抽油机系统效率研究（精选9篇）
抽油机系统效率研究 篇1
一、影响抽油机井系统效率的因素
有杆抽油系统由电动机、抽油机、井口装置、油管柱、抽油杆柱和抽油泵组成。系统效率由地面效率和井下效率两部分组成, 地面的效率损失主要发生在电动机、胶带轮、减速器和四连杆机构中, 井下部分的效率损失主要在盘根盒、抽油杆柱、油管柱和抽油泵中。
1抽油机工作状态和载荷特性对系统效率的影响
抽油机的传动系统从动力端到悬点, 一般经过减速、换向两个阶段, 如果换向机构的输入转速与悬点运动周期的比等于1, 如现在广泛使用的游梁式抽油机, 则减速系统的传动比就较大, 要实现低冲次就较为困难。然而在油藏开发中后期, 二类储量动用程度不断上升, 油稠造成摩擦阻力增大, 稠油井需要低冲次运行来提高泵效和降低能耗, 游梁式抽油机不经过改造和其它配套很难实现低冲次。游梁式抽油机的平衡率对抽油机井的系统效率影响较大, 平衡差的油井能耗大, 系统效率低。同时抽油机平衡状况的好坏, 直接影响抽油机连杆机构、减速箱和电机的效率与寿命, 对抽油杆的工作状况也影响很大。因此, 对于抽油机平衡状况的判断和及时调整, 必须给予重视。在旋转平衡或复合平衡方式的抽油机上, 调整平衡最方便的方法是调节旋转平衡块的平衡半径。实践表明, 通过合理地调整平衡, 每口油井可减少有功功率0.3-1.5Kw, 平均节电0.5Kw, 节电效果显著。同时, 通过理论研究和测试实践, 如果以抽油机的能耗最小作为抽油机平衡最佳的判断标准, 则上、下冲程的峰值扭矩不一定相等, 一般来说每口井都有节电的平衡度最佳点, 一般调在90%为最经济, 通过调平衡可以降低能耗, 是管理出效益最直接的例子。
2、电动机的工作特性对系统效率的影响
电动机是油田抽油机井的主要动力设备, 也是油田主要的耗能设备之一, 机采系统的耗电量最终也体现在电动机耗电上。所以对电机的节能效果的要求越来越高, 因此电动机及其相关改造是提高机采系统效率项目中不可回避的问题。电机负载率是指运行中电动机实际输出功率N2与额定功率的比值。现场中一般用实测电流法计算电机负载率:电机的负载率及功率因数越低, 电动机的效率越低。不能简单的用效率的平均值来计算, 必须用平均轴功率和平均输入功率之比来计算。从中可以得出。在同样负载系数下, 轴功率波动越大, 电动机的效率越低。这就要求驱动抽油机的电动机不仅本身节能, 而且要求其工作特性能够改善抽油机的工作状态。
二、抽油机井系统效率优化
根据抽油机井系统效率优化特点, 建立如图1所示的抽油机井系统效率优化指标体系。
1. 电机负载率电机负载率定义为光杆功率与电机功率的比值。它是衡量电机输出功率与抽油机井有效功率相匹配的指标。电机负载率是一个适中型指标, 并不是越大越好或者越小越好, 而且在评价时也应该考虑不同光杆功率应对照不同的电机负载标准。2.传动部分能损率传动部分能损率是由抽油机的皮带传动、减速箱和四连杆机构的能量传递损耗所构成。分别有测试和计算方法, 它是衡量抽油机地面装置传动部分能源损失的指标, 其值为越小越优型。3, 抽油机平衡率抽油机平衡率定义为抽油机上冲程的电流峰值与下冲程的电流峰值的比值, 它是衡量抽油机在不同冲程过程中的运动平衡程度的指标, 是一个适中型指标, 适中值为1。
4. 抽油杆能损率抽油杆能损率包括抽油杆上下运动时的摩擦损失和弹性变形损失, 它是衡量抽油杆在系统效率中的能耗程度的指标。其值越小越优。5.抽油泵排量系数抽油泵排量系数也称为泵效, 是柱塞有效冲程系数、泵充满系数、泵漏失系数和沉没压力条件下溶气原油的体积系数的综合, 它是衡量泵的有效利用程度指标, 其值是越大越优。6.抽汲参数匹配数抽汲参数匹配数= (冲程×有效扬程) /冲次。它是衡量抽油机井抽汲参数的匹配程度。其值为越大越优。但在抽油机井抽汲参数设计时不应该总是考虑匹配程度极大为最佳, 因为, 如果仅追求极大则可能使产能降低, 失去了根本的意义。在保证产能的前提下多个方案优选时可以使用这一指标来择优。
三、结论与认识
1. 影响抽油机井系统效率的主要因素是泵径、泵挂和平衡率。由于冲程冲次已在最低配备参数下运行, 对系统效率的影响不是很大, 地面设备对系统效率的影响更小, 下步提高抽油井系统效率的方向是降低泵径、上提泵挂协调供采关系, 加强抽油机井标准化管理, 加强抽油机管理是提高系统效率最有效、最经济的途径。2.影响抽油机井系统效率的因素很多, 既有地面的, 又有井下的, 既与日常管理维护有关, 又与技术设备配备有关。单一方面分析系统效率影响因素是片面的, 分析影响因素要综合考虑, 统筹帷握, 才能为下步治理提供更好的依据。3.提高抽油机井系统效率可以给大路沟油田带来巨大的经济效益。若系统效率提高1%, 单井至少可节约3kw.h电能, 系统效率提高一个百分点通过平衡调整就可以实现, 仅此一项一年就可以节约电费24.9万元。
参考文献
[1]SY/T5266-1996机械采油井系统效率测试方法[s]北京:石油工业出版社, 1997.1-8.
[2]SY/T6374-1998机械采油系统经济运行[S]北京:石油工业出版社, 1999.1-4.
[3]郑海金, 邓吉彬!提高机械采油系统效率的理论研究及应用[J[石油学报, 2004, 25 (1) :93-96.
抽油机系统效率研究 篇2
程
设
计
课 程 游梁式抽油机井抽油装置系统设计及应用
院 系 石油工程
专业班级
学生姓名
学生学号
指导教师
****年**月**日
游梁式抽油机井抽油装置系统设计及应用 第1章 前 言
1：1 设计的目的及意义
油田开发是一项庞大而复杂的系统工程，必须编制油田开发总体建设方案—油田开发工作的指导性文件。采油工程设计更是总体方案的重要组成部分和方案实施的核心，而游梁式抽油机的设计抽油装置系统设计更是采油课程设计的重中之重。
该课程为石油工程专业采油模块学生必修课，它是石油工程专业主干课《采油工程》的扩展和补充。石油工程学生在学完专业基础课和专业课之后，为加深学生对采油工程深入了解，训练学生系统，全面和综合应用采油工程技术方法和设计能力，开设本课程。目的是为了学生综合应用能力打下基础，培养学生毕业后能更快的适应和应用采油工程理论和技术方法解决采油工程问题。
有杆泵采油包括游梁式有杆泵采油和地面驱动螺杆泵采油两种方法。其中游梁式有杆泵采油方法以结构简单、适应性强和寿命长等特点，成为目前最主要的采油方法。抽油机是有杆泵抽油的主要地面设备，按是否有梁，可将其分为游梁式抽油机和无游梁式抽油机。游梁式抽油机是通过游梁与曲柄连杆机构将曲柄的圆周运动转变为驴头的上、下摆动。依据详探成果和必要的生产试验资料，在综合研究的基础上对具有工业价值的油田，按石油市场的需求，从油田的实际情况和生产规律出发，提高最终采收率。近些年来，为了满足采油工艺对长冲程、低冲次抽油机的需要，国内近年来研制出多种新型游梁式与无游梁式长冲程、低冲次、节能抽油机。游梁式抽油机的设计受到了抽油机设计工作者的重视，并取得了明显的经济效益，游梁式抽油机的最基本特点是结构简单，制造容易，维修方便，特别是它可以长期在油田全天运转，使用可靠。因此尽管它存在驴头悬点运动的加速度大，平衡效果差，效率低，在长冲程时体积较大和笨重的特点，但依旧是目前应用最广泛的抽油机。1.2 目前国内外发展趋势
随着油田的开发，抽油机的投入量日益增加。发展高效、节能、可靠性高的抽油机是石油机械装备工业的当务之急，也是生产厂家始终追求的目标。国外在抽油机的开发上投入精力比较多，研究的时间也比较早。除大量开发生产游梁式抽油机外，一些科研和制造公司正在研制和推出各种非传统型号的抽油机。1.2.1 国外抽油机生产概况
目前，世界各国仍然大面积的应用游梁式抽油机，美国生产游梁式抽油机的厂家有十几家，品种、型号繁多，此外，英国、法国、前苏联、罗马尼亚等国均有生产多种抽油机的厂家。
美国API Spec11E《抽油机规范》中规定，抽油机共有77种规格，悬点最大载荷为9~214 kN，冲程长度0.4~7.6 m。Lufkin公司是美国生产抽油机最早和最大的公司，在1923年生产了美国第一台游梁抽油机，1931年率先研制了两块平衡重的曲柄平衡抽油机，1959年研制了前置式抽油机，也是最早生产前置式气平衡抽油机的一家公司。目前，Lufkin公司生产B、C、M、A等4种系列抽油机，B系列游梁平衡抽油机有8种规格，悬点最大载荷24～49.4 kN，冲程长度0.6~1.21 m。C系列曲柄平衡抽油机有64种规格，悬点最大载荷24~165.5 kN，冲程长度0.76~4.2 m。M系列前置式抽油机有46种规格，悬点最大载荷64.86~193.68 kN，冲程长度1.62~5.68 m。A系列前置式气平衡抽油机有26种规格，悬点最大载荷78.47~213.1 kN，冲程长度1.62~6.09 m。
