潜油螺杆泵密封特性与举升性能分析.pdf

Hydraulics Pneumatics&Seals/No.8.2023doi:10.3969/j.issn.1008-0813.2023.08.007潜油螺杆泵密封特性与举升性能分析童华仁,王世杰（沈阳工业大学机械工程学院，辽宁沈阳110 8 7 0）摘要：为了充分认识螺杆泵的密封特性与举升性能，采用数值仿真软件对平面螺杆泵进行接触非线性分析，研究不同腔室压力下压差与接触应力的关系，并结合密封准则求出不同腔室压力下的临界密封压力，绘制出两者间的关系曲线，然后，研究了过盈量和橡胶硬度与临界密封压力之间的关系，给出了不同过盈量和橡胶硬度下的临界密封压力曲线，并采用多项式拟合方法给出临界密封压力与腔室压力之间的关系式。紧接着根据螺杆泵压力传递规律，分析了过盈量和橡胶硬度与螺杆泵扬程之间的定量关系，并研究了举升压力随密封腔数的变化规律。研究结果表明：接触应力随压差的增大而增大，随腔室压力的增大而减小；腔室之间的临界密封压力随腔室压力的增大而较小，且减小的速度逐渐变快，但此规律不受过盈量和橡胶硬度大小的影响；在相同腔室压力下，过盈量和橡胶硬度越大，临界密封压力就越大,螺杆泵的密封性能就越好；螺杆泵的扬程随过盈量的增大而呈线性增大，随橡胶硬度的增大而呈非线性增大；螺杆泵的举升压力随密封腔数的增加而增大，但增速逐渐变缓，最终达到一个最大值,这个最大值就是螺杆泵所能达到的最大举升压力，然后通过螺杆泵水力特性试验验证了结果的合理性。研究结果可为螺杆泵的研发以及实际应用提供借鉴参考。关键词：潜油螺杆泵；举升性能；临界密封压力；过盈量；橡胶硬度中图分类号TB42Analysis of Sealing Characteristics and Lifting Performance for Screw Pump(School of Mechanical Engineering,Shenyang University of Technology,Shenyang 110870,China)Abstract:In order to fully understand the sealing characteristics and lifting performance of screw pump,numerical simulation software wasused to analyze the contact nonlinearity of plane screw pump,and the relationship between pressure difference and contact stress under differentchamber pressures was studied.Combined with sealing criteria,the critical sealing pressure under different chamber pressures was obtained,draw the relationship curve between them,and then study the relationship between interference,rubber hardness and critical sealing pressure,and the critical sealing pressure curves under different interference and rubber hardness were given,and the relationship formula betweencritical sealing pressure and chamber pressure was given by polynomial fiting method.Then,according to the pressure transmission law ofscrew pump,the quantitative relationship between interference,rubber hardness and screw pump head is analyzed,and the change