劉 元，姜 勇，范 卓*，周人杰，黃 技

1.武漢第二船舶設(shè)計研究所，湖北 武漢 430064；

2.長江存儲科技有限責(zé)任公司，湖北 武漢 43000；

3.廣東海洋大學(xué)海洋工程與能源學(xué)院，廣東 湛江 524029

隨著油田開采深度的增加，游梁式抽油機(jī)桿管重量增加，慣性力增大，嚴(yán)重影響油田開采效率。潛油電機(jī)無桿往復(fù)泵動力轉(zhuǎn)換環(huán)節(jié)少、能耗低、系統(tǒng)效率高。但是由于加工和裝配誤差，往復(fù)抽油泵長柱塞與泵筒的密封段可能存在錐度和偏心，在高壓油液作用下，柱塞會受到徑向不平衡液壓力的作用，產(chǎn)生偏磨問題，導(dǎo)致抽油泵泄漏量增加，容積效率降低。

鄧康［1］對縫隙流動與液壓卡滯的關(guān)系進(jìn)行分析，研究了液壓傳動系統(tǒng)中阻礙閥芯與閥座之間運動的因素，得到液壓卡緊力計算公式。實驗結(jié)果表明柱塞套上施加軸向或圓周上的高頻小振幅的振動也可以減少和消除液壓卡滯現(xiàn)象。但是減輕卡緊力的措施運用到抽油泵采油系統(tǒng)中會造成生產(chǎn)成本偏高。陳輝等［2］分析了如何提高往復(fù)泵的工作效率，認(rèn)為關(guān)鍵在于減小柱塞與泵筒之間的間隙和降低偏心量，但加工精度要求很高，包括尺寸精度和形狀精度，工程上難以實現(xiàn)。朱晶［3］提出在結(jié)構(gòu)上采用長柱塞、短泵筒和加裝泵下濾砂器等方式，以改善抽油泵的偏磨問題。試驗結(jié)果表明該結(jié)構(gòu)只能減輕柱塞偏磨問題，但偏磨問題還是存在。

考慮到理論計算非常復(fù)雜，本文采用計算流體力學(xué)（computational fluid dynamics，CFD）方法仿真，對不同偏心狀態(tài)和不同錐度下，柱塞表面受徑向力的大小進(jìn)行仿真，獲得影響徑向力大小的因素，同時采用均壓槽結(jié)構(gòu)［4］，減小了柱塞的徑向不平衡液壓力，可以避免柱塞與泵筒體的偏磨，延長往復(fù)泵使用壽命。

1 往復(fù)柱塞泵結(jié)構(gòu)與工作原理

1.1 結(jié)構(gòu)分析

雙作用往復(fù)抽油泵是常用的井下抽油裝置［5］，其主要作用是由直線電機(jī)帶動抽油泵把井底原油提升到地面。往復(fù)抽油泵主要由連接接頭、進(jìn)油篩管、沉砂管、工作筒（外筒和襯套）、柱塞及單向閥（進(jìn)油閥）、固定閥（出油閥）等組成，結(jié)構(gòu)示意圖如圖1 所示。

圖1 雙作用抽油泵結(jié)構(gòu)原理圖Fig.1 Schematic diagram of structure of double-acting oil well pump

1.2 工作原理

直線電機(jī)驅(qū)動柱塞上下往復(fù)運動，在柱塞向上運動過程中，上泵腔體積減小，內(nèi)部壓力增大，原油加壓之后，出油閥在上下壓力差作用下打開，油液經(jīng)過出油閥閥口排出，部分油液順著油管流到地面，同時下泵腔體積增大，壓力減小，另一部分從出油閥腔流出的油液經(jīng)過沉砂管，通過下泵腔入口進(jìn)入下泵腔。在柱塞向下運動過程中，位于柱塞上游的單向閥在高壓油液作用下關(guān)閉，上泵腔體積增大，壓力減小，位于柱塞上的單向閥打開，油液通過進(jìn)油篩管、柱塞腔、單向閥口進(jìn)入上泵腔，實現(xiàn)吸油過程，同時下泵腔體積減小，壓力增大，下泵腔內(nèi)的油液通過下泵腔入口被排出到與油管相通的沉砂管內(nèi)，然后經(jīng)過油管排出到地面上。在一個往復(fù)行程內(nèi)，雙作用抽油泵吸油、排油2 次。

根據(jù)抽油泵的技術(shù)要求、結(jié)構(gòu)特點和相關(guān)理論［6］，初步確定出抽油泵的性能參數(shù)和各個部分的主要尺寸［7］，雙作用抽油泵仿真的基本參數(shù)如表1 所示。

