基于malab的機械采油數字化仿真系統的開發

1抽油泵和抽油桿機械勘探是中國和世界石油工業最重要的勘探方法，對確保油田的高產、穩產起著重要作用。機械采油系統工程是一門綜合應用機械學、數學、管理學、采油工藝學等多學科知識的跨學科科學,它所研究的對象不但有抽油機、抽油泵等單一的采油設備,而且有包含油井、抽油設備和油層在內的整個機械采油系統。就常規型機械采油系統來說,系統由三部分構成:①地面部分——游梁式抽油機,它由電動機、減速箱和連桿機構組成;②井下部分——抽油泵,它懸掛在套管中油管的下端;③聯系地面和井下的中間部分——抽油桿柱,它由一種或幾種直徑的抽油桿和接箍組成。常規型機械采油系統裝置如圖1所示。隨著機械采油設備的逐年增加,機械采油井的優化設計、參數優選、設備投資、系統能耗和管理等問題日趨突出。此外,隨著鉆井工藝、采油工藝技術的不斷發展,如側鉆定向井、側鉆水平井的出現,聚合物驅油、三元復合驅油方法的應用等,對機械采油設備、機械采油方式提出了更特殊的要求。在這種情況下,需要一種能全面系統地設計、管理與優化機械采油系統的方法,該方法不應該只考慮某一方面或只注重某一指標的設計和管理,而應該把機械采油井作為一個系統工程,追求系統的整體優化,實現機械采油井的節能降耗,提高油井開采綜合經濟效益。同時,機械采油系統由于工作環境惡劣,承受的載荷復雜,機械采油系統結構的抗力衰減非常明顯,而且其檢修周期短,效率不高。機械采油系統結構的失效破壞不僅會造成直接的重大經濟損失,還可能造成嚴重的環境污染甚至破壞地下油層。因此,對機械采油系統在復雜環境下的工作狀況進行虛擬仿真分析,將變得非常有意義。為了應對油田數字化建設的需要,本文以長慶油田生產現場調研數據為基礎,將機械采油技術和計算機仿真技術相結合,開發了機械采油數字化仿真系統,從而實現對機械采油系統從新井投產時的設備選擇、參數確定到老井抽油參數和部件優化的全方位模擬、分析和評估。2基于機械采油機的數字模擬系統的開發研究2.1數據集成模塊提高機械采油系統工作效率已成為油田最關注的問題之一,機械采油系統工作效率的高低取決于各部分的共同作用。本文開發的機械采油數字化仿真系統由電動機信息模塊、減速箱仿真模塊、抽油機仿真模塊、桿管組合數據計算模塊、油藏信息模塊、系統動態仿真模塊和系統故障診斷模塊等七個部分組成,如圖2所示。圖中:電動機信息模塊和油藏信息模塊主要實現相關數據的錄入,建立和維護系統信息數據庫,為抽油機仿真和系統動態仿真提供數據;減速箱仿真模塊和抽油機仿真模塊除完成減速箱、抽油機數據庫的維護外,還實現了減速箱傳動和抽油機系統的仿真分析,可以實現新產品或部件優化的檢測評估;系統動態仿真分析模塊根據給出的抽油機系統和液柱參數,能夠仿真分析抽油桿柱任意截面處的抽油桿速度vr、油管速度vt、液柱速度vf、抽油桿內力Qr、油管內力Qt和液柱內力Qf的動態變化,并可據此作出相應的示功圖,分析抽油桿柱的動態特性;管桿組合數據計算模塊主要用于新井投產或自噴井改抽,根據油管直徑、下泵深度、沖程長度和泵徑等參數計算不同直徑抽油桿的組合信息,并為系統的仿真提供參數;系統故障診斷模塊可以對現場采集的數據(扭矩、電流、電壓等)進行分析,確定故障類型并提供解決辦法。整個系統可以實現從新井投產設備選擇、數據組合到老井數據優化的全過程仿真分析。