抽油機井系統(tǒng)效率仿真分析的計算方法

抽油機井系統(tǒng)效率仿真分析的計算方法

計算機模仿是分析系統(tǒng)工作行為、提高系統(tǒng)性能的有效方法。目前計算機仿真技術廣泛應用于抽油機井動態(tài)參數(shù)的模擬計算,例如研究抽油桿柱、油管柱、液柱的振動行為,并以此為基礎研究懸點示功圖、曲柄軸扭矩等動態(tài)參數(shù)的計算方法。筆者在抽油機井動態(tài)參數(shù)計算機仿真技術的基礎上,改進了系統(tǒng)輸入功率、排量系數(shù)和有效功率的計算方法,并建立了系統(tǒng)效率計算機仿真的數(shù)學模型。通過仿真計算來分析影響系統(tǒng)效率的主要因素,探索提高系統(tǒng)效率的有效途徑。1系統(tǒng)效率的定義系統(tǒng)效率仿真的目的就是在已知抽油設備(抽油機、電動機的類型與規(guī)格)、抽汲參數(shù)(沖程、沖次、泵徑、下泵深度、抽油桿柱組合)、油井參數(shù)(含水量、氣油比、粘度、動液面、油壓、套壓)的條件下,對油井的排量系數(shù)、實際產(chǎn)液量、有效功率、系統(tǒng)輸入功率進行仿真計算,進而對系統(tǒng)效率進行仿真計算。抽油機井系統(tǒng)效率η定義為η=ΝeˉΝΜ×100%(1)式中Ne為系統(tǒng)的有效功率,kW;ˉΝΜ為系統(tǒng)的平均輸入功率,即電動機的平均輸入功率,kW。1.1抽油泵有效沖程系數(shù)的確定石油行業(yè)標準推薦的有效功率的計算公式為Νe=QΗρmg86400(2)式中ρm為油水兩相混合液密度,103kg/m3;Q為油井實際產(chǎn)液量,m3/d;H為有效舉升高度,m,其計算式為Η=Ηd+(po-pc)ρmg×10-3(3)式中Hd為油井動液面深度,m;po為井口油壓,Pa;pc為井口套壓,Pa。在式(2)和式(3)中,井口油壓、套壓、動液面為已知的油井參數(shù)。井液含水率也是已知參數(shù),即油水兩相混合液密度ρm為已知。因此,在利用式(2)和式(3)計算有效功率時,關鍵是計算油井實際產(chǎn)液量。油井實際產(chǎn)液量由下式計算Q=1440×π4D2Snα(4)式中D為抽油泵柱塞直徑,m;S為懸點沖程長度,m;n為懸點沖程次數(shù),min-1;α為抽油泵的排量系數(shù)(即泵效),%。排量系數(shù)的仿真精度直接影響油井產(chǎn)液量與系統(tǒng)有效功率的仿真精度。目前教科書與有關專著都沒有考慮泵筒內(nèi)工作壓力不同對氣液比所產(chǎn)生的影響,即假設泵筒內(nèi)氣液比為常量且等于沉沒壓力條件下的氣液比。筆者根據(jù)抽油泵的工作理論,建立了新的計算抽油泵排量系數(shù)的公式為α=ηSηFηLηV(5)式中ηS為柱塞有效沖程系數(shù);ηF為充滿系數(shù);ηL為泵的漏失系數(shù);ηV為沉沒壓力條件下溶氣原油的體積系數(shù)。各系數(shù)的計算式分別為{ηS=Sp/SηF=11+R{1-ΚR[1-(pspd)1k][1+R(pspd)1k]-1ηL=ApSηSηFηV-ΔQApSηSηFηVηV=1(1-nw)Bops+nwBwps(6)式中Sp為柱塞的沖程長度,m;R為泵吸入口氣液比,m3/m3;K為余隙系數(shù),K=S0/S,S0為余隙長度,m;ps為抽油泵吸入口沉沒壓力,MPa;pd為抽油泵排出口排出壓力,MPa;Ap為抽油泵柱塞的橫截面積;k為天然氣多變過程指數(shù);nw為含水率;Bops為泵吸入口條件下泵筒內(nèi)原油的體積系數(shù);Bwps為泵吸入口條件下水的體積系數(shù);ΔQ為在柱塞的一個沖程過程中,液體經(jīng)柱塞與泵筒之間的間隙漏失量,m3,其計算式為ΔQ=πDΔpδ312μLc(1+32ε2)Τu(7)式中Δp為上沖程柱塞上下壓差,Pa;δ為柱塞與泵筒之間的平均半徑內(nèi)隙,m;Lc為柱塞長度,m;ε為相對偏心率,ε=e/δ;e為柱塞中心線相對于泵筒中心線的偏心距,m;Tu為柱塞上沖程所對應的時間,s;μ為油井內(nèi)液體的動力粘度,Pa·s。