基于malab的机械采油数字化仿真系统的开发

基于malab的机械采油数字化仿真系统的开发

1抽油泵和抽油杆机械勘探是中国和世界石油工业最重要的勘探方法，对确保油田的高产、稳产起着重要作用。机械采油系统工程是一门综合应用机械学、数学、管理学、采油工艺学等多学科知识的跨学科科学,它所研究的对象不但有抽油机、抽油泵等单一的采油设备,而且有包含油井、抽油设备和油层在内的整个机械采油系统。就常规型机械采油系统来说,系统由三部分构成:①地面部分——游梁式抽油机,它由电动机、减速箱和连杆机构组成;②井下部分——抽油泵,它悬挂在套管中油管的下端;③联系地面和井下的中间部分——抽油杆柱,它由一种或几种直径的抽油杆和接箍组成。常规型机械采油系统装置如图1所示。随着机械采油设备的逐年增加,机械采油井的优化设计、参数优选、设备投资、系统能耗和管理等问题日趋突出。此外,随着钻井工艺、采油工艺技术的不断发展,如侧钻定向井、侧钻水平井的出现,聚合物驱油、三元复合驱油方法的应用等,对机械采油设备、机械采油方式提出了更特殊的要求。在这种情况下,需要一种能全面系统地设计、管理与优化机械采油系统的方法,该方法不应该只考虑某一方面或只注重某一指标的设计和管理,而应该把机械采油井作为一个系统工程,追求系统的整体优化,实现机械采油井的节能降耗,提高油井开采综合经济效益。同时,机械采油系统由于工作环境恶劣,承受的载荷复杂,机械采油系统结构的抗力衰减非常明显,而且其检修周期短,效率不高。机械采油系统结构的失效破坏不仅会造成直接的重大经济损失,还可能造成严重的环境污染甚至破坏地下油层。因此,对机械采油系统在复杂环境下的工作状况进行虚拟仿真分析,将变得非常有意义。为了应对油田数字化建设的需要,本文以长庆油田生产现场调研数据为基础,将机械采油技术和计算机仿真技术相结合,开发了机械采油数字化仿真系统,从而实现对机械采油系统从新井投产时的设备选择、参数确定到老井抽油参数和部件优化的全方位模拟、分析和评估。2基于机械采油机的数字模拟系统的开发研究2.1数据集成模块提高机械采油系统工作效率已成为油田最关注的问题之一,机械采油系统工作效率的高低取决于各部分的共同作用。本文开发的机械采油数字化仿真系统由电动机信息模块、减速箱仿真模块、抽油机仿真模块、杆管组合数据计算模块、油藏信息模块、系统动态仿真模块和系统故障诊断模块等七个部分组成,如图2所示。图中:电动机信息模块和油藏信息模块主要实现相关数据的录入,建立和维护系统信息数据库,为抽油机仿真和系统动态仿真提供数据;减速箱仿真模块和抽油机仿真模块除完成减速箱、抽油机数据库的维护外,还实现了减速箱传动和抽油机系统的仿真分析,可以实现新产品或部件优化的检测评估;系统动态仿真分析模块根据给出的抽油机系统和液柱参数,能够仿真分析抽油杆柱任意截面处的抽油杆速度vr、油管速度vt、液柱速度vf、抽油杆内力Qr、油管内力Qt和液柱内力Qf的动态变化,并可据此作出相应的示功图,分析抽油杆柱的动态特性;管杆组合数据计算模块主要用于新井投产或自喷井改抽,根据油管直径、下泵深度、冲程长度和泵径等参数计算不同直径抽油杆的组合信息,并为系统的仿真提供参数;系统故障诊断模块可以对现场采集的数据(扭矩、电流、电压等)进行分析,确定故障类型并提供解决办法。整个系统可以实现从新井投产设备选择、数据组合到老井数据优化的全过程仿真分析。抽油机仿真模块和系统动态仿真模块作为整个数字化仿真系统的主体,将在后文进行重点阐述。2.2数字仿真及模拟仿真减速箱作为抽油机系统的主要传动部件,对整个抽油机系统的性能影响很大。目前,游梁平衡抽油机广泛应用于油田机械采油现场,其减速箱主动轮和从动轮都采用固定直径的圆柱齿轮。但这种固定传动比设计不能根据自身参数或外部工况的变化来调整输出扭矩。因此,本模块旨在对减速箱减速过程进行仿真,寻求函数输出的解决方案,并构建减速箱信息数据库,为抽油机系统的仿真提供数据。