抽油機仿真模塊和系統動態仿真模塊作為整個數字化仿真系統的主體,將在后文進行重點闡述。2.2數字仿真及模擬仿真減速箱作為抽油機系統的主要傳動部件,對整個抽油機系統的性能影響很大。目前,游梁平衡抽油機廣泛應用于油田機械采油現場,其減速箱主動輪和從動輪都采用固定直徑的圓柱齒輪。但這種固定傳動比設計不能根據自身參數或外部工況的變化來調整輸出扭矩。因此,本模塊旨在對減速箱減速過程進行仿真,尋求函數輸出的解決方案,并構建減速箱信息數據庫,為抽油機系統的仿真提供數據。系統通過對減速箱傳動的數字仿真和模擬仿真,實現了不同傳動參數情況下函數輸出的模擬,可以直觀地顯示減速箱的傳動效果,為減速箱傳動方式的優化設計提供了分析平臺。由文獻可知,抽油機曲柄扭矩變化曲線基本符合正弦函數的變化規律,為了簡化計算,本文以正弦函數曲線作為減速箱非圓齒輪傳動部分傳動比進行計算,減速箱輸出軸轉速可以表示為n2=ndi總=nddDisin(θ)。(1)式中:n2為減速箱輸出轉速(r/min),d為電機皮帶輪直徑,D為減速箱皮帶輪直徑(m),nd為電動機轉速(r/min),isin(θ)為減速箱傳動部分傳動比。減速箱傳動過程的數字仿真輸出結果如圖3所示。利用MATLAB的Simulink工具箱構建的減速箱仿真模型如圖4所示,通過對輸入數據進行加法、求倒和點乘運算,能夠輸出減速箱與電動機間總減速比變化曲線。2.3油擠出試驗模塊2.3.1機械油調系統懸點運動規律抽油機作為整個機械采油系統最重要的地面設備之一,其懸點的運動規律在機械采油系統仿真中作為上邊界條件是不可或缺的。抽油機模型包括懸點運動規律模型、懸點載荷模型、曲柄扭矩計算模型及功率計算模型等。(1)os4[34]的值根據牛頓—辛普森法計算四連桿機構非線性位置問題,即可得到連桿、游梁的角加速度表達式[-r3sinθ3r4sinθ4r3cosθ3-r4cosθ4][ε3ε4]=[ε2r2sinθ2+ω22r2cosθ2+ω23r3cosθ3-ω24r4cosθ4-ε2r2cosθ2+ω22r2sinθ2+ω23r3sinθ3-ω24r4sinθ4]。(2)式中:r1/θ1,r2/θ2,r3/θ3,r4/θ4分別表示減速箱輸出軸中心至支架軸承中心連線、減速箱曲柄、連桿、游梁的長度和位置。設游梁前臂長為K1,則懸點速度v=Κ1ω4,(3)懸點加速度a=Κ1ε4。(4)(2)懸點靜荷載和抽油桿柱在油中的壓力p壓在上沖程,當懸點從下死點往上移動時,游動閥在柱塞上部油柱壓力作用下關閉,而固定閥在柱塞下泵閥內外壓力差的作用下打開。因為游動閥關閉,使懸點承受抽油桿柱自重P桿和柱塞上油柱重P油這兩個載荷的作用方向都向下,同時固定閥打開,使油管外一定沉沒度的油柱對柱塞下表面產生方向向上的壓力P壓,所以上沖程時,懸點靜載荷等于抽油桿柱在油中的重力與油井中動液面以上、截面積等于柱塞面積的油柱重力之和。同時,上沖程時柱塞帶動油柱運動,設aA為懸點加速度,則上沖程的慣性載荷Ρ慣上=Ρ桿慣+Ρ油慣=(1+Ρ油慣Ρ桿慣)Ρ桿gaA,(5)則上沖程時懸點載荷為Ρ上=Ρ慣上+Ρ靜上。(6)在下沖程,游動閥由于柱塞上、下壓力差打開,而固定閥在泵筒內外壓力差作用下關閉。游動閥打開使懸點只承受抽油桿柱在油中的重量P桿′,固定閥關閉,使油柱重量移到固定閥和油管上。因此,下沖程時懸點的靜載荷P靜下等于抽油桿柱在油中的重量P桿′。