, (河南科技大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院, 河南 洛陽 471003)
抽油機(jī)是我國石油開采作業(yè)的主要機(jī)械設(shè)備,它的性能直接影響到油田的經(jīng)濟(jì)效益。抽油機(jī)往往工作在環(huán)境比較惡劣的條件下,因此在抽油機(jī)投入作業(yè)之前都要經(jīng)過嚴(yán)格的性能測試。如果采用作業(yè)現(xiàn)場進(jìn)行試驗,需要大量運(yùn)輸成本和研究經(jīng)費(fèi),為解決以上困難設(shè)計模擬抽油機(jī)工作的加載系統(tǒng)。抽油機(jī)加載具有特殊性,一方面要按照懸點(diǎn)運(yùn)動規(guī)律加載,另一方面要克服位移帶來的干擾。通過對抽油機(jī)工作情況和示功圖的分析,提出了一種位移閉環(huán)力反饋控制電液伺服系統(tǒng),能夠有效實現(xiàn)抽油機(jī)加載。
抽油機(jī)工作過程分為上下兩個沖程交替進(jìn)行,上沖程時活塞上行,游動閥受油管內(nèi)活塞以上液柱的壓力作用而關(guān)閉,并排出活塞沖程一段液體。由于泵筒內(nèi)壓力下降,固定閥被油套環(huán)行空間液柱壓力頂開,井內(nèi)液體進(jìn)入泵筒內(nèi),充滿活塞上行所讓出的空間。下沖程時活塞下行,由于泵筒內(nèi)液柱受壓,壓力增高,而使固定閥關(guān)閉?;钊^續(xù)下行,泵內(nèi)壓力繼續(xù)升高,當(dāng)泵筒內(nèi)壓力超過油管內(nèi)液柱壓力時,游動閥被頂開,液體從泵筒內(nèi)經(jīng)空心活塞上行進(jìn)入油管。因此抽油機(jī)在工作中具有較復(fù)雜的力變化情況,如圖1所示。
圖1 抽油機(jī)正常工作示功圖
根據(jù)抽油機(jī)示功圖可以看出抽油機(jī)加載系統(tǒng)主要存在兩個核心要求:首先抽油機(jī)加載裝置能按照懸點(diǎn)的位移-力變化規(guī)律對其加載;其次在控制加載力的同時應(yīng)按照抽油機(jī)的運(yùn)動規(guī)律形成示功圖曲線。這種加載系統(tǒng)的最大難點(diǎn)在于位移的干擾性,即加載系統(tǒng)的多余力。
抽油機(jī)加載系統(tǒng)工作參數(shù)具有其特殊性,抽油機(jī)工作直線行程達(dá)8 m,最大載荷達(dá)20 t,上下行程中載荷變化范圍較大,其上行程載荷在5~20 t之間變化,下行程載荷在0~20 t之間變化,最大每分鐘交變次數(shù)為35。
通過分析采用液壓缸作為加載執(zhí)行元件,配合滑輪進(jìn)行工作,以減少液壓缸的行程。抽油機(jī)加載系統(tǒng)由于隨抽油機(jī)進(jìn)行運(yùn)動,因此會導(dǎo)致加載時刻受到運(yùn)動干擾,這種干擾稱為多余力。為了克服這種干擾,設(shè)計了一種抽油機(jī)電液伺服加載系統(tǒng),引用位置輔助同步補(bǔ)償校正的方法。該方法首先采用位置閉環(huán)系統(tǒng),模擬抽油機(jī)沖程動作。除此之外采用了位移閉環(huán)、力反饋以及性能較好的伺服閥組成輔助控制系統(tǒng),實現(xiàn)力的加載。
抽油機(jī)電液伺服加載系統(tǒng)如圖2所示,主泵2、3為供油泵,實現(xiàn)液壓缸的運(yùn)動,泵1為輔助泵實現(xiàn)加載系統(tǒng)的控制油路。由于上下沖程中壓力變化較大,并且交變次數(shù)較高,系統(tǒng)選用蓄能器減少能耗。
上沖程時,液壓缸被抽油機(jī)拖拽運(yùn)動,上腔排油,通過控制上腔壓力即排油背壓,控制上沖程加載載荷。考慮行程較大采用滑輪機(jī)構(gòu)拉動液壓缸,根據(jù)滑輪機(jī)械結(jié)構(gòu)原理,得滑輪機(jī)構(gòu)系統(tǒng)拉力:
F拉=2F懸
式中:F拉為拉桿受力,即活塞桿受力,N;F懸為懸繩器受力,N。
通過對抽油機(jī)示功圖分析,抽油機(jī)在上沖程時,達(dá)到最大負(fù)載時,取系統(tǒng)壓力:
p=25 MPa
則液壓缸活塞桿無桿端面積:
抽油機(jī)工作過程中沖程較大,交變次數(shù)大,因此要求加載液壓缸的運(yùn)動速度,加速度能達(dá)到對應(yīng)較大的值,本系統(tǒng)設(shè)計中選用差動液壓缸,則:
式中,D為液壓缸無桿腔直徑,mm;d為液壓缸有桿腔直徑,mm。
圖2 電液伺服加載系統(tǒng)
帶入A=0.01568 m2計算得到d=141.3 mm,則D=199.8 mm
取圓整后:D=200 mm,d=140 mm
則圓整后活塞無桿端面積:
返算的系統(tǒng)最高壓力:
為了縮短研究周期、降低研究成本及風(fēng)險,進(jìn)行了液壓加載系統(tǒng)性能仿真研究,液壓系統(tǒng)的仿真可以對系統(tǒng)的工作性能提供了更具體的理論數(shù)據(jù),為加載系統(tǒng)的制造及改進(jìn)提供了理論依據(jù)。
仿真利用AMESim中成熟的元件模塊進(jìn)行建模,液壓缸的運(yùn)動軌跡模仿抽油機(jī)的懸點(diǎn)運(yùn)動路線,驢頭式抽油機(jī)運(yùn)動為往返運(yùn)動,運(yùn)動過程速度和加速度都在不停改變,在保證位移的情況下合理加減速。本系統(tǒng)加載仿真模型如圖3所示。模型對系統(tǒng)原理圖進(jìn)行了簡化,采用單泵,設(shè)置泵的排量轉(zhuǎn)速滿足要求省去了蓄能器,這種簡化對系統(tǒng)的工作性能的仿真并無影響。伺服方向閥的控制信號由輸入信號和位移監(jiān)測信號決定,通過比較環(huán)節(jié),PID控制器實現(xiàn)液壓缸位移運(yùn)動的控制。通過分析抽油機(jī)示功圖,得到位移和加載力的關(guān)系通過位移—力函數(shù)和輸出力監(jiān)測反饋,控制比例溢流閥,實現(xiàn)加載力控制。
圖3 加載系統(tǒng)仿真模型
在元件模塊的AMESim/Parameter參數(shù)模式中,根據(jù)液壓系統(tǒng)的設(shè)計中的分析計算設(shè)定系統(tǒng)主要參數(shù)如表1所示。
仿真中設(shè)定液壓缸運(yùn)動情況為正弦函數(shù)曲線, 使其運(yùn)動過程中能夠以低速度和加速度伸出,逐漸加速然后減速平穩(wěn)到運(yùn)動最高點(diǎn),之后液壓缸桿相似運(yùn)動方式收回完成一次沖程。仿真情況如圖4所示,圖中實線1為給定運(yùn)動信號,虛線2為反饋位置信號,液壓缸在8 s內(nèi)完成一個沖程,伸出和收回各占用4 s,分析圖中曲線可以看出液壓缸位置能及時跟隨輸入信號改變,起始階段由于外力阻力作用液壓缸實際運(yùn)動滯后于給定運(yùn)動偏差量為1/40即2.5%,運(yùn)行至2 s時液壓缸能有效跟隨控制信號運(yùn)動,收回時由于系統(tǒng)阻力影響收回位移滯后于控制量偏差最大為2/40即5%,中間運(yùn)行過程能準(zhǔn)確跟隨正弦函數(shù)變化,滿足加載位置運(yùn)動系統(tǒng)要求。
表1 仿真主要參數(shù)
圖4 液壓缸位移曲線
仿真系統(tǒng)中加載力的控制根據(jù)示功圖,采集液壓缸位置信號進(jìn)行函數(shù)計算,作為給定加載力信號,采集實際液壓缸輸出力作為反饋控制信號,通過PID模塊處理控制比例溢流閥實現(xiàn)加載力的控制。如圖5為對應(yīng)液壓缸加載情況的變化,橫坐標(biāo)為位移,縱坐標(biāo)為加載力信號,實線3為設(shè)定力變化情況,虛線4為加載力變化情況。系統(tǒng)啟動時液壓缸處于零力狀態(tài),加載力給定有一個初始值使溢流閥建立一個較小壓力,克服系統(tǒng)慣性和摩擦阻力,使液壓缸可以平穩(wěn)運(yùn)動,之后逐步增加加載力, 根據(jù)力學(xué)基本模型合力=阻力+慣性
力,隨著液壓缸的位移加速度逐漸減小,因此輸出力和控制力之間差值逐漸減小,兩條線逐漸靠近。最終加載力線4為19970~20010 N之間,最大偏差為30/20000 即0.15%,滿足加載系統(tǒng)要求。
圖5 液壓缸加載力
本研究通過對抽油機(jī)工況分析,提出了一種電液控制的抽油機(jī)加載系統(tǒng),能夠模擬抽油機(jī)運(yùn)動的位置和力的變化。加載系統(tǒng)采用位置閉環(huán)控制和入力函數(shù)反饋控制,控制液壓缸的位移運(yùn)動和加載力,模擬抽油機(jī)的運(yùn)動和負(fù)載力。該系統(tǒng)能有效用于檢測抽油機(jī)的工作情況,減少抽油機(jī)現(xiàn)場故障幾率,降低生產(chǎn)成本。
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