1.2從壓力和速度上考慮文獻介紹了一種抽油機井輸入功率的計算方法。該方法是在以下4個簡化條件下得到的:①懸點做簡諧運動;②抽油泵充滿液體;③沒有考慮抽油桿柱振動對懸點載荷的影響;④沒有考慮電動機瞬時功率利用率不同對電動機瞬時運行效率的影響。顯然,在上述假設條件下所建立的系統(tǒng)輸入功率的計算方法具有很大的局限性,計算誤差較大。抽油機井動態(tài)參數(shù)的計算機仿真技術可以充分考慮抽油機的精確運動特性與油井的實際情況,對懸點示功圖進行仿真。1.2.1抽油桿懸點示功圖的模擬懸點示功圖的計算機仿真模型由描述抽油桿軸向振動的波動方程和邊界條件組成,即{?2u?t2=c2?2u?x2-v?u?tEA?u?x|x=L=Ρp(t)?u?t|x=0=U0(t)(8)式中Pp(t)為泵負荷的時間函數(shù),N;U0(t)為懸點位移,m;u為抽油桿柱任意截面x在t時間的位移,m;c為聲波在抽油桿中的傳播速度,m/s;ν為阻尼系數(shù),1/s;L為下泵深度,m;E為抽油桿材料彈性模量,N/m2;A為抽油桿橫截面積,m2。在式(8)中,邊界條件的模擬是懸點示功圖仿真的關鍵。泵負荷時間函數(shù)PP(t)的具體模擬方法見文獻,懸點位移U0(t)的計算方法見文獻。通過差分可以求得數(shù)學模型式(8)的數(shù)值解。求得抽油桿柱任意截面的位移u(x,t)后,懸點載荷W由下式計算,即W=EA?u?x|x=0(9)1.2.2調(diào)查機構的能量對于游梁式抽油機的曲柄搖桿機構,當懸點在上沖程時,曲柄為主動件,懸點為被動件;當懸點在下沖程時,懸點為主動件,而曲柄為被動件。即在曲柄搖桿機構中存在著能量的反向流動,曲柄搖桿機構同時存在拖動與被拖動兩種運動狀態(tài),這種能量的反向流動將增加機構的能量損失?？紤]到能量的反向流動,曲柄軸凈扭矩由下式計算ΜΝ=ˉΤF(W-Bw)ηk1CL-ΜCsin(θ-τ)(10)式中MN為曲柄軸凈扭矩,N·m;ˉΤF為扭矩因子;Bw為抽油機結(jié)構不平衡重,N;MC為曲柄平衡重的最大平衡扭矩,N·m;θ為曲柄轉(zhuǎn)角,rad;τ為曲柄平衡重偏置角,rad;ηCL為曲柄到抽油機懸點的機械傳動效率;k1為系數(shù)。當懸點運動速度vA>0時,即懸點在上沖程時,k1=-1;當懸點運動速度vA≤0時,k1=1。1.2.3電機振動分析對于游梁式抽油機,減速箱曲柄軸凈扭矩一般存在負值,即皮帶減速箱傳動裝置也存在拖動與被拖動兩種運動狀態(tài)。電動機瞬時輸出功率由下式計算ΝΜΟ=ΜΝ?ω1000×ηk2ΜB(11)式中NMO為電動機瞬時輸出功率,kW;ηMB為皮帶與減速箱的傳動效率;ω為曲柄轉(zhuǎn)動的角速度,1/s;k2為系數(shù)。當MN>0時,k2=-1,當MN≤0時,k2=1。1.2.4電機輸入功率電動機的輸入功率即為系統(tǒng)的輸入功率?？紤]電動機瞬時輸出功率變化對電動機瞬時效率的影響,電動機瞬時輸入功率與平均輸入功率分別由下式計算ΝΜ=ΝΜΟ+Ρ0+[(1ηΝ-1)ΡΝ-Ρ0]β2ˉΝΜ=1Τ∫Τ0ΝΜdt}(12)式中NM為電動機瞬時輸入功率,kW;ˉΝΜ為電動機平均輸入功率,kW;β為電動機瞬時功率利用率,β=NMO/PN;PN為電動機額定功率,kW;P0為電動機空耗功率,kW;ηN為電動機額定效率。2井筒、井底靜壓抽汲參數(shù)的調(diào)整對系統(tǒng)效率有顯著影響。當對抽汲參數(shù)與系統(tǒng)效率的關系進行仿真分析時,必須考慮抽汲參數(shù)的調(diào)整對油井產(chǎn)能的影響,即首先預測出抽汲參數(shù)調(diào)整后的油井動液面。油井在穩(wěn)定工況下生產(chǎn)時,應滿足如下的產(chǎn)能平衡條件Qin=Qex(13)式中Qin為地層流入井筒的產(chǎn)液量,m3/d;Qex為油井實際產(chǎn)出液量,m3/d。