系统通过对减速箱传动的数字仿真和模拟仿真,实现了不同传动参数情况下函数输出的模拟,可以直观地显示减速箱的传动效果,为减速箱传动方式的优化设计提供了分析平台。由文献可知,抽油机曲柄扭矩变化曲线基本符合正弦函数的变化规律,为了简化计算,本文以正弦函数曲线作为减速箱非圆齿轮传动部分传动比进行计算,减速箱输出轴转速可以表示为n2=ndi总=nddDisin(θ)。(1)式中:n2为减速箱输出转速(r/min),d为电机皮带轮直径,D为减速箱皮带轮直径(m),nd为电动机转速(r/min),isin(θ)为减速箱传动部分传动比。减速箱传动过程的数字仿真输出结果如图3所示。利用MATLAB的Simulink工具箱构建的减速箱仿真模型如图4所示,通过对输入数据进行加法、求倒和点乘运算,能够输出减速箱与电动机间总减速比变化曲线。2.3油挤出试验模块2.3.1机械油调系统悬点运动规律抽油机作为整个机械采油系统最重要的地面设备之一,其悬点的运动规律在机械采油系统仿真中作为上边界条件是不可或缺的。抽油机模型包括悬点运动规律模型、悬点载荷模型、曲柄扭矩计算模型及功率计算模型等。(1)os4[34]的值根据牛顿—辛普森法计算四连杆机构非线性位置问题,即可得到连杆、游梁的角加速度表达式[-r3sinθ3r4sinθ4r3cosθ3-r4cosθ4][ε3ε4]=[ε2r2sinθ2+ω22r2cosθ2+ω23r3cosθ3-ω24r4cosθ4-ε2r2cosθ2+ω22r2sinθ2+ω23r3sinθ3-ω24r4sinθ4]。(2)式中:r1/θ1,r2/θ2,r3/θ3,r4/θ4分别表示减速箱输出轴中心至支架轴承中心连线、减速箱曲柄、连杆、游梁的长度和位置。设游梁前臂长为K1,则悬点速度v=Κ1ω4,(3)悬点加速度a=Κ1ε4。(4)(2)悬点静荷载和抽油杆柱在油中的压力p压在上冲程,当悬点从下死点往上移动时,游动阀在柱塞上部油柱压力作用下关闭,而固定阀在柱塞下泵阀内外压力差的作用下打开。因为游动阀关闭,使悬点承受抽油杆柱自重P杆和柱塞上油柱重P油这两个载荷的作用方向都向下,同时固定阀打开,使油管外一定沉没度的油柱对柱塞下表面产生方向向上的压力P压,所以上冲程时,悬点静载荷等于抽油杆柱在油中的重力与油井中动液面以上、截面积等于柱塞面积的油柱重力之和。同时,上冲程时柱塞带动油柱运动,设aA为悬点加速度,则上冲程的惯性载荷Ρ惯上=Ρ杆惯+Ρ油惯=(1+Ρ油惯Ρ杆惯)Ρ杆gaA,(5)则上冲程时悬点载荷为Ρ上=Ρ惯上+Ρ静上。(6)在下冲程,游动阀由于柱塞上、下压力差打开,而固定阀在泵筒内外压力差作用下关闭。游动阀打开使悬点只承受抽油杆柱在油中的重量P杆′,固定阀关闭,使油柱重量移到固定阀和油管上。因此,下冲程时悬点的静载荷P静下等于抽油杆柱在油中的重量P杆′。同时,下冲程时柱塞不带油柱运动,因此下冲程的惯性载荷Ρ惯下=Ρ杆惯=Ρ杆gaA‚(7)下冲程时悬点载荷Ρ下=Ρ惯下+Ρ静下。(8)(3)抽油机系统的功率计算模型以某石油机械厂制造的CYJ12-4.8-73HB型游梁式抽油机为例,通过对减速箱曲柄轴中心进行受力平衡分析,作力矩平衡方程:Τr+Q曲rsinφ=Ρ连rsinα。(9)式中:T为曲柄轴销中心受的切线力,P连为连杆作用力,Q曲为曲柄平衡重折合力,r为曲柄半径,α为连杆与曲柄的夹角,φ为曲柄轴线与垂直线的夹角。同样,通过对抽油机游梁支点进行受力平衡分析,对游梁支点作力矩平衡方程:ΡΚ1=Ρ连Κsinβ。(10)式中:P为悬点载荷,K为游梁后臂长,K1为游梁前臂长,β为连杆与游梁后臂的夹角。因此,曲柄轴扭矩Μ曲=Κ1sinαΚsinβΡr-Q曲rsinφ=VAωΡ-Q曲rsinφ。(11)式中:VA为悬点速度,ω为曲柄角速度。根据悬点载荷产生功率与平衡效果,在不考虑抽油机系统传动效率的条件下,可以得出抽油机电动机在相应传动条件下的功率计算模型:Ν=(Ρ-(Q曲R+q曲r)cosφΚ1)⋅(VAωSmax)。