law oflifting pressure with the number of sealed cavities is studied.The results show that the contact stress increases with the increase of pressuredifference and decreases with the increase of chamber pressure.As chamber pressure increases,the critical seal pressure between the chambersdecreases,and the decreasing speed gradually becomes faster,but this rule is not affected by excess and rubber hardness.Under the samechamber pressure,the greater the interference and rubber hardness,the greater the critical sealing pressure and the better the sealingperformance of screw pump.The lift of screw pump increases linearly with the increase of interference;It increases nonlinearly with theincrease of rubber hardness.The lfting pressure of screw pump increases with the increase of the number of sealed cavities,but the growth rategradually slows down and finally reaches a maximum value,which is the maximum lifting pressure that screw pump can achieve.Then,therationality of the results is verified by the hydraulic characteristic test of screw pump.The above research results can provide reference for thedevelopment and practical application of screw pump.Key words:screw pump;lfting performance;critical sealing pressure;interference;rubber hardness收稿日期：2 0 2 2-0 8-11基金项目：辽宁省“揭榜挂帅 科技攻关项目（2 0 2 1JH1/10400084）作者简介：童华仁（19 9 8-），男，吉林榆树人，硕士研究生，主要从事螺杆泵举升性能方面的研究。文献标志码：A文章编号：10 0 8-0 8 13(2 0 2 3)0 8-0 0 3 5-0 7TONGHua-ren,WANG Shi-jie0引言在原油开采过程中，潜油螺杆泵是一种重要的人工举升无杆泵采油设备 1-5】，被广泛应用在高黏度、高含砂、高气液比的浅井、水平井、斜井、定向井以及海上石油作业平台 6-7 35液压气动与密封/2 0 2 3 年第8 期相比于其他采油设备，潜油螺杆泵具有能耗低、占地面积小、无杆管偏磨、采油作业连续、稳定、不存在气锁且具有破乳作用等一系列优点 8 ,因此备受国内外油田的重视。但由于目前对潜油螺杆泵的研究工作尚未成熟，致使螺杆泵因受举升压力（扬程）)的限制不能用于深井石油开采 9-10),这在一定程度上限制了螺杆泵采油技术的发展。未能充分发挥螺杆泵采油所具有的技术优势。而且随着国内外深井油田数目的不断增多、开采难度也变得越来越大，提高螺杆泵的举升压力成为急需解决的难题。