游梁式抽油機(jī)變速運(yùn)行節(jié)能效果評(píng)價(jià)

馮子明　李　琦　丁煥煥　高啟明

（東北石油大學(xué)機(jī)械科學(xué)與工程學(xué)院，黑龍江大慶　163318）

游梁式抽油機(jī)變速運(yùn)行節(jié)能效果評(píng)價(jià)

馮子明李琦丁煥煥高啟明

（東北石油大學(xué)機(jī)械科學(xué)與工程學(xué)院，黑龍江大慶163318）

抽油機(jī)變速運(yùn)行技術(shù)應(yīng)用于國(guó)內(nèi)多個(gè)油田，對(duì)其效果的評(píng)價(jià)也不一致。基于抽油機(jī)變速耦合運(yùn)行理論建立了數(shù)學(xué)模型，并對(duì)其“節(jié)能降載”效果進(jìn)行了綜合評(píng)價(jià)和分析，結(jié)果表明：變速運(yùn)行技術(shù)可以降低電機(jī)功率和電機(jī)扭矩，降低減速箱扭矩和懸點(diǎn)峰值載荷，但是“超沖程”現(xiàn)象不明顯，泵載荷增加；變速運(yùn)行技術(shù)能夠較好地適應(yīng)沖程、沖次、沉沒(méi)度的變化，但是在平衡效果不好的情況下會(huì)出現(xiàn)“超扭矩”的不利因素，尤其是當(dāng)變速運(yùn)行曲線的初始相位角有偏差時(shí)，會(huì)嚴(yán)重影響整個(gè)抽油機(jī)系統(tǒng)的綜合工作性能，造成無(wú)法啟機(jī)或突然停機(jī)。

變速運(yùn)行；扭矩；峰值載荷；節(jié)能效果

游梁式抽油機(jī)一直占據(jù)機(jī)械采油設(shè)備的主導(dǎo)地位，但因其自身的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，抽油機(jī)由靜止?fàn)顟B(tài)啟動(dòng)時(shí)載荷很大，一般采用較大功率的驅(qū)動(dòng)電機(jī)和大容量的變壓器使其可靠啟動(dòng)，效率和功率因數(shù)明顯下降。國(guó)內(nèi)外采油工程師普遍認(rèn)為變速驅(qū)動(dòng)抽油機(jī)后可有效降低懸點(diǎn)峰值載荷、減弱交變沖擊、降低周期載荷系數(shù)和拖動(dòng)裝置的裝機(jī)功率，部分井具有超沖程效果（游梁式抽油機(jī)中的地下抽油泵的沖程大于光桿沖程時(shí)，稱(chēng)為超沖程），達(dá)到節(jié)能降耗、提高產(chǎn)量的目的。變速耦合最早由S. G. GIBBS 于1975年提出，建立了變角速時(shí)抽油機(jī)的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)函數(shù)，以及求解耦合問(wèn)題流程［1］。1992年沈迪成定性探討了轉(zhuǎn)差率與周期載荷系數(shù)之間的聯(lián)系和轉(zhuǎn)差率的優(yōu)化，但是沒(méi)有提供耦合計(jì)算的數(shù)學(xué)模型［2］。董世民在1996—2001年發(fā)表了多篇關(guān)于電機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)預(yù)測(cè)模型及求解方法的文章［3-5］。2000年吳曉東把耦合理論應(yīng)用到定向井中［6］。國(guó)內(nèi)文獻(xiàn)成果更偏重于理論公式的推導(dǎo)，沒(méi)有給出詳實(shí)的計(jì)算結(jié)果，也缺少詳細(xì)的定性定量分析。

