗(yàn)證所建立動(dòng)力學(xué)模型的正確性，實(shí)驗(yàn)以含少量空氣的廢機(jī)油(油氣混輸過程中，氣液流是不穩(wěn)定的，從而影響實(shí)驗(yàn)結(jié)果的精確度)為介質(zhì)，在混輸泵輸出口壓力變化的條件下進(jìn)行功率測(cè)試。用測(cè)得的實(shí)驗(yàn)功率和理論功率進(jìn)行比較，來驗(yàn)證已建立的動(dòng)力學(xué)模型是否正確。

圖11所示為偏心擺動(dòng)油氣混輸泵的實(shí)驗(yàn)臺(tái)裝置，實(shí)驗(yàn)臺(tái)架主要包括液體循環(huán)管路和氣體管路、管道泵、壓縮機(jī)，以及測(cè)量各種數(shù)據(jù)的儀器儀

(a)阻力矩Mpg和Mz

(b)阻力矩Mn

表、控制實(shí)驗(yàn)的閥門等。其中，防爆變速電機(jī)為混輸泵提供動(dòng)力，通過測(cè)量與混輸泵相連的已知效率的電機(jī)的輸入功率來確定泵的輸入功率。試驗(yàn)泵的額定流量為6 m3/h，額定轉(zhuǎn)速為200 r/min。

實(shí)驗(yàn)時(shí)，由管道泵提供的廢機(jī)油和由壓縮機(jī)提供的空氣分別經(jīng)過各自的管路進(jìn)入混輸泵，經(jīng)過混輸泵加壓后進(jìn)入分液罐，空氣被排空，廢機(jī)油流進(jìn)儲(chǔ)油罐用于再循環(huán)?；燧敱玫妮敵鰤毫κ峭ㄟ^調(diào)節(jié)混輸泵輸出管路上的閥門實(shí)現(xiàn)的。

混輸泵在實(shí)驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行混輸實(shí)驗(yàn)時(shí)，該泵運(yùn)行平穩(wěn)，振動(dòng)較小，噪聲較小，運(yùn)行時(shí)間超過3h，聯(lián)軸器處的軸承溫度從28 ℃升到46 ℃，且能夠進(jìn)行短時(shí)間的干轉(zhuǎn)。

圖12所示為混輸泵實(shí)驗(yàn)功率和計(jì)算功率的對(duì)比曲線。實(shí)驗(yàn)功率和計(jì)算功率都隨著進(jìn)出口壓差的增大而增大，且變化規(guī)律相似，進(jìn)出口壓差在1.2～3MPa內(nèi)時(shí)，相對(duì)偏差為1%～38.2%，且隨著壓差的升高而降低。這主要是因?yàn)橛绊憳訖C(jī)功

圖11 混輸泵實(shí)驗(yàn)臺(tái)示意圖

率的主要因素不僅是壓差，重力和摩擦損耗對(duì)功率的影響同樣重要，但隨著壓差的增大，影響樣機(jī)功率的主要因素是進(jìn)出口壓差，故隨著壓差的增大,相對(duì)偏差變小，計(jì)算功率越來越接近實(shí)驗(yàn)功率。

圖12 混輸泵功率隨壓力的變化

5 結(jié)論

(1)在分析混輸泵內(nèi)部關(guān)鍵部件的運(yùn)動(dòng)和受力的基礎(chǔ)上，建立了偏心擺動(dòng)油氣混輸泵的動(dòng)力學(xué)模型，并通過樣機(jī)的計(jì)算得到了一個(gè)主軸旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)各種力、力矩的變化曲線。

(2)偏心擺動(dòng)油氣混輸泵中的滑板與擺軸連接處的法向約束力Fn較大且發(fā)生突變，滑板受到的接觸力FR1分擔(dān)了大部分的水平高-低壓工作腔壓差作用力Fpb，作用在擺軸上的工作介質(zhì)的壓差作用力Fpg所形成的阻力矩是影響混輸泵功率的主要因素。

(3)通過對(duì)混輸泵進(jìn)行實(shí)驗(yàn)測(cè)試，在1.2～3 MPa的工作壓力范圍內(nèi)，樣機(jī)的理論功率和實(shí)測(cè)功率的相對(duì)偏差為1%～38.2%；壓差較低時(shí)，理論功率和實(shí)測(cè)功率相對(duì)偏差較大，說明影響功率的主要因素不只是壓差，故需要進(jìn)一步分析低壓差時(shí)重力和摩擦損耗對(duì)動(dòng)力特性的影響。

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(編輯 張 洋)

Research on Dynamic Characteristics of an Eccentric Swing Multiphase Pump

Ji Xiaoke1，2Liang Zheng1

1.Southwest Petroleum University，Chengdu，610500；2.Changqing Oilfield Company，Xi’an，710018

Working principles and structural characteristics of a new eccentric swing multiple pump were described. Motion and dynamics mathematical model of the motion parts of the multiphase pump was established. Numerical calculation was performed for a prototype of motion and dynamics mathematical model. Finally, experiments verified this theory was feasible. The results show that drag torque which is formed by the differential pressure forces on the swing-axle is the main influence on the shaft power pump. In the import and export pressure ranges of 1.2～3MPa, the deviation of the power input tested and calculated is in the ranges of 1%～38.2%.

eccentric swing multiphase pump; vane; swing-axle; dynamics

2015-03-06

TE977

10.3969/j.issn.1004-132X.2016.21.009

吉效科，男，1976年生。西南石油大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院博士研究生，長(zhǎng)慶油田公司設(shè)備管理處高級(jí)工程師。主要研究方向?yàn)槭偷V場(chǎng)機(jī)械。發(fā)表論文26篇，出版著作4部。梁 政，男，1960年生。西南石油大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。