螺杆泵主要是通过定转子间啮合形成的密封腔不断推移从而来实现对原油的抽取工作 11-12 ,在此过程中,螺杆泵举升压力的形成主要取决于密封，密封性能的强弱将会直接影响螺杆泵的举升压力，而过盈量和橡胶硬度是影响螺杆泵密封性能的两个主要因素，但目前针对过盈量和橡胶硬度对螺杆泵密封性能和举升压力的影响研究甚少。基于以上原因，笔者利用有限元分析软件中的接触非线性方法分析过盈量和橡胶硬度对螺杆泵密封特性和举升性能的影响，给出过盈量、橡胶硬度与螺杆泵的临界密封压力以及扬程之间的关系，为螺杆泵的研发提供数据支撑。1螺杆泵密封准则与压力传递规律1.1密封准则如图1所示，在定子橡胶衬套的半圆处，衬套与螺杆之间是线啮合，曲线将密封腔室分割开来，具有线密封作用，一般泄漏不会发生在线啮合位置。而在两个平行直道上，定转子之间是点啮合，点啮合的密封效果远远不如线啮合，所以，泄漏通常发生在点啮合位置。点啮合图1不同啮合位置的定转子平面模型点啮合将螺杆泵定子型腔分成一左一右两个腔室，当左右两型腔间的压差大于点啮合处的接触应力时，螺杆泵就会被击穿发生泄漏。当压差小于等于接触应力时,螺杆泵就可以正常举升石油，此时，把接触36应力与压差相等时的接触应力就称为临界密封压力，所以点啮合位置的密封条件应满足：Ap式中，Ap一一相邻腔室之间的压差,MPa一一接触应力,MPa定转子过盈配合所产生的衬套对螺杆的挤压力、腔室压力以及腔室间压差都会影响螺杆泵的接触应力,除此之外,接触应力还受到螺杆泵的材料力学性能影响。吸入口Po1.2压力传递规律螺杆泵工作主要分三个阶段：油液的吸入、油液的传递以及油液的排出。由于螺杆泵定转子之间通常采用过盈配合，使得螺杆泵内部被分隔成多个密封腔室，如图2 中的pI和pa-1。由于螺杆的自转和公转,密封腔内的油液从泵的吸人口逐渐推移至泵的排出口，最后进人输油管内,随着油管内油液的增多使得液柱不断的变高,泵的排出端压力Pa也越来越大，同时,泵排出端a与(a-1)腔室间的压差也在持续增大,当两腔室间的压差大于密封带上薄弱位置处的接触应力时，定转子间啮合处将会因密封失效而泄油，此时油液会从排出端a流进(a-1)腔室,使得该腔室的压力 Pa-1不断增加，而两腔室间的压差将不断减小,直到两腔室间的压差不大于密封带上薄弱位置处的接触应力时，密封才会重新形成，螺杆泵内部会重复此过程,直至将油液输送到地面。这时，螺杆泵的抽油和排油过程将线啮合达到一种动态性平衡状态。泵的排出端压力P。将不会再增加,螺杆泵内部会形成一个相对稳定的压强场,除吸人口腔室以外,该泵有a个密封腔（泵级数是a）,则螺杆泵内部腔室的压力分布规律为：P.=Po+2 Pi+1a-1i=0式中，P。一泵的密封腔压力,MPaPo吸入口压力,MPaAPi(i+1）相邻腔室之间的临界密封压力,MPa2有有限元模型的建立螺杆泵由定子（金属外壳和橡胶)和金属转子组(1)PIPa-1图2螺杆泵结构示意图排出端Pa(2)Hydraulics Pneumatics&Seals/No.8.2023成,因橡胶的弹性模量比金属转子和金属外壳的小许压力的影响。多,所以将定子金属外壳和转子定义成刚体。建立转3.1临界密封压力计算方法子直径48 mm、转子偏心距8.5mm、定子橡胶外径为因此,笔者对螺杆泵的低压腔室分别施加0,3,5，100mm的GLB-800单螺杆泵二维有限元模型，如图37,9MPa压力载荷，而高压腔室则施加不同的压差载所示,定子橡胶选用硬度为7 0 HA时的超弹性Mooney-荷。经过有限元分析计算，得出了不同腔室压力和不Rivlin本构模型二参数进行有限元数值模拟,Cio=1.14，同压差时的接触应力值，进而确定临界密封压力。由Col=0.02,泊松比取0.49 9,橡胶密度12 0 0 kg/m。转于篇幅有限,表1仅列出了低压腔室压力为5 MPa,高子材料选用合金钢，合金钢材料具有线弹性各向同性压腔室为不同压差时的接触应力值。其余腔室压力下的特点，弹性模量取2 10 GPa，泊松比取0.3，密度不同压差的接触应力绘制成压差与接触应力的关系曲7200kg/m,定转子之间采用过盈配合，过盈量取线，如图4所示。0.3mm。为简化模型将约束条件直接作用在去除金属1.1外壳的定子橡胶衬套外壁上。