（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?？梢钥闯觯捎诖嬖陴?，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。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?？傮w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%。