俄罗斯生产13种规格游梁抽油机，悬点最大载荷20~200 kN，冲程长度0.6~6 m。还生产20种规格曲柄摇臂式抽油机，悬点最大载荷10~200 kN，冲程长度0.4~6 m。还生产06M型、液压驱动型、平衡液缸型等无游梁抽油机，悬点最大载荷150 kN，最大冲程长度10 m。
法国Mape公司生产了12种规格曲柄平衡游梁抽油机，悬点最大载荷160 kN，最大冲程长度4.2 m。还生产H系列长冲程液压驱动抽油机，悬点最大载荷199 kN，最大冲程长度10 m，最大冲次5 min-1。此外，Mape公司还生产立式斜井抽油机和液缸型抽油机，两种抽油机均已形成系列。
加拿大生产的液、电、气组合一体式HEP抽油机，悬点最大载荷72~103.9 kN，冲程长度1.63~4.27 m，具有较好的使用性能。
罗马尼亚按美国API标准生产了51种规格游梁抽油机，悬点最大载荷194 kN，最大冲程长度4.8 m。还生产35种规格前置式抽油机，悬点最大载荷194 kN，最大冲程长度5.4 m，配用7种规格减速器，最大扭矩105.1 kN·m。此外，罗马尼亚还生产前置式气平衡抽油机，悬点最大载荷152 kN，最大冲程长度4.2 m。
目前，世界上抽油机最大下泵深度为4530 m，在美国Reno油田的一口抽油井上使用。俄罗斯抽油机最大下泵深度为4000 m。目前，世界上寿命最长的抽油机是美国Lufkin公司生产的，该公司生产的抽油机寿命一般均在15年以上，其中1台配有2英寸(63.5 mm)蜗轮减速器的小型抽油机，自1921年安装使用以来，到1993年为止已经连续运转了72年，累计运转时间达450000 h，创造了历史上抽油机寿命最高纪录。
目前，全世界生产抽油装置的公司有300多家，其中生产抽油机的公司有150多家。美国抽油机品种规格齐全，技术水平先进，质量较好和较稳定，应用范围较广泛[10,11]。
1.2.2 国内抽油机生产概况
国内抽油机制造厂有数十家，产品类型已多样化，但游梁式抽油机仍处于主导地位。根据公开发表的资料统计，我国现有6大类共45种新型抽油机，并且每年约有30种新型抽油机专利，十多种新试制抽油机，已形成了系列，基本满足了陆地油田开采的需要[12]。各种新型节能游梁式抽油机，如双驴头式抽油机、六连杆抽油机、前置型游梁式抽油机、异相曲柄平衡抽油机、前置式气平衡抽油机、下偏杠铃系列节能抽油机和用窄V形带传动的常规抽油机等均已在全国各个油田推广应用，并取得了显著的经济效益。长冲程、低冲次的无游梁式抽油机的研制也取得了一些进展，如由胜利油田研制的无游梁链条抽油机，经过国内十几个油田稠油及丛式井的推广使用，在低冲次抽油和抽稠油方面已初见成效。此外，桁架结构的滑轮组增距式抽油机、链条滚筒式抽油机已在某些油田进行了工业试验；齿轮增距式长冲程抽油机的研制工作也取得了新的进展；质量轻、成本低、便于调速和调整冲程的液压抽油机经过几年的研制和工业性试采油，也积累了一定的经验。其它形式新颖的抽油机如数控抽油机、连续抽油杆抽油机、车载抽油机、磨擦式抽油机、六连杆游梁式抽油机和斜直井抽油机、直线电机抽油机等也正处于不断改造和试生产过程中[13~19]。
另外，根据市场供求信息，2007年，大庆油田装备制造集团研制成功新型抽油机——DCYJY-3-53HB抽油机。同时为满足大庆油田建设需要，这个集团还开展了DCYJY10-3-37HB和DCYJY-2.5-26HB低冲次抽油机的系列研发工作，并计划系列开发双驴头低冲次抽油机。1.2.3 抽油机发展趋势
在市场经济条件下，油田开发必须以经济效益为中心。因此，依靠技术，节能降耗，挖潜增效将是油田开发永恒的主题，也是抽油机发展的方向。通过对我国现有45种新型抽油机的分析研究，可以看出我国抽油机全面系统真实的发展趋向，主要体现在以下16个方面[20~23]：
(1)向多品种方向发展；
(2)科研设计与制造向多方位方向发展；(3)理论与科研向高水平方向发展；(4)向高适应性发展；(5)向高效节能方向发展；(6)向高综合经济效益方向发展；(7)向尽量满足采油工艺需要方向发展；(8)向高技术方向发展；(9)向高可靠性方向发展；(10)向高性能方向发展；(11)向大型化方向发展；(12)向增大冲程方向发展；
(13)向长冲程无游梁抽油机方向发展；(14)向精确平衡方向发展；
(15)液压抽油机向功能回收型方向发展；(16)向标准化、系列化、通用化方向发展。
1：3 设计的主要内容 1.抽油泵的选择
（1）油井产能的选择（2）冲程及冲次的选择（3）泵径的计算（4）泵型的确定
（5）活塞和衬套配合间隙的确定 2.抽油杆的选择
（1）抽油杆长度的确定（2）悬点载荷的计算（3）抽油杆强度的确定（4）抽油杆组合的确定 3.抽油机的选择
（1）抽油机选择原则
（2）计算并校核减速箱扭矩
（3）计算出电动机功率并选电机 第2章 抽油泵的选择 2．1 油井产能计算
1.单相液体渗流时的流入动态（1）符合线性渗流时的流入动态 根据达西定律，定压边界圆形油层中心一口井及圆形封闭地层中心一口井的产量分别为
qo2πKOh(pepwf)μoBo(lnrerwS)
qo2πKoh(pepwf)μoBo(lnrerw12S)
式中 qo-油井产量（地面），m3s;Ko-油层的有效渗透率，m2;h-油层有效厚度，m;μo-地层油的粘度，Pas;Bo-原油体积系数；
pe-供给边缘压力，Pa;pwf-井底流动压力，Pa;re-油井供油（泄油）半径，m；
rw-井底半径，m;S-表皮系数，与油井完善程度有关。在非圆形封闭泄油面积的情况下，其产量公式可根据泄油面积形状和油井位置进行校正，即令公式中的rerwCxA12rw，其中Cx值按泄油面积形状和井的位置查表求的
实际生产中，油井的平均地层压力pR有时比供给边界压力pe易求得因此（2）符合非线性渗流时的流入动态
当油井产量很高时，在井底附近将不再符合线性渗流，而呈现高速非线性渗流。根据渗流力学中非线性渗流二项式，油井产量与生产压差之间的关系可表示为
pRpwfAqoBqo 2变形得
pRpwfqoABqo
式中 A，B-与油层及流体物性等有关的系数。
因此，在系统试井时，如果单相液流呈非线性渗流，可由试井资料绘制(pRpwf)qo与qo的关系曲线，该关系曲线为一直线，直线的斜率为B，截距为A。求得A,B后，便可利用原式预测非达西渗流范围内的油井流入动态。2.油气两相渗流时的流入状态（1）沃格尔方程
当地层压力低于饱和压力时，油藏的驱动类型为溶解气驱，此时整个油藏均处于气液两项流动
qoqomax10.2pwfpR0.8(pwfpR)
（2）斯坦丁方程
斯坦丁给出0.5≤FE≤1.5范围内的量纲一的流入动态曲线
qoq(FE1)omax10.2pwfpR0.8(pwfpR)
2ppR(pRpwf)FEwf
（3）哈里森方程
哈里森提供了1≤FE≤2.5范围内的量纲一的IPR曲线。该曲线可用来计算高流动效率井的IPR曲线和预测低流压下的产量。因哈里森未提供相应的方程，所以只能用查图法计算。3.单相与两相同时存在时的组合型流入动态 4.三相渗流时油井流入状态 2．2 冲程及冲次的确定
冲程和冲次是确定抽油泵直径、计算悬点载荷的前提，选择时应遵守下述原则： 1）一般情况下应采用大冲程、小泵径的工作方式，这样既可以减小气体对泵效的影响，也可以降低液柱载荷，从而减小冲程损失。
2）对于原油比较稠的井，一般是选用大泵径、大冲程和低冲次的工作方式。3）对于连抽带喷的井，则选用高冲次快速抽汲，以增强诱喷作用。4）深井抽汲时，要充分注意振动载荷影响的s和n配合不利区。5）所选择的冲程和冲次应属于抽油机提供的选择范围之内。2．3 泵径的计算
泵径dp是根据前面确定的冲程s、冲次n、陪产方案给出的设计排量Q以及统计
2给出的泵效η，由Q360πdpsnηv计算得出。
2．4 泵型的确定
泵型取决于油井条件：井深小于1000m，含砂量小于0.2%，油井结蜡较严重或油较稠，应采用管式泵；产量较小的中深井或深井，可采用杆式泵。2．5 活塞和衬套的配合间隙的确定
抽油机系统效率研究 篇3
关键词：柴油机 进、排气系统 配气相位 优化
中图分类号：TK429 文献标识码：A 文章编号：1674-098X（2015）06（c）-0065-01