1.00.9F0.80.70.60.50.30.20.1图3 单螺杆泵二维有限元模型00.10.20.3(0.40.50.60.70.80.91.01.1由于泄漏经常发生在定转子点啮合位置，因此文腔室压差/MPa中所有分析都是基于转子的位置在螺杆泵定子衬套中图4不同腔室压力下压差与接触应力的关系曲线心进行计算的，在螺杆泵平面有限元模型中,转子将定由表1和图4可知,接触应力与腔室压力和相邻子型腔分隔成左右两个腔室，假设左腔室为低压腔，右腔室之间的压差息息相关。当压差相同时，接触应力腔室为高压腔,并施加压力载荷进行数值模拟计算。随着腔室压力的增大而减小；当腔室压力一定时,接触接触问题作为固体力学研究中的一重要部分，它应力随着压差的增大而增大，并且变化近似呈线性。是比较抽象的。对于接触模型来讲,模型中的参数变不同腔室压力下的接触应力曲线的斜率近似相同，即量不仅需要满足固体力学方程和初始边界约束条件，不同腔室压力下单位压差的接触应力增速近似相同。同时还需要满足接触面上的接触约束条件，即保证相互接触的两个对象之间不能互相渗透,因此,要选择合适的接触刚度值以防止渗透的发生。在接触过程中，接触状态由分离、滑动及粘结接触构成。在此三种接触状态下,接触面上所受的应力及应变都不相同，且彼此间还发生相互转化，从而使接触问题具有高度非线性的特征 13 。因此,笔者采用增强拉格朗日法来解决定转子间的接触非线性问题3螺杆泵密封特性分析通过对螺杆泵的密封准则和压力传递规律介绍可知,要研究过盈量和橡胶硬度对螺杆泵密封性能的影响，首先需给出腔室之间的临界密封压力的计算方法，然后计算并分析过盈量和橡胶硬度对螺杆泵临界密封+0 MPa3MPa+5MPa+7 MPa9MPa+压差表1低压腔室为5MPa时接触应力有限元计算结果MPa低压腔室压力高压腔室压力5.0005.0005.0005.2005.0005.4005.0005.6005.0005.800根据密封准则以及表1中的数据可知,0.8 MPa压差属于螺杆泵泄漏压差，此时接触应力为0.7 3 0 MPa。0.6MPa压差属于螺杆泵未泄漏压差,此时接触应力为0.640MPa。根据密封准则可确定临界密封压力在37压差0.0000.2000.4000.6000.800接触应力0.3520.4190.5390.6400.730液压气动与密封/2 0 2 3 年第8 期0.6400.730MPa之间。通过对腔室压力为5MPa时的接触应力曲线进行多项式拟合，然后与压差曲线进行求交。最终求出腔室压力为5MPa时的临界密封压力为0.6 6 0 MPa。图4中接触应力曲线与压差参考线的5个交点就是不同腔室压力下的临界密封压力。利用上述方法，计算出腔室压力为0,3,5,7,9 MPa时的临界密封压力值,见表2。根据表2 中的数据绘制临界密封压力与腔室压力的关系曲线图，如图5所示。表2 不同低压腔压力下的临界密封压力MPa低压腔室压力高压腔室压力0.0000.8533.0003.7655.0005.6607.0007.5379.0009.40511.00011.18512.10012.1001.00.8/0.60.40.20图5临界密封压力与腔室压力的关系曲线由表2 和图5可知,螺杆泵的临界密封压力与密封腔压力有关,随着密封腔压力的增大，临界密封压力逐渐减小,并且减小的速率越来越快。例如，当密封腔压力从5MPa增加到7 MPa，临界密封压力则从0.660MPa减小到0.53 7 MPa，下降了18.6%。而当密封腔压力从9 MPa 增加到11MPa时,临界密封压力则从0.3 9 5MPa减小到0.18 5MPa，下降了53.2%。3.2过盈量与临界密封压力的关系分别建立过盈量为0.4,0.5,0.6 mm，橡胶硬度为70HA的单螺杆泵二维有限元模型，给定边界约束条件并进行模拟仿真计算，得到了不同过盈量下螺杆泵的临界接触压力曲线，并将其与图5中过盈量为380.3mm时的曲线合并，如图6 所示。由图6 可看出，临界密封压力随密封腔压力的变化规律不受过盈量大小的影响。临界密封压力曲线在纵坐标上的交点随过盈量的增大而不断向上推移,在横坐标上的交点则不断向右推移。1.41.21.00.80.6临界密封压力0.40.8530.20.7650.6600.5370.3950.1850.000246m830101214密封腔压力/MPa+过盈量0.3 mm过盈量0.4mm-过盈量0.5mm过盈量0.6 mm05图6 不同过盈量下的临界密封压力曲线当密封腔压力一定时，临界密封压力与螺杆泵定转子之间的过盈量大小有关，过盈量越大，临界密封压力就越大，螺杆泵的密封性能就越好，相反，过盈量越小，临界密封压力就越小，螺杆泵的密封性能就越差。