(12)式中:R为曲柄的平衡半径,q曲为曲柄自重,Smax为悬点最大冲程长度。2.3.2抽油机参数设计抽油机仿真模块包括系统仿真、四连杆优化和数据库维护三部分。由于抽油机系统结构复杂,受力分析比较困难,为降低计算难度,在确保计算准确性符合要求的前提下,计算过程中暂不考虑上冲程时油管内液柱体积的变化,忽略游梁自重、活塞自重及系统传动效率的影响。如图5所示,抽油机系统仿真分析部分可以根据选定的电动机型号、减速箱型号、抽油机型号、管杆组合信息和油藏信息,对抽油机的工作参数进行仿真计算,并可以以曲线的形式直观地显示出来,为抽油机管理和设计人员提供参考数据和试验平台。抽油机四连杆机构的优化设计是抽油机整机优化的重要部分。通常情况下,游梁式抽油机采用工作循环的运动图,在一定程度上可以消除上下冲程动载过大的问题。拟定抽油机运动图,实际上就是正确设计四连杆机构,使悬点的运动保证抽油杆和抽油泵的正常工作。因此,为使悬点上、下冲程时间相等,游梁式抽油机各杆长度应该符合式(13)所提出的条件:{l2+R2=r2+y2,(1rl)2+(1rΚ)2-(1ry)2=1。(13)式中:r为曲柄半径(m),l为连杆长度(m),K为游梁后臂长(m),y为从曲柄旋转中心到游梁支点间的距离(m)。根据各杆件长度和比值,可以确定抽油机的运动指标ma,ma=1+rl1-(rΚ)2。(14)式中ma可作为所设计抽油机的技术经济参考指标,根据国外抽油机的发展趋势来看,运动指标是不断增加的,这样可以缩小抽油机的轮廓尺寸和重量,但是另一方面却会恶化其工作条件。关于最合适的运动指标ma的选择问题,还需做进一步的研究。2.4系统的动态模拟模块2.4.1数学模型(1)erarux,t抽油杆的振动可以看作是一个受迫振动,其振源是悬点,即在考虑抽油杆悬挂系统的受力以及力的传递过程时,将其考虑为一细长弹性杆做受迫振动,振源来自抽油机悬点的上下往复运动。因此,抽油杆柱任意截面处的运动,是悬点的运动和抽油杆弹性振动的叠加。根据弹性单元体的受力平衡条件以及抽油杆顶部与底部的边界条件,可以得到描述均质抽油杆柱纵向振动的数学物理方程:{∂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为波在抽油杆中的传播速度(m/s),v为油井液体对抽油杆的阻尼系数(s-1),g为重力加速度(m/s2),Er为抽油杆弹性模量(N/m2),Ar为抽油杆横截面积(m2),Ke为抽油杆柱悬挂系统的等效弹簧常数(N/m),Pp为抽油泵柱塞上的液体负荷(N),l为抽油杆单根长度(m)。采用抽油杆纵向振动力学模型,当同时考虑抽油杆柱运动速度与液柱运动速度对抽油杆柱阻尼力的影响时,可建立抽油杆柱与油管柱、液柱相耦合的振动方程,即三维振动模型。为方便问题研究,假定:①采用常规游梁式抽油机,且采用低转差率电机,ω为常量;②液柱中无气泡;③阀门的阻力忽略不计,μ为常量。则抽油杆三维振动的数学模型为:式中:Ah为油管外径截面积(m2),At为油管内径截面积(m2),Fr为抽油杆摩擦力(N),Ft为抽油管摩擦力(N),Ff为液柱摩擦力(N),Et为油管弹性模量(N/m2),Ef为液柱弹性模量(N/m2),Pf为液柱压力(N/m2),Qr为抽油杆内力(N),Qt为油管内力(N),vr为抽油杆速度(m/s),vt为油管速度(m/s),vf为液柱速度(m/s),r为抽油杆钢材密度(kg/m3),t为油管钢材密度(kg/m3),f为液体密度(kg/m3)。其中,摩擦力Fr,Ft和Ff可由式(17)求出。式中:Ac为油管内径截面积(m2),C1为液体摩擦系数,C2为接箍处摩擦系数,Dr为抽油杆直径(m),Dt为油管直径(m)。(2)液柱压力初始条件令抽油杆处于下始点时t=0,且该瞬间游动阀处于开启状态,则P=Pf。