为了提高柴油机的动力性和经济性，改进柴油机的燃烧质量至关重要。进排气系统、燃料供给系统和燃烧室形状三者相互配合是决定燃烧过程的关键因素。要使混合气形成过程和燃烧过程完善，必须使缸内有充足的新鲜空气、合适的涡流运动，而进排气系统的结构和配气相位直接决定着气体流动性能的优劣。设计出性能优良的柴油机进排气系统，可使充气量得到增加，功率提高，扭矩特性得到改善、燃油消耗率降低。因此，对柴油机进排气系统性能进行仿真及优化，在工程实践中具有较大意义[1，2]。
1 4110柴油机计算模型的建立及参数设置
在BOOST软件中建立4110柴油机的模型，主要包括气缸、容积腔、空气滤清器及进排气歧管等，如图1所示，设定计算模型的各个参数。仿真分析得：柴油机功率、扭矩和燃油消耗量的计算结果和实验值之间最大误差不超过5%，满足模型的精度要求，可作为柴油机仿真研究模型[3-4]。
2 进、排气系统的优化
2.1 进气系统的优化
分别从进气歧管长度和直径两方面来进行优化[5-8]，模型中进气歧管长度均为700 mm，直径均为38 mm。在其它参数不变的条件下，将进气歧管长度、直径设为可变参数，分别取长度500 mm、600 mm、800 mm和900 mm，直径36 mm、37 mm、39 mm和40 mm进行计算。优化分析得：随着进气歧管长度、直径的改变，功率、扭矩和燃油消耗量变化不太明显，且三者在一定程度上还受充量系数的影响。所以采用可变长度、可变直径进气歧管。即：低速时，进气歧管长度采用900 mm，进气歧管采用缩口形，前部和中部直径为40 mm，后部直径为38 mm；高速时，进气歧管长度采用500 mm；进气歧管采用扩口形，前部和中部直径为36 mm，后部直径为38 mm。
2.2 排气系统的优化
分别从排气歧管长度和直径两方面来进行优化[5-8]，模型中排气歧管长度均为300 mm，直径均为38 mm。在其它参数不变的条件下，将排气歧管长度、直径设为可变参数，分别取长度100 mm、200 mm、400 mm和500 mm，直径36 mm、37 mm、39 mm和40 mm进行计算。优化分析得：排气歧管长度和直径变化对发动机性能的影响不太大，所以对排气歧管管长和直径不做改变。
2.3 进排气配气相位的优化研究
模型中，进气提前角50 °，排气迟闭角62 °，优化时，只改变进气提前角和排气迟闭角[5-8]，分别取进气提前角60 °、40 °、30 °和20 °，排气迟闭角52 °、72 °、82 °、92 °进行计算。优化分析得：采用进、排气可变配气相位，即在低速时进气提前角60 °，排气迟闭角72 °；在高速时进气提前角50 °，排气迟闭角62 °。
3 结论
（1）对比四种常用直列发动机进、排气歧管的布置形式，进气歧管选择使进气更加均匀的布置形式，排气歧管选脉冲型。
（2）采用可变长度、可变直径进气歧管。即：低速时，进气歧管长度采用900 mm，进气歧管采用缩口形，前部和中部直径为40 mm，后部直径为38 mm；高速时，进气歧管长度采用500 mm；进气歧管采用扩口形，前部和中部直径为36 mm，后部直径为38 mm。
（3）采用进、排气可变配气相位，即在低速时进气提前角60 °，排气迟闭角72 °；在高速时进气提前角50 °，排气迟闭角62°。
（4）通过上述优化，4110柴油机的整体性能得到了良好提升。
参考文献
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[5]崔莹.增压柴油机进气系统通流特性研究[D].华中科技大学，2013.
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[7]曹骞.进气系统结构对柴油机充气效率影响的数值仿真研究[D].山东大学，2012.
抽油机系统效率研究 篇4
关键词：柔性优化,功率随动,应用效果
1 构成及原理
1.1 构成
该技术体系由三部份组成:控制柜部份、传感器部份、中央控制部份。
1.1.1 控制柜部份
控制柜部份由两个系统组成:
(1) 工频运行系统:由空气开关、接触器、电机保护器组成。主要功能是实现系统的常规工频运行, 起到替补作用。
(2) 柔性运行随动控制系统:主要由多功能电脑控制单元、电机随动驱动器、以及运动状态传感器组成。主要功能是使电机随动驱动器根据多功能电脑控制器下达的优化运行指令, 调控电机在曲柄不同位置的速度与功率、以及光杆在不同位置的速度与加速度。
1.1.2 传感器部份
主要安装有电机轴角位移传感器和曲柄角位置传感器。电机轴角位移传感器主要监测角位移、角速度及角加速度;曲柄角位置传感器主要监测曲柄位置。
1.1.3 中央控制部分
(1) 硬件系统是指主控微机系统;
(2) 软件系统是由以下两部份组成:
(1) 整体优化运行控制软件;
(2) 运行过程执行软件。实现传感器信号采集、系统力学状态分析, 生成电机在曲柄不同转角处的速度与功率调整、光杆不同位置时电机速度与加速度调整之间的优化运算及运行指令生成、下达。
1.2 工作原理
该技术在启动过程中, 利用其所特有的功率随动控制技术实现了完全软启动, 即电机的转速和转矩由0逐渐上升至运行常态, 电流保持与输出转矩同比调控, 启动过程的功率也由0逐渐上升至运行值, 从而保证了抽油机的平滑启动。其结果是启动电流、启动功率大幅度下降。
在运转过程中, 当抽油机扭矩负荷较大时, 电机以较低的角速度和角加速度 (小功率) 运行, 以提供运行所需的大扭矩, 当抽油机扭矩负荷较小时, 电机以较高的角速度和角加速度 (大功率) 运行, 以积蓄能量在抽油机扭矩负荷较大时得以释放。从而使电机整体的工作电流、功率与工频运行时对比有较大幅度的下降 (最为明显的是峰值功率、电流的下降) , 功率和电流均表现出非常明显的均衡分布特征。
2 效果分析
2.1 节能效果对比分析
现场应用对比17口井, 应用该技术, 在冲次下降0.84min-1 (下降12.13%) 情况下, 实现产液上升3.36t/d (上升幅度8.33%) ;沉没度基本稳定, 有功功率下降2.53k W (有功节电24.35%) , 功率利用率下降6.84个百分点 (下降24.35%) , 折算当量功率下降3.09 k W (综合节电率26.27%) , 吨液百米耗电下降1.00 k Wh (下降幅度50.97%) , 系统效率上升10.25个百分点 (上升幅度37.43%) 。应用该技术见到了产液量上升, 沉没度稳定, 消耗功率下降, 系统效率上升。吨液百米耗电下降。
2.2 启动功率、电流对比分析
为进一步对比该技术柔性起动的能力, 对其中6口井进行了启动电流、启动功率进行对比测试, 现场测试结果表明, 启动电流与启动功率明显下降。
从测试数据的对比, 6口井启动功率的峰值比为9.56:1;启动电流的峰值比为17.87:1。产生这一现象的原因可用公式进行描述。
对于抽油机而言, 其启动过程需要的是较大的启动扭矩。由于柔性启动过程使用其所特有的功率随动控制技术, 即电机的转速和转矩由0逐渐上升至运行常态。电流保持与输出转矩同比调控, 启动过程的功率也由0逐渐上升至运行值, 从而保证了抽油机的平滑启动。其结果是启动电流、启动功率大幅度下降。也就是说, 柔性启动是以电机低转速转动获得大扭矩;而对于工频状态下的启动, 转速瞬间内就达到电机的额定转数, 因而只能以大功率获得大扭矩。
2.3 运行功率、电流对比分析
为进一步对比该技术工作的能力, 对其中6口井进行了运行电流、运行功率进行对比测试, 现场测试结果表明, 运行功率与运行电流明显下降。从测试数据的对比, 6口井运行功率的峰值比为2.59∶1;运行电流的峰值比为2.56∶1。
通过观察该装置的运行状况可以得出, 所有的22口井在运行过程中, 其工作频率范围为33Hz~50Hz之间, 而且在工作过程中的工作频率自始至终在有规律 (每个冲次对应转角的工作频率相同) 的变化, 因而可以得出, 电机在重载情况下以较低的转速运行, 并以较低的功率提供较大的扭矩;在轻载情况下以较高的转速运行, 并提供较高的功率。如此工作, 起到了削峰填谷的作用, 同时消除了负功, 使电机在较高的效率下工作。
2.4 不同沉没度井现场应用效果
以沉没度小于150m、150~350 m、大于350 m三种情况对该技术应用效果进行对比分析, 从对比结果可以得出, 无论沉没度如何, 应用该技术均可见到有功功率下降、无功功率下降、折算当量功率下降, 吨液百米耗电下降、系统效率上升的效果。
3 论与认识
(1) 该技术通过监测电机角位移、角速度及角加速度、曲柄死点位置及电机本身的电参数信号, 经过系统的运算制定光杆不同位置与电机功率、角速度之间的运行制度, 实现了抽油机井柔性变速启动, 使电机启动功率与工频状态对比, 启动峰值功率下降9.56倍、峰值电流下降17.87倍;