油井實際產(chǎn)出液量取決于抽汲參數(shù)與排量系數(shù),地層流入井筒的產(chǎn)液量可以通過油井流入動態(tài)預測。在靜壓低于飽和壓力條件下,式(13)可以用下式表示為1440×π4D2Sna=Qmax[1-0.2(pwfpr)-0.8(pwfpr)2](14)式中Qmax為油井最大產(chǎn)能,m3/d;pwf為井底流壓,Pa;pr為井底靜壓,Pa。抽油泵吸入口處的沉沒壓力ps與流壓pwf之間的關系為pwf=ps+(Lz-L)ρ1g×106(15)式中L為下泵深度,m;Lz為油層中部深度,m;ρ1為抽油泵入口到油層中部的混合液密度,kg/m3。由式(13)和式(14)可以預測出抽汲參數(shù)調(diào)整后的流壓、沉沒壓力以及動液面,進而可以利用式(1)至式(12)對參數(shù)調(diào)整后的排量系數(shù)、實際產(chǎn)液量、有效功率、輸入功率與系統(tǒng)效率進行仿真計算。3油田實際應用分析根據(jù)所建立的數(shù)學模型,開發(fā)了抽油機井系統(tǒng)效率計算機仿真分析軟件,該軟件具有6個功能:①抽油機運動分析;②懸點示功圖仿真;③曲柄軸扭矩曲線;④電動機瞬時輸入功率曲線;⑤油井實際產(chǎn)液量;⑥系統(tǒng)效率分析。在大慶、遼河、華北等油田實際應用結(jié)果表明,該軟件具有較高的仿真精度。在仿真計算中,若無特殊說明,計算參數(shù)如下:抽油機類型為CYJ10-3-53HB,裝機功率PN為45kW,沖程S為3m,沖次n為6min-1,泵徑D為70mm,下泵深度L為1100m,抽油桿柱組合為?25mm×350m+?22mm×350m+?19mm×400m,含水率為80%,粘度為20mPa·s,氣油比為40m3/m3,油壓為0.3MPa,套壓為0.4MPa,動液面Hd為600m。3.1應用節(jié)能耗技術3.1.1匹配電機的額定功率圖1中繪出了常規(guī)型、異相曲柄平衡、雙驢頭抽油機井系統(tǒng)效率隨有效舉升高度的變化規(guī)律。圖1(a)中3種抽油機匹配電動機的額定功率PN均為45kW;圖1(b)中,常規(guī)機匹配電動機的額定功率PN為45kW,異相曲柄平衡抽油機匹配電動機的額定功率PN為30kW,雙驢頭抽油機匹配電動機的額定功率PN為22kW。由仿真結(jié)果可以看出,若節(jié)能型抽油機與常規(guī)型抽油機匹配相同額定功率的電動機,節(jié)能型抽油機沒有明顯的節(jié)能效果。 由于節(jié)能型抽油機具有優(yōu)越的動力性能,曲柄軸扭矩波動小,基本消除了負扭矩,因此和常規(guī)型抽油機相比,其裝機功率可以下降2～3個檔次。由圖1(b)可以看出,當節(jié)能型抽油機匹配較小額定功率的電動機時,節(jié)能型抽油機具有明顯的節(jié)能效果,可以使系統(tǒng)效率提高2～5個百分點。3.1.2氣錨對抽油泵的影響對于低沉沒度氣影響較重的抽油機井,由于抽油泵充滿系數(shù)、排量系數(shù)較低,導致井下效率與系統(tǒng)效率較低。圖2繪出了沉沒度為50m及含水率分別為40%和90%條件下系統(tǒng)效率隨氣油比的變化規(guī)律。由圖2可以看出,系統(tǒng)效率隨氣油比的增加而下降,含水率越低,即泵筒內(nèi)氣液比越大,氣油比對系統(tǒng)效率的影響越顯著。顯然,對于低沉沒度氣影響顯著的油井,應用氣錨減少進泵氣體量,可以提高泵的充滿程度與系統(tǒng)效率。但是,在低沉沒度油井中應用氣錨時,由于充滿程度提高,將導致排量系數(shù)提高,沉沒度降低,若不降低抽汲參數(shù),抽油泵將仍然處于嚴重供液不足狀態(tài),系統(tǒng)效率不會明顯提高。因此必須合理降低沖次或沖程,保持沉沒度不變,從而可以顯著降低系統(tǒng)輸入功率,提高系統(tǒng)效率。