同時,下沖程時柱塞不帶油柱運動,因此下沖程的慣性載荷Ρ慣下=Ρ桿慣=Ρ桿gaA?(7)下沖程時懸點載荷Ρ下=Ρ慣下+Ρ靜下。(8)(3)抽油機系統的功率計算模型以某石油機械廠制造的CYJ12-4.8-73HB型游梁式抽油機為例,通過對減速箱曲柄軸中心進行受力平衡分析,作力矩平衡方程:Τr+Q曲rsinφ=Ρ連rsinα。(9)式中:T為曲柄軸銷中心受的切線力,P連為連桿作用力,Q曲為曲柄平衡重折合力,r為曲柄半徑,α為連桿與曲柄的夾角,φ為曲柄軸線與垂直線的夾角。同樣,通過對抽油機游梁支點進行受力平衡分析,對游梁支點作力矩平衡方程:ΡΚ1=Ρ連Κsinβ。(10)式中:P為懸點載荷,K為游梁后臂長,K1為游梁前臂長,β為連桿與游梁后臂的夾角。因此,曲柄軸扭矩Μ曲=Κ1sinαΚsinβΡr-Q曲rsinφ=VAωΡ-Q曲rsinφ。(11)式中:VA為懸點速度,ω為曲柄角速度。根據懸點載荷產生功率與平衡效果,在不考慮抽油機系統傳動效率的條件下,可以得出抽油機電動機在相應傳動條件下的功率計算模型:Ν=(Ρ-(Q曲R+q曲r)cosφΚ1)?(VAωSmax)。(12)式中:R為曲柄的平衡半徑,q曲為曲柄自重,Smax為懸點最大沖程長度。2.3.2抽油機參數設計抽油機仿真模塊包括系統仿真、四連桿優化和數據庫維護三部分。由于抽油機系統結構復雜,受力分析比較困難,為降低計算難度,在確保計算準確性符合要求的前提下,計算過程中暫不考慮上沖程時油管內液柱體積的變化,忽略游梁自重、活塞自重及系統傳動效率的影響。如圖5所示,抽油機系統仿真分析部分可以根據選定的電動機型號、減速箱型號、抽油機型號、管桿組合信息和油藏信息,對抽油機的工作參數進行仿真計算,并可以以曲線的形式直觀地顯示出來,為抽油機管理和設計人員提供參考數據和試驗平臺。抽油機四連桿機構的優化設計是抽油機整機優化的重要部分。通常情況下,游梁式抽油機采用工作循環的運動圖,在一定程度上可以消除上下沖程動載過大的問題。擬定抽油機運動圖,實際上就是正確設計四連桿機構,使懸點的運動保證抽油桿和抽油泵的正常工作。因此,為使懸點上、下沖程時間相等,游梁式抽油機各桿長度應該符合式(13)所提出的條件:{l2+R2=r2+y2,(1rl)2+(1rΚ)2-(1ry)2=1。(13)式中:r為曲柄半徑(m),l為連桿長度(m),K為游梁后臂長(m),y為從曲柄旋轉中心到游梁支點間的距離(m)。根據各桿件長度和比值,可以確定抽油機的運動指標ma,ma=1+rl1-(rΚ)2。(14)式中ma可作為所設計抽油機的技術經濟參考指標,根據國外抽油機的發展趨勢來看,運動指標是不斷增加的,這樣可以縮小抽油機的輪廓尺寸和重量,但是另一方面卻會惡化其工作條件。關于最合適的運動指標ma的選擇問題,還需做進一步的研究。2.4系統的動態模擬模塊2.4.1數學模型(1)erarux,t抽油桿的振動可以看作是一個受迫振動,其振源是懸點,即在考慮抽油桿懸掛系統的受力以及力的傳遞過程時,將其考慮為一細長彈性桿做受迫振動,振源來自抽油機懸點的上下往復運動。因此,抽油桿柱任意截面處的運動,是懸點的運動和抽油桿彈性振動的疊加。根據彈性單元體的受力平衡條件以及抽油桿頂部與底部的邊界條件,可以得到描述均質抽油桿柱縱向振動的數學物理方程:{?u2?t2-c2?u2?x2+v?u?t=-du*2dt2-du*dt+g,ErAr?u?x|x=0=Κeu(0,t),ErAr?u?x|x=L=ΡΡ(t)。