(2) 该技术在运行过程中, 能够跟踪负载变化, 适时调整电机转数、电机运行功率, 起到“削峰填谷”的作用, 与工频运行对比, 峰值功率下降2.59倍, 峰值电流下降2.56倍, 且曲线较为平缓。
(3) 现场应用, 在冲次下降0.84min-1 (下降12.13%) 情况下, 实现产液上升3.36t/d (上升幅度8.33%) , 有功功率下降2.53k W (有功节电24.35%) , 折算当量功率下降3.09 k W (综合节电率26.27%) , 吨液百米耗电下降1.00 k Wh (下降幅度50.97%) , 系统效率上升10.25个百分点 (上升幅度37.43%) 。
(4) 由于实现优化运行, 与工频对比, 提高了抽油泵的充满程度, 减少了游动凡尔的漏失。
参考文献
提高有杆抽油设备系统效率研究 篇5
随着油田开发工作的不断深入,由以往的单纯追求产量目标逐步转变为以成本效益为中心,降低油井生产耗能的重要性日益突出。有杆抽油系统工作过程就是能量不断传递与转化的过程,井下抽油泵的载荷交替变化,造成了地面系统的工作不稳定,加剧了动力系统的无功损耗[1]。另外地面设备的老化、生产参数的匹配不合理以及井下工况调整不到位等问题,致使抽油系统的低效率运行。通过对影响有杆抽油系统节点对比测试和研究,进一步挖掘提高机采效率的增效点。
1 有杆抽油系统组成
有杆抽油系统效率是指通过抽油设备将地面电能传递给井下液体,将液体举升到地面的有效做功能量与系统输入能量之比。有杆抽油系统效率分为地面效率和井下效率,以光杆悬绳器为界,悬绳器以上为地面效率,以下为井下效率。
2 影响有杆抽油系统效率的主要因素
2.1 井下原因
由于注采井网不完善,井下技术状况变差,部分井动液面不稳定,沉没度变化大。另外随着油田开发时间的延长、采出程度的增加和地层能量的不断下降,低产井数量增加。抽油机井长期处于低效运行,不仅造成了能源的严重浪费,而且加剧了设备磨损。
2.2 地面原因
油田生产规模不断扩大,而设备更新滞后,抽油机、电机等设备“老龄化”现象严重,以及地面设施匹配不合理等原因影响地面效率。
2.3 日常管理原因
生产制度不合理,管网回压高、掺水量控制不合理,热洗、加药周期不合理,采油工日常操作的加盘根、紧皮带、井口对中等工作调整不合理,都会影响抽油机井的系统效率。
3 影响因素分析
3.1 地面因素对机采系统效率的影响
3.1.1 变压器的影响
目前有杆抽油井使用的是50 k VA或100 k VA的变压器一对一拖动22 k W、37 k W、45 k W电机,而电机平均输入功率为10 k W左右,造成变压器容量浪费较高、其负荷率较低(10%~30%),导致变压器功率因数低。而且部分井上在用的S7、S9变压器,自身损耗大,影响线损。
3.1.2 电机的影响
a)电机负载率低。有杆抽油井电机效率主要受电机负载率的影响,部分电机存在“大马拉小车”的现象(电机的负载率30%左右)。通常电机的负载率在75%~100%时,电机效率与功率因数都相对较高,且电机的容量也得到了充分的利用[2]。功率因数在负载率为1.0左右最高,负载率降低时,功率因数明显下降。
b)高能耗电机的影响。目前井上在用的普通Y系列电机,这类电机占总井数的大多数,级数基本是6级或8级,电机的转速分别是980 r/min或745 r/min,不适合部分油井对低冲次的需求。
c)修复电机自身损耗大。由于更换新电机资金不到位,目前井上修复电机在用量占到80%,而且有些电机已反复维修2次以上,造成电动机无功损耗增大。更换电机测试数据对比,见表1。
DXX37-4井为12型游梁机,生产参数44×4.2×2,泵深1 612 m,液面1 346 m。由Y250M-8型号的55 k W电机换成WRJB-CJT型号的37/30 k W电机,在冲次和液量不变的前提下,输入功率减少了2 k W·h,同时无功功率下降了31.53 k Var,地面效率提高了10.4%,功率因数提高0.18,日节电48 k W·h。
3.1.3 控制柜影响
目前在用的有杆抽油井控制柜种类较多,主要有:可控硅实时调压控制柜、固定电容补偿柜、软启动柜等。在有杆抽油井上使用控制柜,主要有两个目的:a)保护电机,在抽油机负荷或电网发生突然变化,超过电机的承受范围,控制柜内保护功能切断电源,保护电机及油井设备;b)通过控制电机的运行,实现自动控制、节能的目的。油井控制柜使用寿命在2~3年,长期使用元器件老化,起不到对电机设备的保护作用。
DXX25-15井工作制度44×3×2,泵深1 995.6 m,液面1 155 m,日液10.2 t。更换功率补偿控制柜,从表2前后测试对比效果来看,电流和无功功率下降幅度很大,功率因数提高0.33。
3.1.4 有杆抽油设备的影响
目前很多超役使用的有杆抽油设备老化严重,齿轮啮合程度不好,造成轴承和齿轮的磨损损失增大,四连杆效率降低。此外部分有杆抽油设备的载荷利用率低,耗电量大;部分低渗透油井下泵深,稠油井液流动时粘滞阻力大,悬点载荷大,造成设备超负荷运行,严重影响了设备的使用寿命。
DXX77C4井为10型游梁机,生产参数44×3×4,日液13.8 t,泵深1 792 m,液面1 471 m。该井电流平衡率为69.7%,功率平衡率为48.5%,受机型限制无法实施平衡调整工作。对该井更换高原机后测试数据对比,见表3。
3.2 井下因素对机采系统效率的影响
3.2.1 沉没度的影响
对于有杆抽油井一般情况下,沉没度达到350 m时,再增大沉没度,泵的充满程度也不会有大的变化[3]。在产量不变时,随沉没度的增加,负载增加,杆、管弹性损失的增大,油井举升效率会降低;但沉没度偏小又易造成井下抽油泵吸入口压力过低,使气体从原油中大量分离,影响泵效。泵深调整测试数据对比,见表4。
3.2.2 泵径、冲程、冲次的影响
杆、管、泵的效率是影响有杆抽油井系统效率的关键因素,泵径、冲程、冲次的大小对杆柱和液柱的惯性载荷、泵阀球的运动、柱塞的有效行程及运动状态都起着决定作用。
DXX50-87井调整测试数据对比见表5,作业前生产参数为56×3×4,泵深1 300 m,液面582 m,该井底部偏磨严重。作业后改70泵生产,泵挂上提至1 001.69 m,冲次由4.5次降为2次,保证液量不变。优化后工况进入合理区。机采效率提高7.8%。
3.2.3 稠油、结蜡油井对系统效率的影响
稠油、结蜡井的物性差,流动时粘滞阻力大。在井筒内流动时,液体与杆管间摩擦阻力增大,增加油井的悬点载荷,降低了系统效率。粘度是影响抽油泵充满度的主要原因,稠油井液流进入泵筒困难,导致泵效低。
DXX111X18井热洗前后测试数据对比见表6,泵深899.64 m,生产参数为56×3×4,日产液24.3 t。该井为定期热洗井,热洗周期40天。
3.3 管理因素对机采系统效率的影响
地面设备润滑保养、传动皮带调整不及时、盘根盒调整不到位、井口回压过高等都会降低抽油井系统效率。
3.3.1 抽油机平衡度的影响
有杆抽油井平衡度调整不好将会增加抽油机悬点动载荷,不仅影响到连杆机构、减速箱和电动机的效率与寿命,而且会使油井能耗增加,系统效率降低。平衡度在80%~115%时,有杆抽油井输入功率最低。
3.3.2 井口回压的影响
从表7看出,未点加热炉升温,井口回压上升,有杆抽油井悬点动载荷增加,光杆功率上升,系统效率降低。
3.3.3 盘根盒调整影响
光杆与盘根盒间的摩阻大小直接影响功率损失。示功图测试结果证明,部分油井盘根盒密封过紧时光杆上、下行程中摩阻的增加可引起驴头悬点负荷变化,有杆抽油井能耗增加。应用专用力矩扳手量化盘根盒松紧度,实验盘根在不同压紧状态下的测试数据,见表8。
可以看出,盘根盒仅仅有2圈的旋转压紧,日耗电就有很大的变化。实施少旋转,勤转动,保持盘根的合理松紧状态,对节能降耗具有重大意义。
3.3.4 皮带松紧调整影响
有杆抽油井传动皮带调节越紧,系统效率降低,耗电量上升。反之,系统效率升高,耗电量降低,但会造成皮带打滑,减少皮带使用寿命,传动效率下降。实验皮带在不同松紧状态下的测试数据,见表9。
4 结语
以上通过对整个有杆抽油系统影响系统效率各个节点分析,以及措施调整前后的系统效率对比,为我们下步优化生产方案,制定更加有效地管理措施提供有益的指导作用。
摘要：研究了有杆抽油提液系统,分析了影响系统效率的各个节点,提出提高系统效率有效做法,对降低石油开采提液单耗,实现高效经济采油起到积极地作用。
关键词：抽油机,系统效率,节点,实验,分析
参考文献
[1]范凤英.提高抽油井系统效率技术[M].东营:石油大学出版社,2002.