表1 雙作用抽油泵仿真的基本參數(shù)Tab.1 Basic parameters of simulation of double-acting oil well pump

2 ANSYS 有限元仿真

柱塞泵筒之間流體流動非常復(fù)雜，直接運用公式計算流場特性等參數(shù)比較困難，使用有限元仿真可以準(zhǔn)確的計算出流場特性參數(shù)，柱塞泵筒流場分析一般使用ANSYS FLUENT 進(jìn)行仿真，F(xiàn)LUENT 軟件是當(dāng)今世界CFD 仿真領(lǐng)域最為全面的軟件之一，具有廣泛的物理模型，能夠快速準(zhǔn)確地得到CFD 分析結(jié)果［8］。

2.1 仿真模型建立

往復(fù)抽油泵結(jié)構(gòu)復(fù)雜，需要對仿真模型進(jìn)行簡化，在確定往復(fù)抽油泵基本尺寸參數(shù)后，在ANSYS Workbench 中建立三維仿真模型，如圖2所示。

圖2 仿真模型圖Fig.2 Simulation model diagram

2.2 網(wǎng)格劃分與邊界條件

網(wǎng)格質(zhì)量直接影響到計算精度，仿真物理量的收斂性、結(jié)果準(zhǔn)確性。需要根據(jù)模型幾何特點和流場特征在局部區(qū)域內(nèi)不斷進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化，劃分邊界層，最終網(wǎng)格質(zhì)量0.85 以上，得到精度相對高，分布又理想的網(wǎng)格劃分模型（見圖3）。

圖3 網(wǎng)格劃分圖Fig.3 Grid division diagram

網(wǎng)格劃分結(jié)束后命名邊界類型，間隙模型的兩個端面設(shè)置為壓力進(jìn)口（inlet）和壓力出口（outlet）邊界，泵筒內(nèi)壁和柱塞外邊面設(shè)定為壁面（wall）邊界。如表2 所示。

表2 仿真模型邊界條件Tab.2 Simulation model of boundary conditions

3 仿真結(jié)果分析

3.1 柱塞泵筒間隙流場特性分析

柱塞、泵筒同心裝配時，高壓油液產(chǎn)生的徑向力對稱分布、相互抵消，不會有徑向不平衡力產(chǎn)生，在結(jié)構(gòu)參數(shù)和工作壓力相同的條件下，流場流體為層流［9］，仿真得到的徑向不平衡力為5.3 N，力很小可以忽略不計。當(dāng)柱塞無錐度、裝配偏心0.05 mm 時，仿真壓力變化如圖4 和圖5 所示。

圖4 柱塞泵筒間隙流場壓力云圖Fig.4 Pressure cloud diagram of gap flow field of plunger and cylinder

圖5 柱塞泵筒環(huán)形間隙流場壓力變化圖Fig.5 Variation of flow field pressure in annular gap of plunger and cylinder

從上述仿真結(jié)果可以看到，柱塞有偏心、無錐度時，流場軸向壓力變化與位置呈線性關(guān)系，周向壓力分布均勻，徑向不平衡力小，偏磨問題不明顯。

柱塞有錐度時，建模仿真得到的軸向壓力變化、徑向壓力變化分別如圖6 和圖7 所示。

圖6 軸向壓力變化曲線Fig.6 Curves of axial pressure change

圖7 徑向壓力變化云圖Fig.7 Cloud map of radial pressure change

由圖6 分析可知，柱塞泵筒偏心0.05 mm，柱塞錐度為0.03°時，柱塞泵筒之間的環(huán)形間隙壓力沿軸向變化呈非線性關(guān)系，從柱塞大端到小端壓力逐漸降低。

由圖7 分析可知，柱塞受到的徑向壓力沿周向分布不均勻，偏磨力［10］方向沿著徑向從上方指向下方，大小為1 562 N?？梢娭猛驳钠穆屎椭F度對偏磨力有影響。

3.2 偏心率對偏磨力的影響

通過spaceclaim 前處理軟件建立不同偏心率三維模型，模型長度為200 mm，泵筒外徑為44 mm，柱塞大端43.8 mm，柱塞小端43.6 mm。抽取流體域計算模型，導(dǎo)入FLUENT Meshing 得到多面體網(wǎng)格模型，在FLUENT 中仿真分析得到偏心率對偏磨力［11］影響關(guān)系曲線。改變柱塞偏心率0.2～0.8、兩端壓差12.7～17.7 MPa 和運動速度0～0.6 m/s，仿真得到偏磨力大小如圖8 和圖9 所示。

