摘 要
摘 要
在新疆油田节能降耗、挖潜增效的工作背景下,对常规十型抽油机进行了系统的理论研究,提出了改造方案,并对方案进行对比分析,选取最优方案进行现场改造试验,最后大面积推广。具体内容如下:
首先,对国内外抽油机的发展概况、常规抽油机的改造现状进行了论述,并提出了本
论文
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的主要研究内容。
其次,对常规游梁式抽油机的运动学、动力学、减速器扭矩特性进行了深入的研究,为抽油机改造方案优选提供了理论依据。
再次,对抽油机采油系统效率进行了研究,指出了影响系统效率的因素以及提高效率的措施;对游梁式抽油机能耗、平衡理论进行了分析,从而对节能机理进行了研究,为抽油机改造方案
设计
领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计
提供了理论支持。
第四,选取典型常规十型抽油机、典型井况进行了理论计算,得到了抽油机悬点载荷、减速器净扭矩、均方根扭矩、周期载荷系数等参数。设计了三种抽油机改造方案,并逐一进行了理论计算,同时对三种方案进行对比分析,进行现场改造试验。
第五,对现场应用效果、经济效益和社会效益进行
总结
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,验证了改造方案的可行性,确定了一种改造方案进行大面积推广。
最后对全文的研究内容进行了简要的总结。
关键词:抽油机;效率分析;节能;改造
System efficiency analysis and energy conservation improvement for the 10-size conventional beam pumping unit
ABSTRACT
At the background of energy-saving and improving efficiency of the Xinjiang Oilfield Company, systematically studied the 10-size conventional beam pumping unit, put forward reconstruction projects, selected the most excellent project to test by contrasting the projects, finally extended largely. Detailed content was followed:
Firstly, the development overview of domestic and international pumping unit, the status quo of the reconstruction of conventional beam pumping unit were discussed, and put forward the main contents of this paper.
Secondly, the kinematics, the dynamics and the reducer’s torque characteristics of the conventional beam pumping unit were studied deeply to provide a theoretical basis for optimization of reconstruction projects.
Thirdly, system efficiency of the pumping unit was studied, the factors affecting the system efficiency, and the measures improving the system efficiency were pointed out, the energy consumption and the equilibrium theories of the pumping unit were analyzed, and the energy-saving mechanism of the pumping unit was studied, which provided theoretical support for the design of the reconstruction projects.
Fourthly, selected the typical pumping unit, the typical well conditions to calculate, got the parameters of the pumping unit, such as the horse-head load, the net torque of reduce ,the loop mean square torque ,the periodical load coefficient and so on. Designed three reconstruction projects, calculated and contrasted them, and then to try out.