[2]杨斌文,周志刚.电机负载率的测定与正确运用[J].机电产品开发与创新,2003(6):24-25.
抽油机系统效率研究 篇6
提高抽油机井机系统效率工作由于具有增产降耗、延长系统使用寿命、降低操作成本等作用,近年来受到各油田广泛重视,但相关研究都主要集中在提高机采效率的技术研究及应用方面,而对抽油井机采系统效率现状评价与潜力预测、系统效率管理方法、考核办法等方面的研究较少。现行的行业标准[1,2,3]规定了系统效率的测试、计算、统计方法,而对如何评价系统效率的潜力,如何制定合理的系统效率考核指标及节能目标,目前没有可行的标准及方法。就此问题,本文建立了抽油机井系统效率潜力评价系统,应用该系统对某油田抽油机井进行了系统效率潜力分析,并对其分布规律进行了探讨。
1 系统效率潜力分析模型
1.1 系统效率实现率评价方法
抽油机井的系统效率为抽油井的有效功率与电机输入功率的比值,它不仅反映了机采井的节能与经济效益,也综合反映了机采井的技术管理水平。在完成一定的生产目标的前提下,提高系统效率就是要降低系统输入功率,而系统输入功率Pi不可能无限制的降低,因而系统效率也不可能无限制的提高,其必然有一个最佳值。从系统效率值本身可以定性地分析系统效率潜力,系统效率高,潜力就小,反之亦然,而从系统效率值无法获得定量的系统效率潜力,只有知道了系统效率最佳值才能进行定量分析。为实现此目的,引入系统效率实现率的概念。
系统效率实现率(用R表示)定义为抽油机井在目前的生产条件下的系统效率值(用η表示)与在主要设备-抽油机不变的情况下完成相同的生产目标理论上能够实现的最佳的系统效率值(用ηbest表示)之比。若目前电机输入功率为Pi,最佳的系统效率值对应的电机输入功率为Pbest,则系统效率实现率定义式可如下:
R=η/ηbest×100%=Pbest/Pi×100% (1)
从系统效率实现率的定义可以看出,对生产相对稳定的同一油井或同一油田,其最佳的系统效率值是变化不大的,系统效率实现率的高低主要取决于该井或该油田系统效率的高低,因而系统效率实现率直接反映了该油井或油田的系统效率管理水平。由系统效率实现率的定义,得到1-R=(ηbest-η)/ηbest=(Pi-Pbest)/Pi,该等式右边代表了最佳系统效率值与目前系统效率值的差距与最佳系统效率值的比值,也等于生产目标一致的情况下的实施提高系统效率的最佳节电率。因此一口油井或一个油田的系统效率实现率也直接反映了该油井或油田的提高系统效率的潜力大小。
在系统效率实现率定义中,系统效率η受很多因素的影响,同样地,系统效率最佳值ηbest也受这些因素的影响,比值关系使得系统效率实现率R排除了各井自身因素的影响,从而使各抽油井在系统评价中具有一样的起点。由此我们可以用系统效率实现率这一个指标进行单井、区块、采油队、采油厂和油公司之间的系统效率管理水平的评比。这将使系统效率管理工作变得科学、公平而简单。
1.2 系统效率潜力分析计算模型
系统效率实现率的定义中,目前的生产条件下的系统效率值可以按行业标准测试得出,不具备测试条件也可按某一方法预测得出。系统效率实现率计算的核心是如何科学预测在主要设备-抽油机不变的情况下完成相同的生产目标理论上能够实现的最佳的系统效率值。按照“能耗最低机采系统设计方法”[4,5],抽油机井电机输入功率可以划分为有效功率、地面损失功率、井下粘滞损失功率、井下滑动损失功率、溶解气膨胀功率五部分,输入功率及系统效率可按下列公式进行预测:
Pu=Pd+(Fu-Fd)·s·n·k1+(Fu+Fd)·s·n·k2 (2)
式中 Pu——地面损失功率,kW;
Fu、Fd——光杆在上、下冲程中的平均载荷,kN;
s——冲程,m;
n——冲数,1/min;
Pd——电机空载功率,kW;
k1、k2——传输功率、光杆功率的传导系数;
Pr——粘滞损失功率,kW;
μi——第i段液体粘度,MPa·s;
li——第i段油管长度,m;
m——管径杆径比,无因次;
ti,tt,t0,tw——地层温度、井口油温、地表温度、原油结蜡温度,℃;
C1、C2、C3、C4、K1、K2、K3、K4——常数;
Pk——滑动损失功率,kW;
L——井斜的水平轨迹长度,m;
qr——杆重度,N/m;
fk——杆与管的磨擦系数;
Pe——膨胀功率,kW;
Ql和Qo——产液量、产油量,t/d;
Pb——原油饱和压力,MPa;
α——溶解系数,m3/(m3·MPa);
Ps——沉没压力,MPa;
Pw——井口油压,MPa;
Pef——有效功率,kW;
ρ——混合液密度kg/m3;
g——重力加速度,m/s2;
H、h——动液面深度和有效扬程,m;
Pi——电机输入功率,kW;
η——系统效率,%;
D——泵径,m;
ηp——泵效,%。
抽油机井最佳的系统效率值可按如下步骤获得:
(1)在保持抽油机不变的情况下以目前的生产目标(及目前产液量、含水率、动液面、油套压)为基础,将各种管径、各种杆柱钢级、各种泵径与各种泵挂(对应科学的杆柱组合)、各种冲程、各种冲次一一组合,每一种组合对应着一种机采系统效率,即对应着一种能量消耗和一种管、杆、泵的投入与年度损耗。
(2)根据输入功率计算公式分别计算出每一种机采参数组合所对应的输入功率,计算出每一种组合相应的年度耗电费用,根据各种管柱、各种杆柱、各种泵的价格,计算出每一种组合相应的年度机械损耗值,并考虑一次性投资的年利息,合计出每一组机采参数所对应的机采年耗成本。
(3)以输入功率最低者或年耗成本最低者对应的系统效率值为该井最佳的系统效率值。
一个区块(或一采油矿、采油厂或油田)抽油机井的平均实现率参考行业标准采用输入功率加权平均法进行计算。
按照上述计算方法,根据公式(1)～(11),建立起了系统效率潜力评价模型,研制开发了相应的潜力评价软件。
2 系统效率潜力评价实例
应用建立的系统效率潜力评价系统,对某油田的776口抽油机井进行了现状及潜力评价。
现状评价结果为:这776口抽油井实测平均单井输入功率为8.40 kW,平均单井理论输入功率为8.41 kW,平均实测系统效率为19.06%,平均理论系统效率为19.05%,平均泵效为43.13%。输入功率相对误差1%,输入功率评价平均准确率达到99%。
此776口抽油井经潜力分析软件预测,预测平均输入功率为4.40 kW,预测平均系统效率为36.42%,目前平均实现率为52.34%。
由上数据可知,上述抽油井平均单井实现率为52.34%,提高机采效率工作还有47.66%的提高潜力。开展提高机采效率工作预期的经济效益为:预测平均节电8.40-4.40=4.0 kW,预测平均单井年节电33 600 kWh,平均单井系统效率可提高36.42-19.06=17.36个百分点,预测平均节电率47.62%。
2007年,从上述井中抽测了10口优化井(见表1),预测评价功率与优化后实测功率相对误差为(4.37-3.99)/4.37×100%=8.7%,预测评价的准确性达到91.3%;预测的节电率为(7.2-3.99)/7.2×100%=44.6%,实际实施的节电率为(7.2-4.37)/7.2×100%=39.3%。实际数据验证了预测与评价的准确性。
3 系统效率及实现率分布规律分析
就上述抽油井实例,进行了系统效率及实现率分布规律的探讨。由于这776口抽油机井所在油田埋深在700～3 500 m范围,其分布规律对全国其它油田也有较强指导意义。
3.1 系统效率分布
目前及预测评价的系统效率分布见图1。由图1可知,目前系统效率分布比较集中,而预测后系统效率分布比较分散。目前系统效率低于20%以下的井的比例很大,这部分井是提高机采效率的主要工作对象。
3.2 实现率分布
实现率分布见图2。由图可以看出,实现率在其平均值附近呈中间高两边低的近似正态分布。
3.3 系统效率及实现率随产液量变化的分布规律
系统效率及实现率随产液量变化的分布见图3。由图可知,产液量越高,系统效率越高,实现率也较高。因此提高机采效率工作应多注意低产井。另一方面,对该油田产量大于30 t/d的高产井而言,随着产液量的继续增加,系统效率及实现率均趋于平缓,说明该油田对高产井的技术措施还不够,高产井的潜力还没有得到充分发挥。
3.4 系统效率及实现率随含水率变化的分布规律
系统效率及实现率随含水率变化的分布见图4。由图可以看出:随着含水升高,系统效率逐渐升高。因此提高机采效率工作应多注意低含水油井。实现率随含水分布与系统效率分布略有不同,含水在小于10%及在60%～70%时实现率较低。
3.5 系统效率及实现率随沉没度变化的分布规律
系统效率及实现率随沉没度变化的分布见图5。由图可以看出:对该油田而言,沉没度400～600 m时系统效率及实现率最高。随沉没度的增加,系统效率及实现率均呈先升后降趋势。因此,提高机采效率工作应控制合适的沉没度,多注意高沉没度油井。
3.6 系统效率及实现率随泵径变化的分布规律
系统效率及实现率随泵径分布见图6。由图可以看出,通常泵径越大,系统效率及实现率也较高。因此对产量较高的井适当更换大泵径可以提高系统效率及实现率。
3.7 系统效率及实现率随泵效变化的分布规律
系统效率及实现率随泵效变化的分布见图7。由图可以看出,通常泵效越高,系统效率及实现率均较高。但泵效大于80%以后,系统效率及实现率均随泵效增加反而降低。
3.8 系统效率及实现率随杆速变化的分布规律
杆速为冲程与冲次的乘积。系统效率及实现率随杆速变化的分布见图8。由图可以看出,杆速小于9 m·次/min,实现率较高。总体趋势是随着杆速增加,系统效率平缓上升(其原因通常在于杆速越高,产量越高);而杆速增加,实现率却呈下降趋势。
3.9 系统效率及实现率随泵深变化的分布规律
系统效率及实现率随泵深变化的分布见图9。由图可以看出,泵深超过1 750 m以后,系统效率及实现率均随泵深增加而降低。因此应多注意深井的提高系统效率工作。
4 结论
(1)系统效率实现率反映了油井或油田的系统效率管理水平,反映了提高系统效率的潜力,应用它可以进行单井、区块、采油队、采油厂或油公司之间的系统效率管理水平的评比。
(2)基于实现率评价方法,建立了系统效率潜力评价系统,实际应用表明该系统可以用于抽油机井系统效率潜力评价与管理。
(3)基于实际应用探讨了系统效率及实现率分布规律。分析表明,通常产液量及泵效较高,含水较高,系统效率及实现率较高;沉没度较高、泵深较深,系统效率及实现率低;适当增大泵径,降低杆速,提高泵效,可以提高系统效率及实现率。
摘要：按照现行的抽油机井系统效率管理标准,无法进行系统效率潜力分析与评价。本文采用系统效率实现率评价方法,应用有杆泵抽油系统输入功率计算理论,建立了抽油机井系统效率潜力评价系统。应用该系统对某油田抽油机井进行了系统效率潜力分析,探讨了系统效率及实现率的分布规律。
关键词：抽油机井,系统效率,实现率,潜力,评价,分布
参考文献
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[2]中国石油天然气总公司.中华人民共和国石油天然气行业标准SY/T6275-1997石油企业节能监测综合评价方法〔S〕.北京:石油工业出版社,1997.1-3.