由于氣錨僅能分離進泵的自由氣,因此只有在低沉沒度油井中應用氣錨才能取得明顯的使用效果。3.2優(yōu)化機桿泵系統(tǒng)3.2.1抽掃參數(shù)組合對系統(tǒng)效率的影響某口油井的氣油比為130m3/m3,動液面為600m,產(chǎn)液量為12m3/d,其他參數(shù)同上述給定值。表1列出了在油井動液面與產(chǎn)液量保持不變的條件下,不同抽汲參數(shù)組合時該井的系統(tǒng)效率仿真結(jié)果。由表1中的仿真計算結(jié)果可以看出,在油井動液面與產(chǎn)量一定的條件下,抽汲參數(shù)組合對系統(tǒng)效率有顯著影響。在本算例中,最低系統(tǒng)效率為16.37%,最高系統(tǒng)效率為27.96%,相差達11.59個百分點。顯然,優(yōu)化抽汲參數(shù)是提高系統(tǒng)效率的有效途徑。3.2.2沉淀度對系統(tǒng)效率的影響圖3繪出了不同含水率條件下系統(tǒng)效率隨沉沒度的變化規(guī)律。由仿真對比結(jié)果可以看出,沉沒度對系統(tǒng)效率有顯著影響,并存在一個最佳沉沒度。在最佳沉沒度條件下,系統(tǒng)效率達到最高值。在沉沒度低于最佳沉沒度時,系統(tǒng)效率隨沉沒度的增加而增加;當沉沒度大于最佳沉沒度時,系統(tǒng)效率隨沉沒度的增加而下降。含水率與氣油比對最佳沉沒度有顯著影響。含水率越低,氣油比越大,最佳沉沒度越大。3.2.3方面:功率利用率偏低圖4中繪出了系統(tǒng)效率、電動機功率利用率隨電動機額定功率的變化規(guī)律。系統(tǒng)效率隨電動機額定功率的增加而下降。當電動機功率利用率高于45%時,系統(tǒng)效率隨額定功率降低而增加的幅度較小;當電動機功率利用率低于45%時,系統(tǒng)效率隨額定功率的降低而顯著提高。在選擇電動機的額定功率時,除考慮系統(tǒng)效率外,還必須考慮電動機長期工作不過熱和啟動要求。仿真與現(xiàn)場實驗結(jié)果表明,當電動機的功率利用率不高于60%時,抽油機一般能夠順利啟動,電動機長期工作也不會過熱。因此45%～60%是電動機功率比較合理的利用率(常規(guī)型抽油機取下限,節(jié)能型抽油機取上限)。目前我國游梁式抽油機的電動機功率利用率普遍偏低。例如,大慶采油五廠抽油機井電動機平均功率利用率約為28.5%,約有20%的油井電動機功率利用率不足20%。對于這部分油井,更換較小額定功率的電動機會提高系統(tǒng)效率,降低耗電量。3.2.4系統(tǒng)效率分析表2中列出了不同抽油桿柱組合時的系統(tǒng)效率仿真結(jié)果。由仿真結(jié)果可以看出,抽油桿柱組合對系統(tǒng)效率有顯著影響,系統(tǒng)效率相差達3個百分點。在滿足抽油桿強度要求的前提下,選擇重量較輕的抽油桿柱組合可以提高系統(tǒng)效率;選擇高強度桿可以降低抽油桿柱的重量并提高系統(tǒng)效率。3.3曲柄搖桿機構傳動效率與系統(tǒng)優(yōu)化抽油機的平衡度、皮帶減速箱的傳動效率、曲柄搖桿機構的傳動效率、盤根預緊程度和井下故障等參數(shù)或運行狀態(tài)對系統(tǒng)效率有顯著影響。這些參數(shù)和運行狀態(tài)直接反應了油井的管理水平。例如:①皮帶預緊不夠、各軸承潤滑不良將直接降低皮帶減速箱與曲柄搖桿機構的傳動效率;②抽油機嚴重不平衡會降低系統(tǒng)效率;③盤根過緊會顯著增加系統(tǒng)輸入功率,從而降低系統(tǒng)效率;④抽油泵與油管漏失、抽油泵嚴重供液不足與氣影響、油井結(jié)蠟等非正常工況都會顯著降低系統(tǒng)效率。圖5給出了系統(tǒng)效率隨曲柄搖桿機構傳動效率的變化規(guī)律。由仿真結(jié)果可以看出,曲柄搖桿機構傳動效率對系統(tǒng)效率有顯著影響。曲柄搖桿機構傳動效率由95%降低到93%,系統(tǒng)效率降低了1.5個百分點以上。導致這一現(xiàn)象的根本原因是曲柄搖桿機構的平均運行效率低于其