Fifthly, summarized the effect of the application on the field, the economic and social benefits, verified the feasibility of reconstruction projects, and then selected one project to extend on a large scale.
Finally, briefed the research contents of the paper.
Key Words:beam pumping unit; efficiency analysis; energy-saving;reconstruction
目 录
I摘 要
IIABSTRACT
1第1章 绪论
11.1 研究的目的和意义
21.2 国内外现状分析及发展趋势
21.2.1 游梁式抽油机研究现状
41.2.2 无游梁抽油机研究现状
41.2.3 国内常规抽油机的改造现状
51.2.4 国内抽油机发展趋势
51.3 研究目标
51.4 研究内容
61.5 技术路线
7第2章 游梁式抽油机基本理论
72.1 游梁式抽油机运动学分析[9][10]
82.1.1 游梁式抽油机四杆机构的几何关系
102.1.2 游梁式抽油机运动特性分析
122.2 游梁式抽油机的悬点载荷[9][10]
122.2.1 悬点静载荷与静力示功图
152.2.2 悬点动载荷与动力示功图
172.2.3 悬点最大载荷与最小载荷
172.3 游梁式抽油机减速器的扭矩计算[9][10]
202.4 游梁式抽油机的功率计算[9]
22第3章 游梁式抽油机节能研究
223.1 机采系统效率分析[10] [26]
223.1.1 系统效率分解
263.1.2 提高系统效率的措施
273.2 游梁式抽油机节能机理分析
273.2.1 游梁式抽油机能耗分析
283.2.2 游梁式抽油机平衡分析[20]
343.2.2 游梁式抽油机节能机理分析[11][23][25]
37第4章 常规游梁式抽油机节能改造方案设计
374.1 常规十型抽油机性能分析
414.2 常规抽油机改造方案设计
514.3 常规抽油机改造方案对比分析
524.4 常规抽油机改造方案优选
53第5章 常规游梁式抽油机节能改造现场应用
535.1 常规抽油机改造试验[19]
565.2 常规十型抽油机改造应用
575.3 经济效益
58第6章 结论
59参考文献
第1章 绪论
1.1 研究的目的和意义
21世纪初,随着世界经济全球化的迅猛发展,有力推动了能源需求的快速增长,石油作为主要的战略能源日趋成为国际政治舞台的主角,成为各国政要交流博弈的焦点,今后相当长一段时间内,围绕石油资源的竞争仍将进一步加剧[1]。2008年是国际油价高位运行、剧烈震荡的一年,2009年是继2008年后国际油价第二个大幅波动之年,全年国际油价波幅高达近140%,仅次于2008年。2010年,随着石油价格的理性回归,石油开采成本问题也摆在了各大石油公司的面前。2009年哥木哈根联合国气候大会确定了节能减排、发展低碳经济的全球共识,石油行业既是主要能源生产部门,也是排放和耗能的大户,如何顺应低碳经济发展的形势搞好节能减排增效、抓住机遇谋得新的更好的发展,己成为全球石油石化业界的共同任务和重要目标[2]。
新疆油田已有50余年的发展历史,目前各采油厂均已中后期发展,油田逐渐丧失自喷能力,并逐步采用机械采油方式进行原油的开采,将地下原油抽取到地面的机械设备—抽油机则在油田开采中占有举足轻重的地位。新疆油田的抽油机井占机采井的92%以上,近几年的统计结果表明,中石油的抽油机井的系统效率大概在25%左右,而新疆油田的抽油机井的系统效率为22%左右,处于较低水平。根据有杆抽油系统的特点,抽油机井的系统效率可以分为地面效率和井下效率两部分,以光杆为界,光杆以上的机械传动效率和电机的运行效率乘积为地面效率,光杆以下到抽油泵,再从抽油泵到井口的效率为井下效率,因此抽油机的系统效率是影响地面效率的主要因素。在整个采油成本中,抽油机的电费占了30%,抽油机年耗电量占油田总耗电量的25%~30%。因此,抽油机的节能研究是新疆油田节能降耗工作的一个重点。近年来,随着抽油机研究技术的不断深入,出现了各种类型的节能抽油机,如前置式抽油机、偏轮式抽油机、双驴头抽油机、链条式无游梁抽油机、液压式抽油机、数控抽油机等新型抽油机。但在新疆油田仍有大部分常规游梁式抽油机在役使用,常规游梁式抽油机(以下简称常规抽油机)具有结构简单、可靠耐用、操作维修方便、现场适应性好等优点,所以在相当长的时间内一直扮演着有杆抽油系统地面设备的主角。由于常规抽油机本身的结构特征,决定它的平衡效果较差、曲柄轴净扭矩波动大、负扭矩较大、工作效率低、能耗高。新疆油田目前已经进入高含水期,注水开发以提高产液量是油田稳产的主要途径,这种开采特点就使得常规抽油机不能适应长冲程、低冲次、重载荷、低耗能的特点。但更换新型抽油机费用相对较高,因此对这些常规抽油机进行节能改造是目前迫切需要解决的问题,从国内对抽油机改造的经验来看,改造一台抽油机的费用约为更换新机的30%--40%,且改造周期比制造新抽油机周期短,能及时满足油田生产的需要,有着良好的经济效益和社会效益。本课题就是吸取国内抽油机改造的经验教训,对常规十型抽油机进行全系统的效率分析,提出合理的改造方案,使之既保持常规抽油机的优点又能体现出节能降耗的特点,最大限度的降低采油成本。