圖8 不同偏心率不同壓差下柱塞受到的偏磨力曲線圖Fig.8 Curves of eccentric wear force on plunger under different eccentricities and pressure differences

圖9 不同偏心率不同柱塞速度下柱塞受到的偏磨力曲線圖Fig.9 Curves of eccentric wear force on plunger under different eccentricities and plunger speeds

由圖8 中曲線可知，偏心率越大，柱塞受到的偏磨力越大，柱塞泵筒的磨損越嚴(yán)重，偏心率與偏磨力不呈正比例關(guān)系，隨著偏心率的增大，偏磨力逐漸平緩，偏磨力差值最大為1.2 kN；同時柱塞兩端壓差對偏磨力也有影響，壓差越大，偏磨力越大，油井不同泵掛深度時，柱塞泵筒偏磨失效問題越嚴(yán)重［12］。

由圖9 中曲線可知，沖次對往復(fù)泵筒偏磨有影響，柱塞的速度越大，偏磨力越大，影響效果越明顯。

3.3 錐度對偏磨力的影響

建立不同錐度三維模型，在FLUENT 中仿真分析得到柱塞錐度對偏磨力影響關(guān)系曲線。改變柱塞錐度0°～0.12°、柱塞兩端壓差12.7～17.7 MPa和柱塞運動速度0～0.6 m/s，得到不同錐度［13］下偏磨力的大小，如圖10 和圖11 所示。

圖10 不同錐度不同壓差下的偏磨力曲線Fig.10 Eccentric wear force curves under different tapers and pressure differences

圖11 不同錐度不同柱塞速度下的偏磨力曲線Fig.11 Eccentric wear force curves under different tapers and plunger speeds

由圖10 可知，柱塞偏心量一定時，隨著柱塞錐度的增加，柱塞受到的徑向偏磨力逐漸增大，錐度與偏磨力不呈線性變化關(guān)系。同時柱塞兩端壓差對偏磨力也有影響，壓差越大，柱塞受到的徑向偏磨力越大。由圖11 可知，錐度一定時，沖程沖次越大，偏磨力越大。

4 均壓槽對偏磨力的影響

建立柱塞、泵筒三維裝配體模型，其中柱塞以8 沖次/min 速度運動，上、下兩端壓差17.7 MPa，流體為不可壓縮牛頓流體［14］，選用層流模型，流體介質(zhì)選為油液，間隙寬度為0.1 mm，槽寬度為2.5 mm，深度為1.5 mm，槽間距為25 mm，且假設(shè)模型偏心0.05 mm，柱塞錐度0.03°。

如圖12 所示，在柱塞表面開均壓槽，油液經(jīng)過均壓槽時［15］，均壓槽進(jìn)出口壓力基本相同，原因是柱塞上開設(shè)均壓槽，使得平衡槽處間隙中的液壓油相互連通，油液自動從壓力高的地方流向壓力低的地方，從而使平衡槽內(nèi)的壓力趨于平衡。通過Report-Forces 命令計算出徑向偏磨力為239 N，說明均壓槽會降低柱塞受到的偏磨力。

圖12 柱塞表面開均壓槽模型Fig.12 Model of open pressure equalizing groove on surface of plunger

圖13 為環(huán)形間隙中柱塞壁面壓力分布曲線，環(huán)形間隙中的壓力沿軸向逐漸降低。圖14 為在柱塞上開設(shè)不同數(shù)量均壓槽對徑向偏磨力的影響，可以看到，隨著矩形槽數(shù)量的增加，徑向偏磨力下降，但是下降趨勢逐漸放緩，徑向偏磨力變得很小。

圖13 環(huán)形間隙中柱塞壁面壓力分布曲線Fig.13 Pressure distribution curve of plunger wall in annular gap

圖14 偏磨力隨矩形槽數(shù)量變化規(guī)律Fig.14 Variation of eccentric wear force with number of rectangular grooves

5 結(jié)論

（1）影響柱塞泵筒之間的偏磨力因素主要有2個：柱塞泵筒的偏心量和柱塞的錐度。偏心率越大，錐度越大，柱塞的偏磨越嚴(yán)重。

（2）潛油往復(fù)抽油泵下井深度和沖程沖次也會影響柱塞受到的徑向偏磨力，柱塞兩端壓差和柱塞運動速度越大，偏磨力也就越大。

（3）柱塞開設(shè)均壓槽會影響柱塞受到的偏磨力，其次均壓槽的數(shù)量也會影響偏磨力的大小，但是均壓槽數(shù)量越多，偏磨力趨于穩(wěn)定。