[3]国家石油和化学工业局.中华人民共和国石油天然气行业标准SY/T6374-1998机械采油系统经济运行〔S〕.北京:石油工业出版社,1999.1-3.
[4]郑海金.一种有杆泵机械采油工艺参数确定方法〔P〕.中国,ZL99 1 09780,7,2002:5-29.
抽油机系统效率研究 篇7
1 杆柱组合与系统效率关系敏感性分析
系统效率是由有效功率和输入功率之比决定的, 输入功率由五部分消耗功率组成:地面损失功率、黏滞损失功率、滑动损失功率、溶解气膨胀功率、有效功率[2]。当油井产液量、举升高度保持稳定的情况下, 有用功率基本不变, 系统效率的大小主要取决于其他四部分消耗功率, 消耗功率越大, 系统效率越低, 而前三部分消耗功率均与杆柱有关。
式中:s——冲程, m;
n——冲速, min-1;
P空载——电动机空载功率, k W;
m——管径、杆径比;
F杆——光杆载荷, k N;
Li——第i段油管长度, m;
F液——液柱载荷, k N;
Ui——在Li段油管中液体的平均黏度, m Pa·s;
fk——杆与管的摩擦系数;
q杆——单位长度杆柱重力, k N;
l水平——抽油杆在斜井段水平投影长度, m;
k1、k2——地面损失功率与光杆在上、下冲程中的平均载荷的相关系数。
由上述公式可知:杆柱载荷减少, 地面损失功率减少;管径、杆径比增加, 而黏滞损失功率减少;管杆长度减小, 黏滞损失功率和滑动损失功率也减少。而实际生产中杆柱载荷由杆柱组合及杆柱长度决定, 杆柱长度则由泵深决定。
按照上述理论, 同时考虑载荷及弹性形变两方面影响因素, 对两种提高杆柱效率的措施进行敏感性分析。
1.1 杆径组合对系统效率影响
以X77-24井为例, 在参数、产液量、动液面保持稳定, 杆柱强度满足目前下泵深度 (表1) 的前提下, 计算三种不同类型杆柱组合的功率损耗 (表2) 。
只考虑载荷变化时, 杆柱组合降低一个级别, 载荷下降10.8 k N, 消耗功率下降0.33 k W, 系统效率提高3.4个百分点;降低两个级别, 载荷下降19.2 k N, 消耗功率下降0.52 k W, 系统效率提高5.8个百分点。
只考虑弹性形变时, 杆柱组合降低一个级别, 泵效降低2.1个百分点, 系统效率降低0.91个百分点;降低两个级别, 泵效、系统效率分别降低5个百分点、2.34个百分点 (表3) 。
综上两方面因素, 杆柱组合降低一个级别, 消耗功率减少0.38 k W, 系统效率增加2.53个百分点;杆柱组合降低两个级别, 消耗功率减少0.64k W, 系统效率增加3.38个百分点 (图1) 。
由实测结果可知, 杆柱降低一个级别, 消耗功率降低0.3 k W, 系统效率提高2.3个百分点 (表4) 。
1.2 杆柱长度对系统效率影响
以X102-11井为例, 在参数、产量、动液面 (表5) 保持稳定的前提下, 将该井上提泵挂100 m和200 m, 计算各项功率损耗 (表6) 。
只考虑载荷变化时, 上提泵挂100 m后, 载荷下降3.3 k N, 消耗功率降低0.15 k W, 系统效率提升1.29个百分点;上提泵挂200 m后, 载荷下降6.3 k N, 消耗功率降低0.27 k W, 系统效率提高2.60个百分点。
只考虑弹性形变时, 上提泵挂100 m后, 泵效提高0.6个百分点, 系统效率提高0.21个百分点;上提泵挂200 m后, 泵效提高1.1个百分点, 系统效率提高0.41个百分点 (表7) 。
综上两方面因素, 上提泵挂100 m后, 消耗功率降低0.14 k W, 系统效率提升1.65个百分点;上提泵挂200 m后, 消耗功率降低0.25 k W, 系统效率提高3.12个百分点 (图2) 。
由不同含水级别油井沉没压力与泵效关系可知合理沉没压力控制区间 (表8) , 根据合理沉没压力制定单井具体上提泵挂长度。
实测结果表明, 上提泵挂100 m后, 消耗功率减少0.2 k W, 系统效率提高2.1个百分点 (表9) 。
2 管杆优化实施效果
实施管杆优化设计10井次, 日节电12.7k Wh, 节电率9.9%, 系统效率提升1.8个百分点。其中, 上提泵挂8井次, 日节电9 k Wh, 节电率6.6%, 系统效率提升2.1个百分点;杆柱降级2井次, 日节电12 k Wh, 节电率13.2%, 系统效率提升1.0个百分点。
3 结论
1) 杆柱降级和上提泵深可以减少杆柱负荷, 降低消耗功率, 提高抽油机井系统效率。
2) 杆柱降级方面, 在满足目前下泵深度的情况下, 使用相对较轻的抽油杆组合。
3) 上提泵深方面, 对不同含水级别的油井, 根据对应的合理沉没压力控制区间制定具体上提泵挂长度。
摘要：抽油机井系统效率是反映机采系统高效举升的综合指标, 在各节点效率中杆柱对系统效率的影响仅次于抽油泵所产生的影响。通过理论计算与实际测试优化杆柱组合和杆柱长度对系统效率的影响, 挖潜系统效率提升空间。现场试验10井次, 系统效率平均提升1.8个百分点。
关键词：系统效率,杆柱载荷,杆柱组合,杆柱长度
参考文献
[1]张志远, 古小红.提高抽油机井系统效率的方法[J].断块油气田, 2000, 7 (4) :59-61.