所以在石油开采过程中，当不考虑过盈量对定转子之间摩擦扭矩的影响时，应尽量选择过盈量较大的螺杆泵，以减小螺杆泵的漏失量，提高其容积效率。用Origin软件对图6 中的曲线进行多项式拟合,得到了不同过盈量下螺杆泵临界密封压力曲线的多项式公式如下：y=-0.00477x2 0.0097x+0.84413y=-0.0032x2-0.00831x+1.01313y=-0.00217x2 0.01049x+1.15883y=-0.00152x2-0.01506x+1.34682式中，一低压腔室压力,MPa低压腔室与高压腔室之间的临界密封压力,MPa3.3林橡胶硬度与临界密封压力的关系不同硬度的橡胶具有不同Mooney-Rivlin本构模型参数 14,如表3 所示，根据表3 分别建立橡胶硬度为70,75,80,85HA,过盈量为0.3 mm的单螺杆泵二维有限元模型，给定边界约束条件进行接触非线性模拟仿真计算，根据临界密封压力的计算方法，经过大量计算得到不同橡胶硬度下螺杆泵的临界密封压力随密封腔压力变化的曲线，并将其与图5中橡胶硬度为7 0 HA时的临界密封压力曲线合并，如图7 所示。10密封腔压力/MPa152025(3)(4)(5)(6)Hydraulics Pneumatics&Seals/No.8.2023表3 不同硬度下橡胶的本构参数4螺杆泵举升性能分析橡胶硬度/弹性模量HAE/MPa706.96758.748010.988513.801.81.61.40.80.60.40.20图7 不同橡胶硬度下临界密封压力随密封腔压力的变化曲线由图7 可知,螺杆泵临界密封压力随密封腔压力的变化规律不受橡胶硬度大小的影响；在相同低压腔室压力下,橡胶硬度越大，潜油螺杆泵的临界密封压力就越大，螺杆泵的密封性能就越好。相反，橡胶硬度越小,其临界密封压力就越小，螺杆泵的密封性能就越差。这主要是由于橡胶的刚度(抵抗弹性变形的能力）受橡胶硬度影响,橡胶刚度随橡胶硬度的增大而增大，所以致使相同过盈量下定转子间的接触应力越大，从而螺杆泵的密封性能就越好。因此,在不考虑其他影响因素的条件下,尽可能选择硬度大的橡胶材料来制造定子衬套。将图7 中不同橡胶硬度下的临界密封压力曲线进行多项式拟合，得到了不同橡胶硬度下各条临界密封压力曲线的多项式公式如下：y=-0.00477x2-0.0097x+0.84413y=-0.00397x-0.00585x+1.04815y=-0.00341x2+1.29759y=-0.00267x2 0.00106x+1.6371式中，x一一低压腔室压力，MPa-低压腔室与高压腔室之间的临界密封压力,MPa材料常数Cio/MPa1.141.441.832.33-70HA+75HA+80HA85HA510腔室压力/MPa材料常数Col/MPa0.0200.017-0.003-0.0341520常用泵挂深度来判断螺杆泵举升性能的好坏,而螺杆泵扬程决定其泵挂深度，故用螺杆泵扬程来表示螺杆泵举升性能的好坏较为恰当。因此,需要计算出不同过盈量和橡胶硬度下螺杆泵的扬程以及分析它们之间的关系。4.1过盈量与螺杆泵扬程的关系根据不同过盈量下螺杆泵临界密封压力曲线的多项式式（3）式（6)和图6,并通过式（2）,从螺杆泵的吸人端开始，自下而上逐渐算出相邻两腔室之间的临界密封压力以及各个腔室的压力，直至相邻两腔室之间的临界密封压力是0 MPa为止，此时泵排出端压力就是螺杆泵的最大举升压力（即螺杆泵扬程）。按上述方法，计算出了不同过盈量条件下的螺杆泵扬程,见表4。并将表4绘制成过盈量与螺杆泵扬程的关系曲线图，如图8 所示。25表4不同过盈量条件下的扬程过盈量/mm0.3扬程/MPa12.12624222018161412.0.300.350.40,0.450.50过盈量/mm图8 过盈量与螺杆泵扬程的关系曲线由表4和图8 可知，螺杆泵扬程随着过盈量的增大而呈线性增大。每一种过盈量的螺杆泵都有一个与之相对应的螺杆泵扬程。当螺杆泵的工作压力不能满(7)足其下泵深度条件时，此时就可以采取增加定转子之(8)间的过盈量，来提高螺杆泵的扬程以满足下泵深度需(9)求。