2011—2012年陸續(xù)有關(guān)于柔性優(yōu)化運(yùn)行控制技術(shù)的報(bào)道，大慶油田和吉林油田都有此項(xiàng)技術(shù)的應(yīng)用：變速策略是在單周期運(yùn)行過(guò)程中，通過(guò)改變曲柄運(yùn)動(dòng)的周向加速度，自適應(yīng)調(diào)整曲柄軸承受的扭矩值和扭矩分布，降低扭矩峰值和峰谷差值。不用調(diào)整平衡塊和改變四連桿結(jié)構(gòu)，實(shí)現(xiàn)了精確電流平衡和功率平衡［7-9］。但是變速運(yùn)行優(yōu)化技術(shù)根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)應(yīng)用回饋的數(shù)據(jù)并不理想：某采油廠應(yīng)用變速運(yùn)行優(yōu)化技術(shù)的抽油機(jī)井共121口，其中14.9%井的耗能增加，39.7%系統(tǒng)效率降低，43%泵效降低，57%懸點(diǎn)載荷增加，說(shuō)明此項(xiàng)變速運(yùn)行優(yōu)化技術(shù)需要進(jìn)一步在節(jié)能機(jī)理和優(yōu)化理論上進(jìn)行探索。因此本文對(duì)變速運(yùn)行曲線進(jìn)行了綜合效果評(píng)價(jià)與適應(yīng)性分析，發(fā)現(xiàn)原始應(yīng)用的速度曲線初始相位角對(duì)綜合性能影響最大，通過(guò)調(diào)整初始相位角可以有效改善該速度曲線模型的降載節(jié)能效果，為今后變速運(yùn)行優(yōu)化技術(shù)的推廣應(yīng)用提供理論支撐。

1　抽油機(jī)變速運(yùn)行理論基礎(chǔ)

1.1電動(dòng)機(jī)工作特性

電動(dòng)機(jī)的工作特性曲線在室內(nèi)電動(dòng)機(jī)測(cè)試實(shí)驗(yàn)臺(tái)上實(shí)驗(yàn)獲取，在瞬態(tài)變載荷工況下詳細(xì)測(cè)取了多組數(shù)據(jù)，經(jīng)過(guò)濾波數(shù)據(jù)處理和函數(shù)擬合后可獲得電機(jī)特性曲線。圖1是電動(dòng)機(jī)的效率曲線。本實(shí)驗(yàn)臺(tái)可以獲取電動(dòng)機(jī)的電流、功率、功率因數(shù)、轉(zhuǎn)差率、效率等5條工作特性曲線，為抽油機(jī)系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)和綜合評(píng)價(jià)提供可靠的計(jì)算模型。

1.2抽油機(jī)變速驅(qū)動(dòng)時(shí)的運(yùn)動(dòng)特性與動(dòng)力特性

游梁式抽油機(jī)的懸點(diǎn)位移S與曲柄轉(zhuǎn)角θ之間只是一種幾何關(guān)系，它只和四連桿的幾何尺寸有關(guān)，而與曲柄角速度ω是否變化無(wú)關(guān)，因此懸點(diǎn)位移公式不變［10］。

變速與勻速時(shí)的懸點(diǎn)速度v的公式在形式上沒(méi)有變化，仍可以照常使用，但是此時(shí)需要知道曲柄轉(zhuǎn)速是如何隨曲柄轉(zhuǎn)角θ變化的，當(dāng)橫坐標(biāo)使用時(shí)間做單位時(shí)，注意轉(zhuǎn)角θ與時(shí)間t之間的轉(zhuǎn)化關(guān)系［10］。

在曲柄變角速度的情況下，游梁擺動(dòng)的角加速度由兩項(xiàng)組成，一項(xiàng)是由四連桿機(jī)構(gòu)的固有特性產(chǎn)生的游梁角加速度，第二項(xiàng)是曲柄角速度變化而產(chǎn)生的附加角加速度，這一項(xiàng)是常規(guī)勻速運(yùn)行被省略的部分［10］。

懸點(diǎn)示功圖選用三維波動(dòng)方程計(jì)算求得，三維波動(dòng)方程的上邊界只與懸點(diǎn)速度有關(guān)，下邊界條件與泵啟閉情況有關(guān)，選用中心差分法進(jìn)行迭代計(jì)算，抽油桿任意位置的示功圖均可輸出［11］。