抽油机系统效率研究 篇8
目前,柴油机中仅有1/3的燃油能量通过曲轴输出做功,约2/3的燃油能量以余热和余压的形式被排气和冷却水耗散掉[1],回收这部分能量成为提高发动机效率的主要研究方向。研究[2,3]表明:采用动力涡轮直接耦合曲轴的机械复合涡轮技术来回收排气能量,可使重型柴油机的燃油经济性提高3%~5%,对降低能源消耗和减少CO2排放具有重要意义。
近年来,科研人员对复合涡轮技术进行了大量研究。文献[4,5]通过分析复合涡轮系统对发动机燃烧、泵气、废气再循环(EGR)率及发动机热平衡等方面的影响发现,动力涡轮对发动机的影响在于增大了排气背压从而增加了泵气损失。当动力涡轮的膨胀比进一步增加时将降低增压涡轮做功能力,造成进气压力不足,导致发动机功率进一步降低,说明动力涡轮回收排气能量的同时影响了发动机的输出功率,动力涡轮与发动机需要进行优化匹配。文献[6]]指出,同一动力涡轮转速不能同时兼顾低负荷和高负荷区域,动力涡轮转速固定使得部分工况点下动力涡轮的效率较低,因而机械复合涡轮系统中动力涡轮转速与发动机转速强耦合制约了机械复合涡轮系统的余热回收潜力。文献[7]研究发现,低负荷时排气能量相对不足,动力涡轮膨胀比低,动力涡轮回收功率无法弥补增加的泵气损失功率,因此在低负荷时应该选择旁通。综上可知,机械复合涡轮系统中动力涡轮与发动机之间的匹配及非匹配点的优化对发动机总能效率提升具有重要影响。
为了实现全工况范围内增压涡轮、动力涡轮及发动机之间的合理匹配,本文提出了一种可控机械复合涡轮系统。该系统采用废气旁通阀和无级变速器(CVT),根据发动机运行工况动态调节增压涡轮和动力涡轮的运行状态。通过仿真研究了可控机械复合涡轮系统中动力涡轮、增压涡轮和传动速比之间的匹配规律,提出了废气旁通阀和CVT传动速比的调节策略。在稳态工况和FTP75市郊驾驶循环工况下分别评估了可控机械复合涡轮技术对发动机总能效率提升和油耗改善的效果。
1 可控机械复合涡轮系统仿真模型和效率评价指标
1.1 可控机械复合涡轮系统模型建立与验证
可控机械复合涡轮系统的结构如图1所示。动力涡轮位于增压涡轮下游,动力涡轮回收能量通过高速齿轮箱、无级变速器和动力耦合齿轮最终耦合到曲轴上。其中,增压涡轮废气旁通阀用于调节通过增压涡轮的废气量;动力涡轮废气旁通阀用于调节通过动力涡轮的废气流量;CVT用于连续调节动力涡轮至发动机曲轴的传动速比,进而在给定发动机转速条件下调节动力涡轮运行工况点。通过增压涡轮旁通阀、动力涡轮旁通阀和CVT速比的连续调节,可以实现增压涡轮、动力涡轮在发动机变工况条件下的动态匹配,为充分发掘机械复合涡轮系统提升发动机总能效率的潜力提供便利条件。
试验用机为当前市场上使用量较大的某重型柴油机,并基于GT-SUITE建立了包含柴油机、可控机械复合涡轮系统及整车模块的性能仿真模型。表1为柴油机、动力涡轮传动系统及整车基本参数。在仿真中,增压涡轮和动力涡轮的流量和效率特性MAP如图2所示。CVT的效率随输入转速变化,效率范围为0.93~0.97,效率曲线如图3所示。采用发动机外特性试验数据,对发动机模型进行了校订。模型与实际发动机的功率和油耗偏差控制在5%以内,如图4所示。
1.2 效率评价指标
为了指导可控机械复合涡轮系统的设计、匹配和优化,本文采用运行效率、转换效率和总能效率三个无量纲量来描述该系统的性能。
1.2.1 运行效率
从动力涡轮部件设计的角度提出运行效率,即动力涡轮等熵效率,用于表征动力涡轮部件的完善程度。
1.2.2 转化效率
从复合涡轮系统能量回收的角度提出转化效率,即单位排气能量中动力涡轮回收功率与发动机功率损失之差所得的净收益,如式(1)所示,用于指导发动机与动力涡轮的匹配。
式中,WT为动力涡轮回收功率;We为机械复合涡轮系统中发动机功率;Woriginal为原发动机功率;Wex为单位时间内排气能量。
1.2.3 总能效率
综合考虑柴油机可控机械复合涡轮中能量回收与能量使用两个环节,提出总能效率,即单位燃油能量机械复合涡轮系统曲轴输出功率,如式(2)所示,以评价柴油机可控机械复合涡轮系统的节油潜力。
式中,ηt为动力涡轮传动系统效率;Wfuel为单位时间内供油能量。
2 动力涡轮、增压涡轮及主传动比匹配规律
2.1 涡轮通流面积系数
可控机械复合涡轮系统优化的关键在于动力涡轮回收功率与发动机泵气损失之间的折中。增加发动机的排气背压能够提升动力涡轮的可用能,但同时会增加发动机的泵气损失。发动机的排气背压直接取决于动力涡轮的膨胀比,在设计域中影响涡轮膨胀比的主要因素为涡轮通流面积。本研究采用发动机原配增压涡轮/动力涡轮的通流面积为参考值,对增压涡轮和动力涡轮的通流面积无量纲化为增压涡轮通流面积系数α和动力涡轮通流面积系数β,其计算如式(3)和式(4)所示。
式中,A′T为增压涡轮通流面积;A′PT为动力涡轮通流面积;A0为原增压涡轮/动力涡轮通流面积。
2.2 动力涡轮通流面积对系统效率的影响
以1 600r/min、50%负荷为研究工况,保持增压涡轮不变,在1.0~3.0的范围内改变动力涡轮通流面积系数,研究动力涡轮通流面积对系统效率的影响。如图5所示,随着动力涡轮通流面积系数减小,动力涡轮运行效率显著增加,而系统的转化效率和总能效率呈现先增后减趋势。这是因为,随着动力涡轮通流面积系数减小,其膨胀比增加,增压涡轮出口压力增加,使得增压涡轮膨胀比降低,单位排气质量流量增压涡轮做功能力降低。发动机排气压力在增压涡轮和动力涡轮膨胀比的共同作用下逐渐增加。动力涡轮通流面积系数达到2.2后,发动机进气压力因增压涡轮功率不足而下降,从而使发动机空燃比下降。发动机功率受进排气压差所决定的泵气损失和空燃比所决定的燃烧性能两方面影响,先随排气压力增加而缓慢降低,后随进气压力不足急剧恶化,因此有必要重新匹配增压涡轮以保证进气压力需求。
另外,在动力涡轮通流面积较大时,较低的动力涡轮运行效率直接制约了动力涡轮的回收功率,因此有必要调节主传动速比,优化动力涡轮运行效率,提高系统的总能效率。
2.3 主传动速比对动力涡轮运行效率的调节规律
1 600r/min、50%负荷工况下主传动速比对动力涡轮运行效率的影响规律如图6所示。随主传动速比的增加,动力涡轮的运行效率呈先增后减小的变化规律,即存在最佳的主传动速比使得动力涡轮运行效率最优;同时,随着动力涡轮通流面积增加,动力涡轮的运行工况点向低膨胀比方向移动,即最佳的主传动比随着动力涡轮通流面积系数增加而逐渐减小。
2.4 增压涡轮、动力涡轮及主传动速比联合优化规律
综上分析可知,最佳主传动速比是随着动力涡轮通流面积一起变化。而为了保证目标进气压力,增压涡轮也需随动力涡轮的变化而重新匹配;因此,针对增压涡轮、动力涡轮及主传动速比的联合优化对实现系统总能效率最优十分关键。
以1 600r/min、50%负荷为研究工况,在调节动力涡轮通流面积的同时,以该动力涡轮运行效率最高为目标随动调节主传动速比,以增压压力满足目标进气压力为目标调节增压涡轮通流面积,得到如图7所示的β、α和主传动速比的联合优化曲线。通过该联合优化曲线和总能效率曲线即可确定以总能效率最优为目标的增压涡轮、动力涡轮和主传动速比的最佳匹配组合。在该发动机配置下,在该工况下,最佳的β为1.6,相应的最佳的α为0.875,主传动速比为25。
3 CVT和动力涡轮旁通阀对总能效率的优化作用
道路工况下,车用发动机的运行工况点会覆盖整个运行区间,因此机械复合涡轮系统在非匹配工况点下的性能对其道路循环的节油效果有较大影响。为了提升非匹配点的总能效率,研究中引入了无级变速器和动力涡轮旁通阀,以主动调节动力涡轮转速和流量,并探索其优化策略。
3.1 CVT的优化作用及其控制策略
以1 600r/min、50%负荷工况点进行匹配,如图8所示。在非匹配工况点,动力涡轮运行效率较低且膨胀比与最佳膨胀比(该系统总能效率最高时所对应的动力涡轮膨胀比)相差较大。以总能效率最高为目标,调节CVT速比调节动力涡轮转速。优化后,各非匹配工况点下动力涡轮膨胀比得以优化,动力涡轮运行效率得以改善。总能效率在欧洲稳态循环(ESC)典型工况下的改善效果如图9所示。其中,A、B、C分别为1 300、1 600和1 900r/min;25、50、75、100分别代表各转速下25%、50%、75%和100%负荷。在非匹配区域(25%负荷和100%负荷)系统总能效率明显提升,但是在匹配区域(50%负荷)总能效率反而比固定速比机械复合涡轮系统低。这是因为,CVT的引入使得传动系统传动损失增加,传动效率降低。以总能效率最高为目标得到的全工况范围下CVT最优速比如图10所示。
3.2 动力涡轮旁通阀的控制策略