(15)式中:c為波在抽油桿中的傳播速度(m/s),v為油井液體對抽油桿的阻尼系數(s-1),g為重力加速度(m/s2),Er為抽油桿彈性模量(N/m2),Ar為抽油桿橫截面積(m2),Ke為抽油桿柱懸掛系統的等效彈簧常數(N/m),Pp為抽油泵柱塞上的液體負荷(N),l為抽油桿單根長度(m)。采用抽油桿縱向振動力學模型,當同時考慮抽油桿柱運動速度與液柱運動速度對抽油桿柱阻尼力的影響時,可建立抽油桿柱與油管柱、液柱相耦合的振動方程,即三維振動模型。為方便問題研究,假定:①采用常規游梁式抽油機,且采用低轉差率電機,ω為常量;②液柱中無氣泡;③閥門的阻力忽略不計,μ為常量。則抽油桿三維振動的數學模型為:式中:Ah為油管外徑截面積(m2),At為油管內徑截面積(m2),Fr為抽油桿摩擦力(N),Ft為抽油管摩擦力(N),Ff為液柱摩擦力(N),Et為油管彈性模量(N/m2),Ef為液柱彈性模量(N/m2),Pf為液柱壓力(N/m2),Qr為抽油桿內力(N),Qt為油管內力(N),vr為抽油桿速度(m/s),vt為油管速度(m/s),vf為液柱速度(m/s),r為抽油桿鋼材密度(kg/m3),t為油管鋼材密度(kg/m3),f為液體密度(kg/m3)。其中,摩擦力Fr,Ft和Ff可由式(17)求出。式中:Ac為油管內徑截面積(m2),C1為液體摩擦系數,C2為接箍處摩擦系數,Dr為抽油桿直徑(m),Dt為油管直徑(m)。(2)液柱壓力初始條件令抽油桿處于下始點時t=0,且該瞬間游動閥處于開啟狀態,則P=Pf。當采用單級桿柱時,可將偏微分方程組(16)的初始條件表示為{vr(x,0)=0,vt(x,0)=0,vf(x,0)=0,Qr(x,0)=Ar[ρrg(lz-x)-(Ρ0+ρfglz)],Qt(x,0)=ρtg(lz-x)(Ah-At)+(Ρ0+ρfglz)At-AhΡ1,Ρf(x,0)=ρfgx+Ρ0。(18)式中:P0為井口回壓(N/m2),P1為泵入口處壓力(N/m2),lz為抽油桿柱總長度(m)。采用多級桿柱時,其初始條件與單級桿柱有很大不同。以三級抽油桿(a,b,c)為例,桿管速度有下列關系式{vr(a,b,c)(x,0)=0,vt(a,b,c)(x,0)=0,vf(a,b,c)(x,0)=0。(19)抽油桿的內力關系式為油管的內力可以從下式得到:{Qta(x,0)=(Ρ0+ρfglz)At-Ρ1Ah+AΗΤρtg(lz-x)?Qtb(x,0)=(Ρ0+ρfglz)At-Ρ1Ah+AΗΤρtg(lb+lc-x)?Qtc(x,0)=(Ρ0+ρfglz)At-Ρ1Ah+AΗΤρtg(lc-x)。(21)式中AHT為油管截面積(m2)。液柱壓力初始條件為{Ρfa(x,0)=Ρ0+ρfgx,Ρfb(x,0)=Ρ0+ρfg(la+x),Ρfc(x,0)=Ρ0+ρfg(la+lb+x)。