1.2 国内外现状分析及发展趋势
1.2.1 游梁式抽油机研究现状
游梁式抽油机自诞生以来已经历了一百余年的发展历史,在这一发展过程中,常规抽油机在几十年的时间内占据了主导的地位,随后国内外各生产厂家先后研制出了前置式抽油机、异相曲柄抽油机、空气平衡抽油机、双驴头抽油机等各种型号新型抽油机。
目前在国外,美国Lufkin公司主要生产常规游梁式抽油机,按照API标准制造,前置式抽油机也是该公司的主要产品,马克前置式抽油机上冲程曲柄转角195°,下冲程为165°,从而降低扭矩峰值,该机上冲程开始比油井负荷扭矩滞后7.5°,下冲程开始比油井负荷扭矩提前7.5°,从而提高平衡效果[3]。美国CMI公司主要生产偏置式抽油机,该机特点在于连杆与游梁夹角始终为90°,曲柄转角上冲程为192°,下冲程为168°,惯性负荷小,峰值扭矩小。加拿大主要生产商是雷姆斯公司,主要生产常规式、前置式、偏置式抽油机。其它如法国、罗马尼亚等国生产的抽油机与美国相仿,前苏联抽油机平衡方式大多采用曲柄平衡,重型机采用气动平衡[4]。对于节能游梁式抽油机的研究,国外研究不多,机型少,主要机型是前置型抽油机和异相曲柄抽油机[5]。
我国目前抽油机生产厂家众多,在节能抽油机的研制开发上,20世纪80、90年代出现了高峰,在常规抽油机的基础上进行技术革新和创造,继承其优点、克服其缺点,从平衡方式上进行着手公关,按照变矩平衡原理,研制开发了许多节能高效的新型游梁式抽油机,尽管抽油机的种类很多,结构形式各异,但是在油田上被普遍采用的抽油机种类并不是很多,近年来在油田主要应用的抽油机有以下几种[3][6]:
(1)常规曲柄平衡抽油机
常规曲柄平衡抽油机至今在世界各产油国中仍占绝对数量优势,其结构简单、可靠耐用,操作维修方便是其经久不衰的根本原因。但常规曲柄平衡抽油机的结构特点也决定了其自身存在诸多的不足,如工作中产生很大的交变载荷,能耗高、不容易实现长冲程等,无法解决“大马拉小车”、能耗高的缺点,这给用户造成较大的资源浪费。
(2)异相曲柄抽油机
异相曲柄抽油机与常规游梁式抽油机相比,该机的游梁后臂长度缩短,减速箱相对于支架的位置后移。曲柄中心至中央轴承座中心的水平距离大于游梁后臂,使二者之差约等于曲柄旋转半径,当游梁处于水平位置时,曲柄亦处于水平位置。该抽油机的平衡重中心线与曲柄中心线间有一偏置角τ,当悬点位于上、下死点时,连杆间存在一个12°左右的极位夹角,这种结构形式使得平衡块扭矩曲线的相位提前,从而使得悬点载荷通过连杆在曲柄轴上产生的扭矩与平衡块在曲柄轴上产生的扭矩叠加后的净扭矩曲线比较平坦,因而使电动机电流的波动减小,抽油机地面系统效率提高,这是该机节能的首要原因。但是,由于该抽油机完全继承了常规游梁式抽油机的四连杆机构,结构上为了满足曲柄存在的条件和一定传动角的要求,结果限制了杆件长度,使之不具备增程的功能。
(3)下偏杠铃游梁复合平衡抽油机
该机由新疆第三机床厂于1998年设计制造,主要有内插式结构和外翘式结构,该机继承和保留了原常规游梁式抽油机的全部优点,具有结构简单、可靠、耐用维护费用低等优点。
(4)调径变矩节能抽油机
该机为新疆第三机床厂研制的调径变矩节能抽油机,这种抽油机的显著特点是取消了曲柄平衡,将传统的直游梁设计成“г”形弯游梁,并分解成“г”形游梁体与“г”形吊臂两段,吊臂为上大、下小变截面等强度梁,既节材又减小了迎风面积。配重置于吊臂末端,相对游梁大幅下置,便于安装和调整,并且下置的幅度可调。针对不同的工况、井况下的载荷都有较好的平衡效果,适用于中、低粘度较深油藏的开采。但该机因吊臂过长,使抽油机侧向稳定性受到较大考验。
(5)前置型双驴头游梁抽油机
前置型双驴头抽油机,在保持了常规抽油机优点的同时,采用了偏置变矩技术原理,将偏置平衡配重载荷和悬挂平衡配重载荷有机地结合在一起,有效降低了净扭矩的波动性。解决了常规抽油机因平衡不佳而耗能大的问题,也解决了固定四杆机构的死角问题,有利于游梁摆角的加大,实现抽油机的小结构、大冲程、从而提高了抽油机的综合效率,成为一种较理想的地面采油设备。
(6)异形游梁双驴头抽油机