当采用单级杆柱时,可将偏微分方程组(16)的初始条件表示为{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为井口回压(N/m2),P1为泵入口处压力(N/m2),lz为抽油杆柱总长度(m)。采用多级杆柱时,其初始条件与单级杆柱有很大不同。以三级抽油杆(a,b,c)为例,杆管速度有下列关系式{vr(a,b,c)(x,0)=0,vt(a,b,c)(x,0)=0,vf(a,b,c)(x,0)=0。(19)抽油杆的内力关系式为油管的内力可以从下式得到:{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为油管截面积(m2)。液柱压力初始条件为{Ρfa(x,0)=Ρ0+ρfgx,Ρfb(x,0)=Ρ0+ρfg(la+x),Ρfc(x,0)=Ρ0+ρfg(la+lb+x)。(22)(3)at-arb法在三级杆柱的情况下,杆柱的截面变化处上下六个变量之间的关系为{Qra=Qrb-(Ara-Arb)(Ρ0+Ρf),vra=vrb,Qta=Qtb,vta=vtb,Ρfa=Ρfb,(At-Ara)vfa=(At-Arb)vfb;(23)地面边界条件(x=0)为{vr(0,t)=-ACRωsinαsinβ,vt(0,t)=0,Ρf(0,t)=Ρ0;(24)井下边界条件(x=lz)为{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为柱塞截面积(m2),P为泵腔压力(N/m2),μ为柱塞与缸套的阻尼系数。2.4.2变量t的求解偏微分方程的求解方法主要有有限差分法、特征线法等,本文采用有限差分法进行求解。为求解方便,首先对方程(16)进行变换,引入Z变量,将方程变为逆风格式的标准形态:{∂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为抽油杆中声速(m/s),Ct为油管中声速(m/s),Cf为液柱中声速(m/s)。变量Z的取值由下式决定:{Ζ1=vr+QrρrCrAr,Ζ2=vr-QrρrCrAr,Ζ3=vt+QtρtCt(Ah-At),Ζ4=vt-QtρtCt(Ah-At),Ζ5=vf-ΡfρfCf,Ζ6=vf+ΡfρfCf。(27)根据t=m时各变量的值Z1(m,n),…,Z6(m,n),可求得t=m+1时各变量Z1(m+1,n),…,Z6(m+1,n)的值,再根据方程组(27)即可求出vr,vt,vf,Qr,Qt,Qf六个变量。计算表明,循环三次后,解已基本稳定。2.4.3抽油杆柱动态特性系统动态仿真分析模块根据给出的抽油机型号、抽油杆柱组合、油井数据和液柱参数,能够仿真分析抽油杆柱任意截面处vr,vt,vf,Qr,Qt,Qf的动态变化,并可据此作出的相应的示功图分析抽油杆柱的动态特性。系统动态仿真模块运行界面如图6所示。3基于机械采油数字系统的研究3.1变输出转速机构利用开发的机械采油数字化仿真系统,一方面可以根据现场实测参数对系统故障进行诊断,另一方面可以对机械采油系统各部件优化的可行性和优化的效果进行分析。对于目前在油田广泛采用的游梁式平衡抽油机,在抽油机工作过程中,由于上下冲程工作的差异,驴头悬点载荷变化较大,电机的载荷极不均匀。抽油机在上冲程过程中,需要提起抽油泵柱塞以上的液柱重量和抽油杆重量,抽油机电机需要做很大的功;而在下冲程过程中,驴头依靠抽油杆自重下落,抽油机电机处于发电机状态。其结果进一步加剧了抽油机系统的振动,降低了系统工作效率,缩短了抽油机系统使用寿命,增加了系统能耗。因此,为了尽可能地消除负功,使抽油机系统在上下冲程中的负载接近相等,在采取平衡措施进行平衡的同时,考虑采用变输出转速机构,以避免不良现象的产生。变输出转速机构的主要思想就是通过控制传动机构的传递关系,实现传动机构从动构件的输出函数,从而在不改变系统整体结构的前提下,使系统具有一定的输出柔性。综合以上分析,拟对抽油机减速箱传动方式进行优化,采用非圆齿轮传动减速