在曲柄變角速度情況下，減速器輸出軸扭矩應(yīng)當(dāng)?shù)扔谳d荷扭矩、平衡扭矩、游梁慣性引起的扭矩與曲柄軸慣性扭矩之和。勻速運(yùn)行時(shí)減速箱扭矩計(jì)算公式一般忽略游梁慣性和曲柄軸慣性的影響［10］。

2　綜合評(píng)價(jià)

2.1基本工況和速度曲線

實(shí)際案例的基本工況參數(shù)：抽油機(jī)型號(hào)CYJ10-3-37HB，電動(dòng)機(jī)功率22 kW，沖次6 min-1，沖程為3 m，泵掛1 000 m，泵徑?57 mm，動(dòng)液面600m，單級(jí)桿?22 mm，含水率為90%；電動(dòng)機(jī)、曲柄軸、游梁、減速箱轉(zhuǎn)動(dòng)慣量分別為1.39 kg·m2、5 330 kg·m2、2140kg·m2、2.54 kg·m2；油壓0.5 MPa，套壓0.4MPa。

圖2為變速驅(qū)動(dòng)的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速曲線，其平均轉(zhuǎn)速為750 r/min，與三相異步電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)速相當(dāng)。在進(jìn)行變速運(yùn)行評(píng)價(jià)時(shí)，除速度曲線外所有的參數(shù)都保持相同。

圖2　變速運(yùn)行電動(dòng)機(jī)速度曲線

電動(dòng)機(jī)速度變化幅度在-40% ~ +37%之間。周期性速度分布原則：上下死點(diǎn)附近內(nèi)高速，其他位置隨載荷幅值降低而減小。基本節(jié)能思想是“重載慢驅(qū)，輕載快行”，以保持盡量平穩(wěn)的輸入功率，提高電動(dòng)機(jī)運(yùn)行效率及提高整機(jī)系統(tǒng)的綜合性能。但由于系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、四連桿機(jī)構(gòu)傳動(dòng)特性以及桿、管、液三維耦合動(dòng)力特性等多因素之間的交互耦合影響，實(shí)際情況難以單個(gè)性能指標(biāo)來(lái)評(píng)價(jià)與分析變速運(yùn)行理論的節(jié)能機(jī)理和制定控制策略。

2.2變速運(yùn)行與勻速運(yùn)行的抽油機(jī)工作特性曲線

圖3 ~圖6是變速運(yùn)行和常規(guī)勻速運(yùn)行工作特性曲線的對(duì)比。懸點(diǎn)速度曲線被“削峰填谷”，并且上沖程加速段時(shí)間延長(zhǎng)，都是為降低懸點(diǎn)受到的慣性載荷。減速箱扭矩峰值減低6.22%，負(fù)扭矩大幅消除，驢頭位于下死點(diǎn)附近時(shí)還有部分負(fù)扭矩沒(méi)有完全消除。電機(jī)功率曲線與扭矩曲線比較，幅值下降幅度非常大，功率的降低受益于慣性載荷和低速段的綜合作用，對(duì)于提高電動(dòng)機(jī)的效率非常有效。通過(guò)對(duì)懸點(diǎn)示功圖的對(duì)比發(fā)現(xiàn)，變速運(yùn)行后懸點(diǎn)載荷降低了2.75%，約1.5 kN。

圖3　懸點(diǎn)速度曲線

圖4　減速箱扭矩曲線

圖5　電機(jī)功率曲線

圖6　懸點(diǎn)示功圖

圖7　變速優(yōu)化措施前后的綜合性能對(duì)比

由圖7可以看出，電機(jī)扭矩、功率、節(jié)電率，周期載荷系數(shù)，減速箱扭矩，光桿載荷，泵位移等性能指標(biāo)都有了不同程度的提高。電動(dòng)機(jī)軸最大扭矩降低了14.71%，電動(dòng)機(jī)最大輸出功率降低了34.96%，電動(dòng)機(jī)節(jié)電率為2.91%，抽油機(jī)波動(dòng)率即周期載荷系數(shù)降低了22.03%，減速箱最大輸出凈扭矩降低率為6.22%，光桿最大載荷降低率為2.75%，泵的超沖程為0.28%，泵載荷最大值升高了1.73%。其中，8項(xiàng)性能指標(biāo)中有7項(xiàng)得到了改良，只有泵載荷增大，說(shuō)明變速運(yùn)行技術(shù)具有提升常規(guī)機(jī)工作性能的作用。