(22)(3)at-arb法在三級桿柱的情況下,桿柱的截面變化處上下六個變量之間的關系為{Qra=Qrb-(Ara-Arb)(Ρ0+Ρf),vra=vrb,Qta=Qtb,vta=vtb,Ρfa=Ρfb,(At-Ara)vfa=(At-Arb)vfb;(23)地面邊界條件(x=0)為{vr(0,t)=-ACRωsinαsinβ,vt(0,t)=0,Ρf(0,t)=Ρ0;(24)井下邊界條件(x=lz)為{Qr(lz,t)+Ρ?AΡ-Ρf(lz,t)(Ap-Ar)-μ[vt(lz,t)-vr(lz,t)]=0,Qt(lz,t)+Ρ?AΡ-Ρf(lz,t)(At-Ap)+ArΡ1-μ[vr(lz,t)-vt(lz,t)]=0,vf(lz,t)(At-Ar)=vt(lz,t)(At-Ap)+vr(lz,t)(Ap-Ar)。(25)式中:AP為柱塞截面積(m2),P為泵腔壓力(N/m2),μ為柱塞與缸套的阻尼系數。2.4.2變量t的求解偏微分方程的求解方法主要有有限差分法、特征線法等,本文采用有限差分法進行求解。為求解方便,首先對方程(16)進行變換,引入Z變量,將方程變為逆風格式的標準形態:{?Ζ1?t-Cr?Ζ1?x=g-FrρrAr,?Ζ2?t+Cr?Ζ2?x=g-FrρrAr,?Ζ3?t-Ct?Ζ3?x=g-Ftρt(Ah-At),?Ζ4?t+Ct?Ζ4?x=g-Ftρt(Ah-At),?Ζ5?t-Cf?Ζ5?x=g-Ffρf(At-Ar),?Ζ6?t+Cf?Ζ6?x=g-Ffρf(At-Ar)。(26)式中Cr為抽油桿中聲速(m/s),Ct為油管中聲速(m/s),Cf為液柱中聲速(m/s)。變量Z的取值由下式決定:{Ζ1=vr+QrρrCrAr,Ζ2=vr-QrρrCrAr,Ζ3=vt+QtρtCt(Ah-At),Ζ4=vt-QtρtCt(Ah-At),Ζ5=vf-ΡfρfCf,Ζ6=vf+ΡfρfCf。(27)根據t=m時各變量的值Z1(m,n),…,Z6(m,n),可求得t=m+1時各變量Z1(m+1,n),…,Z6(m+1,n)的值,再根據方程組(27)即可求出vr,vt,vf,Qr,Qt,Qf六個變量。計算表明,循環三次后,解已基本穩定。2.4.3抽油桿柱動態特性系統動態仿真分析模塊根據給出的抽油機型號、抽油桿柱組合、油井數據和液柱參數,能夠仿真分析抽油桿柱任意截面處vr,vt,vf,Qr,Qt,Qf的動態變化,并可據此作出的相應的示功圖分析抽油桿柱的動態特性。系統動態仿真模塊運行界面如圖6所示。3基于機械采油數字系統的研究3.1變輸出轉速機構利用開發的機械采油數字化仿真系統,一方面可以根據現場實測參數對系統故障進行診斷,另一方面可以對機械采油系統各部件優化的可行性和優化的效果進行分析。對于目前在油田廣泛采用的游梁式平衡抽油機,在抽油機工作過程中,由于上下沖程工作的差異,驢頭懸點載荷變化較大,電機的載荷極不均勻。抽油機在上沖程過程中,需要提起抽油泵柱塞以上的液柱重量和抽油桿重量,抽油機電機需要做很大的功;而在下沖程過程中,驢頭依靠抽油桿自重下落,抽油機電機處于發電機狀態。其結果進一步加劇了抽油機系統的振動,降低了系統工作效率,縮短了抽油機系統使用壽命,增加了系統能耗。因此,為了盡可能地消除負功,使抽油機系統在上下沖程中的負載接近相等,在采取平衡措施進行平衡的同時,考慮采用變輸出轉速機構,以避免不良現象的產生。變輸出轉速機構的主要思想就是通過控制傳動機構的傳遞關系,實現傳動機構從動構件的輸出函數,從而在不改變系統整體結構的前提下,使系統具有一定的輸出柔性。綜合以上分析,擬對抽油機減速箱傳動方式進行優化,采用非圓齒輪傳動減速