动力涡轮回收排气能量是以增加发动机泵气损失为代价的。低负荷下排气能量相对不足,使得动力涡轮回收功率无法弥补因排气压力增加而造成的发动机功率损失,所以在低负荷时为了降低泵气损失,可旁通动力涡轮流量。相比于动力涡轮旁通阀开启,旁通阀关闭时可控机械复合涡轮系统的总能效率的提升如式(5)所示。
式中,ηtotal_C为旁通阀关闭时机械复合涡轮系统的总能效率,%;ηtotal_O为旁通阀开启时机械复合涡轮系统的总能效率,%。
如图11所示,动力涡轮旁通阀关闭,使机械复合涡轮系统在高转速高负荷区域总能效率的提升最为明显,而在高转速低负荷区域会出现较大程度的恶化。依此,将动力涡轮最佳旁通阀控制MAP绘制在图11中:动力涡轮旁通阀在总能效率恶化区域打开旁通阀,以降低动力涡轮对发动机的不利影响;在总能效率提升区域关闭旁通阀,以回收排气能量。
4 可控机械复合涡轮系统的节油潜力
可控机械复合涡轮系统节油率如式(6)所示。
式中,mT为可控机械复合涡轮系统的喷油率,%;mO为原机的喷油率,%。
以16 00r/min、970N·m为匹配工况点。匹配后,增压涡轮通流面积系数为0.875,动力涡轮通流面积系数为1.6,固定速比为25。相比于原机,柴油机可控机械复合涡轮在全工况范围下的节油率如图12所示。在高转速高负荷下,最高可降低燃油消耗4.3%;在高转速低负荷下,虽然排气通过动力涡轮旁通,但由于增压涡轮缩小导致燃油恶化最大仍达1.7%。
表2为FTP75市郊驾驶循环工况下的节油潜力评估情况。其车速曲线如图13所示。柴油机可控机械复合涡轮能够提高原机燃油经济性达1.28%。
5 结论
(1)基于GT-SUITE建立了某重型柴油机可控机械复合涡轮系统的仿真模型。提出了可控机械复合涡轮系统的分层效率评价指标(运行效率、转化效率和总能效率),分别评价其热力过程性能、能量回收性能及系统节油潜力。
(2)动力涡轮通流面积、主传动速比和增压涡轮通流面积为机械复合涡轮系统中的三个关键设计参数。调节动力涡轮通流面积以实现发动机功率与动力涡轮回收功率之间的折中优化;调节主传动速比以优化动力涡轮运行效率;调节增压涡轮通流面积以保证进气压力。三者之间存在着最佳的一一对应匹配关系,通过三者的联合匹配能够进一步提高系统总能效率。
(3)在非匹配工况,可以通过CVT调节动力涡轮的转速,实现对其运行效率和膨胀比的优化,提高系统总能效率。在小负荷工况,动力涡轮回收功率无法弥补由于排气压力增加造成的发动机功率损失,需要主动进行排气旁通。
(4)可控机械复合涡轮系统稳态点最大节油率为4.3%,在FTP75市郊驾驶循环工况下可降低燃油消耗1.28%。
参考文献
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浅谈如何提高抽油机系统效率 篇9
抽油机井采油的原理是将电能从地面传递给井下液体, 从而把井下液体举升到井口。抽油系统工作时, 就是一个能量不断传递和转化的过程, 能量每一次传递和转化都将有一定的损失。从地面供入系统的能量扣除各种损失后, 就是系统所给液体的有效能量, 该有效能量与系统输入能量的比值称为抽油机井系统效率。
1 影响抽油机井系统效率的主要因素
抽油机井的系统效率与地面、井下两大系统能量损失有关, 地面部分的能量损失发生在电动机、皮带一减速箱、四连杆机构中, 而井下能耗损失主要与抽油杆运动能耗和深井泵的容积效率有关, 由于杆柱运动能耗及深井泵容积效率均与杆柱和抽汲参数设计有关, 因此, 在地面抽油设备一定的条件下, 杆柱和抽汲参数的优化设计成为影响抽油机井系统效率的主要因素。
1.1 抽油杆尺寸对能耗的影响
泵径38.1mm, 在举升高度为1828.8m、产量为79.49m3/d时, 随着冲程的增加, 分别采用4种杆柱组合的能耗情况进行分析。较重的抽油杆柱能耗较大, 25mm×19mm×16mm、25mm×22mm×19mm杆柱能耗高, 耗电费用也相应较高, 但随着冲程的增加, 四种杆柱能耗均下降, 对于某一特定的杆柱存在某一最小冲程使其能耗较低。22mm×19mm、25mm×22mm×19mm×16mm、25mm×22mm×19mm三种杆柱组合在冲程增加到4.2m时, 电费降低明显, 之后下降趋于平缓, 因此冲程需保持合理的值, 才可明显降耗。
1.2 冲程S和冲次n对系统效率的影响
对于同一有效扬程, 不同抽汲参数 (SN) , 随着冲程、冲次的降低, 系统效率下降, 其中冲次越高系统效率降低明显, 当冲程均为2.6m, 冲次由每分钟6次增加到l2次时系统效率下降近9个百分点左右。
1.3 泵径对能耗的影响随着泵径的增加耗电费增加, 但随着冲程的增加, 能耗下降趋势减缓
其原因是大直径的泵, 可以在较低的冲次下获得所要求的产液量, 从而再使水利损失和摩擦损失减小, 使系统损失减小。
1.4 管理工作对系统效率的影响
管理工作的好坏直接影响系统效率, 例如抽油机平衡调整得不好, 驴头与井口偏差过大, 密封装置过紧, 传动皮带过松等情况都会降低系统效率。
2 提高抽油机系统效率的措施和方法
2.1 提高地面系统效率的方法
2.1.1 提高电机效率
根据前面分析, 提高电机效率要从三方面开展工作:提高抽油机平衡度、合理匹配电机功率、应用高效电机。
2.1.2 提高抽油机效率
提高抽油机效率主要是应用高效抽油机和做好维护保养。双驴头抽油机、皮带抽油机等节能型抽油机在各油田都有很好的应用。
2.2 采用特种抽油杆
近年来, 国内外在新材料抽油杆和连续抽油杆方面有了很大进展, 其中有铝合金抽油杆、玻璃钢抽油杆, 加拿大Corod抽油杆、钢丝绳抽油杆等。玻璃钢、Corod、钢丝绳三种抽油杆在很多油田进行过较大面积的推广应用或试验应用, 都取得了较好的效果。由于它们的单位长度重量轻、抗拉强度高, 后2种抽油杆中间还无接箍连接, 因此, 将它们用于抽油系统, 井下功率损失小, 可增加有效功率, 特别适合于深抽井。当然, 使用中存在的问题还有待于进一步改进完善。
2.3 提高井下系统效率的方法
提高井下系统效率主要通过参数优化、杆管优化来实现, 另外原油物性、盘根盒摩阻等对系统效率都有一定的影响。
2.3.1 优化生产参数
抽汲参数及杆管组合对地面效率及井下效率都有影响。研究与试验表明, 在众多的抽汲参数中, 抽油机冲次n和冲程S、泵径d、沉没度h以及杆管尺寸对系统效率 (特别是井下效率) 影响较大。一般来讲, 对于一口具体的抽油机井, 在满足提液需要的情况下, 应选择最优化的参数组合方式, 即选用提高抽油机井系统效率优化设计软件来实现。
2.3.2 防蜡降黏技术
对结蜡严重的油井实施清防蜡降黏, 可提高管柱效率和抽油杆传动效率。
2.3.3 合理调整盘根盒
盘根盒密封过紧及偏磨都会增加抽油机悬点载荷, 试验证明, 摩阻的增加可引起驴头悬点负荷变化1t左右, 功率损失增加8%~15%, 电机功率增加0.5k W~1.5k W, 系统效率降低1~3个百分点。因此, 光杆的对中调整及松紧度适中的盘根对系统效率的提高具有重要意义。
2.4 采用配套措施
有些油田气油比较高, 由于气体影响, 降低了抽油泵的充满程度, 使抽油泵的泵效很低, 这必然使整个抽油系统的效率降低。为了克服气体对泵效的不良影响, 根据油井产量、气油比大小及地层情况等, 可以采用井下分离器、助流器等先进成熟的工艺技术, 促使抽油机系统效率的提高。
2.5 提高日常管理水平
保证抽油机的平衡度要求, 抽油机工作时平衡度应为85%~120%;适当调节皮带及盘根盒的松紧;加强对抽油机运动时的滑润, 减少连杆机构的磨损等。已知影响井下效率的主要因素是深井泵排量系数、抽油杆柱的磨损和油井的非正常漏失, 而提高有效功率主要是提高产液量, 提高深井泵排量系数, 而降低井下功率损失的主要途径是减少抽油杆柱的磨损和油井的非正常漏失。因此, 要提高系统效率, 就要解决油井的非正常漏失、抽吸参数的不匹配、泵的沉没度不合适及气体影响等矛盾。
3 总结
另外, 采用控制技术可以减少抽油机的耗电量, 提高深井泵的泵效;利用变速控制技术使抽油机负荷变化均匀, 减少耗电;采用节能控制箱保证在抽油机负荷较低时, 自动减少电动机的输入功率。
总之, 影响抽油机系统效率的因素及环节较多, 它除了与抽油设备及抽汲参数有关外, 还受井况和油井管理水平的影响, 另外, 抽油机系统各部分的耗能又存在一定差异, 所以在实际生产中, 应根据油井不同情况认真分析, 从而确定提高其系统效率的具体措施。
参考文献
[1]徐秀芬, 李伟, 曹莹, 侯永强.柔性连续抽油杆提捞式抽油机系统效率研究[J].石油矿场机械, 2011 (1) .