2.3變速運(yùn)行敏感性分析

表1為抽油機(jī)不同平衡度γ對(duì)電動(dòng)機(jī)峰值扭矩降低率Tm、電動(dòng)機(jī)峰值功率降低率Pm、節(jié)電率Ω、周期載荷系數(shù)降低率FCL、減速箱扭矩降低率Tg、懸點(diǎn)峰值載荷降低率（光桿載荷Wr，泵載荷Wp）和泵位移降低率Sp等因素的影響對(duì)比（表2~表4數(shù)據(jù)同此）；隨著平衡度從欠平衡（0.65）到過(guò)平衡（1.2）的增大，節(jié)電效果越來(lái)越好，周期載荷系數(shù)也都降低，但是過(guò)平衡時(shí)載荷波動(dòng)相對(duì)較大，并且減速箱會(huì)出現(xiàn) “超扭矩”（扭矩增加了1.14%）的現(xiàn)象，對(duì)抽油機(jī)的啟動(dòng)和平穩(wěn)運(yùn)行都不利。泵沖程增加了0.28%，效果并不明顯。懸點(diǎn)載荷降低了2.75%，但是泵載荷卻增加了1.73%。因此，變速運(yùn)行能夠提高抽油機(jī)的綜合性能，但要注意在進(jìn)行變速運(yùn)行前進(jìn)行平衡度的調(diào)整，以免出現(xiàn)減速箱“超扭矩”的現(xiàn)象。

表2為變速運(yùn)行對(duì)沖程適應(yīng)性的統(tǒng)計(jì)結(jié)果：不同沖程下，電機(jī)扭矩、電機(jī)功率、波動(dòng)率、減速箱扭矩、懸點(diǎn)載荷都有明顯改善，但是效果有變化。沖程為3 m時(shí)節(jié)電效果最好，沖程小于2.5 m時(shí)沒(méi)有節(jié)電效果。不同沖程下，泵都有較小的“超沖程”現(xiàn)象，泵載荷在3 m沖程時(shí)增加了1.73%。

表3為變速運(yùn)行對(duì)沖次適應(yīng)性的統(tǒng)計(jì)結(jié)果：沖次為3次/min時(shí)不節(jié)能，沖次為6次/min或者9 次/min時(shí)，節(jié)電效果越來(lái)越好。不同沖次時(shí)，變速運(yùn)行都能降低載荷波動(dòng)率。沖次越大，凈扭矩降低的越多。隨著沖次增加，泵沖程增加，這有利于泵效的提高，不利影響是泵載荷隨著沖次增加而增加。電機(jī)峰值扭矩和峰值功率、減速箱峰值扭矩、周期載荷系數(shù)都有不同程度降低，這有利于抽油機(jī)平穩(wěn)運(yùn)行。說(shuō)明變速運(yùn)行能夠適應(yīng)沖次的變化，而且更適合高沖次的工況。

表4為沉沒(méi)度對(duì)變速運(yùn)行的影響：隨著沉沒(méi)度的增加，電機(jī)峰值扭矩和峰值功率增加，電機(jī)節(jié)電率為1.61%，周期載荷系數(shù)降低，減速箱峰值扭矩降低，泵沖程增加，懸點(diǎn)光桿峰值載荷降低，以上指標(biāo)從多個(gè)指標(biāo)表明變速運(yùn)行更適應(yīng)較大沉沒(méi)度。但是泵峰值載荷增加，有可能造成泵出口處桿斷。