通常螺杆泵的实际工作压力要小于螺杆泵的扬程，(10)只有这样，螺杆泵才能正常工作将石油举升到地面。根据图8 对表4中的数据进行多项式拟合，拟合公式如式(11)所示，该公式反映了螺杆泵扬程和过盈量的定量关系。390.416.10.520.20.550.600.624.2液压气动与密封/2 0 2 3 年第8 期y=40.4x 0.03式中,x一一过盈量,mmy螺杆泵扬程,MPa4.2定子橡胶硬度与螺杆泵扬程的关系根据橡胶硬度计算螺杆泵扬程的方法与根据过盈量计算螺杆泵扬程的方法一致。计算结果见表5,并将表5中的数据绘制成橡胶硬度与螺杆泵扬程的关系曲线图，如图9 所示。表5不同橡胶硬度条件下的扬程橡胶硬度/mm70扬程/MPa12.12422201816141270图9 橡胶硬度与螺杆泵扬程的关系曲线由表5和图9 可以看出,扬程随橡胶硬度的增大而呈非线性增大，且增速逐渐加快。当橡胶硬度由70 HA增加到7 5HA时,螺杆泵的扬程由12.1MPa增加到15.2 MPa,扬程提高了3.1MPa,也就是下泵深度增加了3 0 0 m多。当橡胶硬度由8 0 HA增加到8 5HA时,螺杆泵的扬程则由19.1MPa增加到2 4MPa,扬程提高了4.9 MPa,即下泵深度增加了大约50 0 m。另一方面,增加定子橡胶硬度，可以大大提高定子橡胶衬套的耐磨性能和使用寿命。因此应根据螺杆泵的下泵深度和使用寿命对定子橡胶衬套材料的硬度进行合理选择。根据图9 对表5中的数据进行多项式拟合，拟合公式如（12)所示，该公式反映了螺杆泵扬程和定子橡胶硬度的定量关系。y=0.018x2 1.998x+63.77式中，一一橡胶硬度,HAy螺杆泵扬程,MPa4.3虫螺杆泵举升压力随密封腔数的变化规律从螺杆泵的压力分布规律可知,除吸人端外,其余40(11)758015.219.17580橡胶硬度/HA腔室压力等于前一级腔室压力与两腔室间的临界密封压力之和，依次递推，最终算出多级螺杆泵的总举升压力 15-16 假设泵吸人口压力为OMPa,应用螺杆泵临界密封压力曲线拟合式（3）式（5）及螺杆泵内部腔室的压力分布规律，对过盈量为0.3,0.4,0.5mm的螺杆泵进行举升压力计算，得到不同过盈量下举升压力随密封腔数的变化规律，计算结果如图10 所示。25+过盈量0.3 mm过盈量0.4 mm852024.0151050图10 不同过盈量下举升压力与密封腔数的关系曲线图10 反映了螺杆泵内部各级密封腔的压力分布情况以及螺杆泵在不同密封腔数下所对应的最大举升85压力，分析结果显示：螺杆泵的举升压力随着密封腔数的增加而增加，但增速逐渐缓慢，这主要是因为从泵吸人口到排出端，临界密封压力随腔室压力的增加而不断减小,最终举升压力会达到一个最大值。过盈量为0.3,0.4,0.5mm的螺杆泵所能达到的最大举升压力分别在12,16,2 0 MPa左右，此时对应的最大密封腔数大约是3 3,3 4,3 7。从图10 中不难看出，当过盈量为0.3,0.4,0.5mm的螺杆泵的密封腔数分别达到18，22,26时,此时再增加密封腔数对螺杆泵举升压力的提高贡献不大，因此在满足螺杆泵工作要求的情况下，综合考虑其加工制造成本等诸多因素。这3 种过盈量的螺杆泵最大密封腔数取18,2 2,2 6 左右最为合适，此时最大举升压力大约是10.3 5,14.3 8,18.44MPa。5螺杆泵的水力特性试验根据图10 可知，当过盈量为0.3 mm螺杆泵的密(12)封腔数取14时，此时泵的最大举升压力为9.11MPa（即过盈量为0.3 mm的GLB800-14螺杆泵的最大举升压力为9.11MPa），为了验证上述有限元计算结果的准确性,对GLB800-14螺杆泵进行水力特性试验，螺杆转速设置为150 r/min，试验结果绘制成如图11所示的水过盈量0.5 mm51015.20025303540密封腔序号工Hydraulics Pneumatics&Seals/No.8.2023力特性曲线。的举升压力达到一个最大值。110（5）通过螺杆泵的水力特性试验验证了有限元计100+容积效率系统效率9080F706050403020F10012345678910 11 12泵端压差/MPa图11GLB800-14螺杆泵的水力特性试验曲线由图11可知,螺杆泵的系统效率随着泵端压差的增大先升高后降低，系统效率的最大值为8 3%，而螺杆泵的容积效率则逐渐降低，在泵端压差为8.9 2 MPa时，容积效率出现了拐点，相对容积效率下降较为明显,这个拐点对应的泵端压差就是试验条件下GLB800-14螺杆泵所能达到的最大举升压力，经过有限元结果与试验结果比较，误差仅为2.1%，从而验证了有限元计算方法的正确性。6结论（1）通过有限元分析，螺杆泵的接触应力随压差的增大而增大，随腔室压力的增大而减小。给出了螺杆泵临界密封压力的计算方法，并计算出了在不同过盈量和不同橡胶硬度下的临界密封压力，然后给出了临界密封压力随腔室压力变化的曲线以及关系式。（2）过盈量和橡胶硬度越大，临界密封压力就越大，密封性能就越好。（3）通过螺杆泵临界密封压力的计算方法以及螺杆泵的压力传递规律，计算出了在不同过盈量和橡胶硬度下的螺杆泵扬程，给出了过盈量、橡胶硬度与螺杆泵扬程之间的定量关系。螺杆泵的扬程随过盈量增大而呈线性增大,螺杆泵的扬程随橡胶硬度增大而呈非线性增大（4）通过螺杆泵举升压力计算，研究了举升压力随密封腔数的变化规律。螺杆泵的举升压力随密封腔数的增加不断的增大，但增长速度会变慢，最终螺杆泵引用本文：童华仁，王世杰.潜油螺杆泵密封特性与举升性能分析 J.液压气动与密封,2 0 2 3,43（8）：3 5-41.TONG Huaren,WANG Shijie.Analysis of Sealing Characteristics and Lifting Performance for Screw Pump JJ.Hydraulics Pneumatics&Seals,2023,43(8):34-41.41算方法的合理性。以上结论可为设计高扬程螺杆泵以及如何选择过盈量和橡胶衬套材料硬度提供理论依据。参考文献1 LEAJ F.PCP Study Focuses on Artificial Lift Applications J.Petroleum Engineer International,1993,65(9):10-13.2郑磊，吴晓东，韩国庆，等.全金属螺杆泵工作特性试验模拟与评价 J.石油机械,2 0 18,46（5）：7 7-8 2.工1J3彭永刚.小排量高扬程潜油直驱螺杆泵研制与应用 J.石油矿场机械,2 0 2 2,51(2）：8 3-8 8.4韩道权，张豫，宋玉杰，等.类椭圆型采油螺杆泵举升性能分析 J.石油机械,2 0 2 1,49（1)：13 2-13 7.5NWLIK L,BRENNAN J.Progressing Cavity Pumps,DownholePumps,and Mudmotors.Houston M.Gulf PublishingCompany,2005:1-8.6金红杰,吴恒安，曹刚，等.螺杆泵系统漏失和磨损机理研究 J.工程力学,2 0 10,2 7(4)17 9-18 4.7王世杰,李勤.潜油螺杆泵采油技术及系统设计 M.北京：冶金工业出版社，2 0 0 6.8王世杰，吕彬彬，李勤.潜油螺杆泵采油系统设计与应用技术分析J.沈阳工业大学学报，2 0 0 5，（2）：12 1125,147.9刘合,郝忠献,王连刚，等.人工举升技术现状与发展趋势J.石油学报,2 0 15,3 6(11):1441-1448.1O COZEEN K,TETZLAFF S.Using ESPCP Reduces LiftingCosts J.The American Qil&.Gas Reporter,1998,41(6):134-137.11韩传军,任旭云,郑继鹏.高温含砂原油中等壁厚螺杆泵定子衬套磨损分析 J.中国机械工程,2 0 17,2 8（4）：446-450.12黄勇淇,王世杰两种采油螺杆泵定子摩擦特性对比分析J.机电工程,2 0 2 2,3 9(6):8 2 6-8 3 2.13韩传军，任旭云，李丽，等.双头单螺杆泵等壁厚橡胶衬套力学性能仿真 J.机械设计与制造,2 0 19，（9）：17-2 0.14】高磊.螺杆泵定转子周期性接触非线性有限元分析 D.大庆：东北石油大学，2 0 17.15叶卫东,郭玉双，杜秀华，等.螺杆泵内部压力分布规律研究 J.科学技术与工程，2 0 0 9,9（11）：3 0 6 9-3 0 7 2.16赵毅.基于三维建模的采油螺杆泵压力分布规律研究D.大庆：东北石油大学,2 0 11.