表1　平衡度γ對(duì)抽油機(jī)綜合性能的影響

表3　沖次n對(duì)抽油機(jī)綜合性能的影響

表2　沖程S對(duì)抽油機(jī)綜合性能的影響

表4　沉沒(méi)度H對(duì)抽油機(jī)綜合性能的影響

如圖8所示，電機(jī)速度曲線初始相位角后移10°后，重新進(jìn)行變速運(yùn)行理論分析，并與原始速度曲線計(jì)算數(shù)據(jù)對(duì)比，結(jié)果如圖9所示。電機(jī)峰值扭矩增大了33.82%，電機(jī)峰值功率增大了56.52%，耗電增加18.2%，不但沒(méi)有起到節(jié)能的作用，反而消耗了更多的電量。扭矩曲線波動(dòng)率增大11.8%，說(shuō)明抽油機(jī)系統(tǒng)的運(yùn)行平穩(wěn)性變差。減速箱扭矩增大45.64%，出現(xiàn)“超扭矩”情況，極易出現(xiàn)斷齒事故。光桿載荷和泵載荷分別增大了15.64%和47.99%，很有可能出現(xiàn)過(guò)載斷桿事故。唯一的有利影響是泵有“超沖程”現(xiàn)象。從整體性能上看，不恰當(dāng)?shù)某跏枷辔唤菚?huì)嚴(yán)重惡化抽油機(jī)系統(tǒng)的綜合工作性能。

圖8　改變變速運(yùn)行曲線的初始相位角

圖9　初始相位角對(duì)變速運(yùn)行的影響數(shù)據(jù)

3　結(jié)論

（1）建立了變速運(yùn)行條件下抽油機(jī)井的運(yùn)動(dòng)計(jì)算模型、動(dòng)力計(jì)算模型和扭矩計(jì)算模型，進(jìn)行抽油機(jī)變速運(yùn)行綜合性能預(yù)測(cè)計(jì)算，并對(duì)計(jì)算結(jié)果分析。

（2）變速運(yùn)行技術(shù)可以降低電動(dòng)機(jī)的峰值扭矩和峰值功率，提高電動(dòng)機(jī)的節(jié)電率，即降低了電動(dòng)機(jī)所承受的交變沖擊載荷，可以降低電動(dòng)機(jī)額定功率。

（3）變速運(yùn)行技術(shù)可以降低減速箱的峰值扭矩，降低抽油機(jī)的周期載荷系數(shù)，即降低抽油機(jī)所承受的交變沖擊扭矩，增加抽油機(jī)的運(yùn)行平穩(wěn)性，使得抽油機(jī)更安全可靠地運(yùn)行。

（4）變速運(yùn)行技術(shù)可以降低懸點(diǎn)峰值載荷，增加泵沖程，即降低抽油桿所承受的交變拉壓應(yīng)力，提高桿柱壽命，增加泵效率。

（5）變速運(yùn)行技術(shù)可以對(duì)沖程、沖次和沉沒(méi)度變化適應(yīng)性較好，但過(guò)平衡時(shí)會(huì)出現(xiàn)“超扭矩”現(xiàn)象，特別是變速曲線的初始相位角的影響非常明顯。

（6）建議加強(qiáng)變速運(yùn)行抽油機(jī)的日常管理，措施前調(diào)整好平衡度，當(dāng)峰值電流或峰值功率增加較多時(shí)應(yīng)及時(shí)調(diào)整變速。變速運(yùn)行優(yōu)化技術(shù)是目前應(yīng)用于游梁式抽油機(jī)的較先進(jìn)技術(shù)，若解決以上問(wèn)題，本節(jié)能技術(shù)會(huì)有更廣闊的市場(chǎng)前景和經(jīng)濟(jì)效益。

符號(hào)說(shuō)明：

S為懸點(diǎn)位移，m；θ為曲柄與縱軸夾角，°；ω為曲柄角速度，rad/s；A為游梁前臂長(zhǎng)，m；Ψb為游梁后臂與基桿最大夾角，°；Ψ為游梁后臂與基桿夾角，°；v為懸點(diǎn)速度，m/s；R為曲柄半徑，m；C為游梁后臂長(zhǎng)度，m；α為基桿與縱坐標(biāo)夾角，°；β為基桿與兩支點(diǎn)連線間夾角，°；ac為懸點(diǎn)加速度，m/s2；K為基桿長(zhǎng)度，m；P為連桿長(zhǎng)度，m；TF為扭矩因數(shù)；ρr為抽油桿密度，kg/m3；Ar為抽油桿截面積，m2；vr為桿速度，m/s；fr為桿內(nèi)力，N；t為時(shí)間，t；Fr為液體受阻力，N/m；Er為抽油桿剛度，N/ m2；Ah為油管外徑面積，m2；At為油管內(nèi)徑面積，m2；ρt為油管密度，kg/m3；Ft為油管受的阻力，N/ m2；Et為油管剛度，N/m2；vt為管速度，m/s；ft為管內(nèi)力，N；ρf為液體密度，kg/m3；vf為液柱速度，m/ s；Pf為液體壓力，N/m2；Ff為桿受阻力，N/m；g為重力加速度，m/s2；Ef為液柱剛度，N/m2；Tnh為減速箱輸出軸凈扭矩，kN·m；ηbm為四連桿傳遞效率，無(wú)量綱；W為懸點(diǎn)載荷，kg；B為游梁不平衡重，kg；Jb為游梁轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，kg·m2；εb為游梁角加速度，rad/ s2；為扭矩因數(shù)，無(wú)量綱；M為平衡扭矩，kN·m；τ為曲柄偏置角，°；Jp3為曲柄軸上全部轉(zhuǎn)動(dòng)件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，kg·m2；ε為曲柄角加速度，rad/s2。

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（修改稿收到日期2015-04-16）

〔編輯李春燕〕

Evaluation on energy saving effect of variable speed operation of beam-pumping unit

FENG Ziming, LI Qi, DING Huanhuan, GAO Qiming
（College of Mechanical Science & Engineering, Northeast Petroleum University, Daqing 163318, China）

The variable speed operation technology of the pumping unit is used in a number of domestic oilfields, and evaluation on its efficiency also varies. A mathematic model has been built based on the variable speed coupling running theory of the pumping unit, and its “energy-saving and load-reduction” effectiveness was comprehensively evaluated and analyzed. The result shows that the variable speed operation technique can reduce the motor power and motor torque, reduce the reduction gearbox torque and peak load on suspension point; however, the “over-stroke” phenomenon is not obvious, and the pump load increases. The variable speed operation technique can favorably adapt to the changes of strokes, stroke frequency and submergence, but under poor balance effectiveness, the unfavorable element of “over-stroke” may occur, esp. when the initial phase angle of variable speed operation curve has deviation, then it will heavily affect the overall working performance of the entire pumping system, leading to failure of startup or sudden shutdown.

variable speed operation; torque; peak load; energy saving effect

TE933.1

A

1000 – 7393（ 2015 ） 03 – 0066 – 05

10.13639/j.odpt.2015.03.015

黑龍江省自然科學(xué)基金“機(jī)采裝置變速運(yùn)行力學(xué)特性及節(jié)能機(jī)理研究”（編號(hào)：E201412）；黑龍江省教育廳基金“游梁抽油機(jī)與電機(jī)耦合運(yùn)行及合理匹配理論研究”（編號(hào)：XN2014104）；東北石油大學(xué)培養(yǎng)基金“變速驅(qū)動(dòng)機(jī)-桿-泵耦合動(dòng)力學(xué)行為及優(yōu)化運(yùn)行節(jié)能機(jī)理研究”（編號(hào)：XN2014104）。

馮子明，1973年生。現(xiàn)主要從事機(jī)械采油節(jié)能技術(shù)及葉輪機(jī)械流體力學(xué)的研究，副教授。電話：0459-6503121。E-mail：xueyuanfzm@163.com。

引用格式：馮子明，李琦，丁煥煥，等.游梁式抽油機(jī)變速運(yùn)行節(jié)能效果評(píng)價(jià)［J］.石油鉆采工藝，2015，37（3）：66-70.