该机是华北石油管理局第一石油机械厂于1992年设计的一种新型的游梁式抽油机,它在游梁式抽油机的游梁后臂上增加了一个后驴头,将连杆与游梁的转动副联接变为柔性件和后驴头的相切联接,用驱动绳来代替连杆的硬连接,从而改变了连杆与游梁之间的传力特性。工作时,游梁后臂的有效长度随曲柄转角变化而变化,从而降低了净转矩值,达到了更好的平衡效果,而且降低了能耗和整机的质量,有利于提高冲程。但是,其柔性连接件的寿命较短,常出现柔性绳断头现象,影响正常生产;后驴头的变径弧形(阿基米德螺线形或圆弧形)加工难度较大。
(7)弯游梁抽油机
弯游梁抽油机采用前置驱动,取消常规抽油机的大回转半径的曲柄平衡方式,结构上使游梁下偏一定角度,平衡重固定在游梁尾部,整机运转平稳,净扭矩曲线比较平稳,实现了节能降耗。该技术在常规抽油机的改造上应用,能够明显提高常规机的平衡率,降低能耗,在全国各油田得到应用。缺点是游梁后部附加的平衡装置惯性载荷大,在较高冲次下,整机出现颤动、发响,影响了正常的运转。另外在小冲程时,平衡装置距离地面高,人工调节平衡作业不方便。弯游梁抽油机比较适用于低冲次工况。
1.2.2 无游梁抽油机研究现状
20世纪70年代以来,各种形式的无游梁抽油机应运而生,相继问世,使有杆泵机械采油技术有了突破性进展。目前,国内外已有近百家厂商研制无游梁抽油机,美国是最早研制无游梁抽油机的国家,目前有几十家公司研制各种无游梁抽油机,品种多达几十种。此外,法国的玛普公司、力士石油器材公司,加拿大的石油热能发展有限公司都是实力雄厚的无游梁抽油机研制公司,前苏联的阿塞拜疆石油机械科研所和国立石油机械制造科学设计院,是前苏联无游梁抽油机研究制造的两大基地。我国无游梁抽油机研制起步较晚,但近年来发展很快,已投入使用和正在设计、研究、开发、制造的无游梁抽油机达数十种之多。
无游梁抽油机的最大优点在于没有笨重的游梁,大大降低运动系统的惯性负荷,容易实现长冲程,相对损失小,有效冲程大。其发展潜力很大,推广应用前景广阔,但由于其起步较晚,还存在着诸多缺点和不足,例如:结构复杂、运动件多、成本高、维护困难、电气元件多且质量不高、钢丝绳寿命短等[7]。
1.2.3 国内常规抽油机的改造现状
目前国内常规抽油机的改造方案主要有以下几种形式:
(1)将常规游梁抽油机改造成旋转驴头抽油机,近年来江汉石油学院对河南油田的部分常规抽油机进行了旋转驴头式改造,使其增大了冲程,得到了重新利用。
(2)二次平衡改造,抽油机二次平衡技术是近几年提出的新技术,二次平衡的平衡方式多种多样,从各油田的使用情况来看,平衡效果很好,节能效果明显。
(3)长庆、江汉、大庆等油田进行过电动机反转、曲柄偏置、改变四杆机构等各种形式的节能改造。
1.2.4 国内抽油机发展趋势
通过对我国新型抽油机的分析研究,可以看出我国抽油机的发展趋向,主要体现在以下16个方面:
(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[8]。
1.3 研究目标
(1)改进后的常规十型抽油机与改造前相比其单机日均耗电量下降15%以上;
(2)在相同工况条件下,抽油机井的地面效率提高20%以上;
(3)改进后的抽油机安装方便,便于维护。
1.4 研究内容
(1)针对常规十型抽油机工作的典型工况进行系统的全效率分析,找出影响该抽油机系统效率低的各种因素,针对主要因素对其进行设计改造。
(2)在现有文献的基础上,对我国开发研制的各种节能抽油机在其结构、运动特性、节能效果上进行对比和评价,选择一种高效的节能抽油机的结构形式对常规抽油机进行节能改造。
(3)结合现有游梁抽油机的工作原理,对常规抽油机和节能抽油机的运动及动力性能、悬点载荷计算、减速箱曲柄转矩计算进行详尽的分析,为后续设计改造提高理论依据。
(4)对常规抽油机改造后的系统效率和节能效果进行评价。
1.5 技术路线
(1)分析国内常规型游梁式抽油机运动及平衡机理;
(2)分析国内节能型游梁式抽油机运动及节能机理;
(3)对比分析常规抽油机和节能抽油机的系统效率;
第2章 游梁式抽油机基本理论
游梁式抽油机的工作原理是:电动机将电能转换为旋转运动,再经过减速箱减速后,利用四连杆机构将旋转运动转变为直线往复运动,通过驴头、悬绳器、光杆、抽油杆带动深井泵抽油[3]。游梁式抽油机的基本工作理论包括:运动学分析、悬点载荷计算、平衡问题、减速器输出轴的扭矩计算和抽油机功率的确定。本章叙述的基本工作理论是基于抽油机曲柄旋转角速度等于常数这一基础之上的。
2.1 游梁式抽油机运动学分析[9][10]
游梁式抽油机运动分析的主要任务是:求出驴头悬点的位移、速度和加速度随时间变化的规律,为载荷分析和扭矩计算提供运动学依据。在曲柄角速度等于常数的情况下,问题也就归结为求解悬点位移、速度和加速的随曲柄转角的变化规律。本章对抽油机理论的研究均以后置式常规游梁式抽油机(如图2.1)为例进行讨论。
1驴头; 2游梁;3横梁;4连杆; 5曲柄;6减速器7电动机;8刹车;9底座; 10支架;11悬绳器; 12光杆卡瓦; 13吊绳;
图2.1常规游梁式抽油机结构图
2.1.1 游梁式抽油机四杆机构的几何关系
为了便于研究,对抽油机四杆机构的参数采用下列符号表示(如图2.2):
A:游梁前臂长度,m;
C:游梁后臂长度, m;
P:连杆长度,m;
R:曲柄半径,m;
K:极距,减速器输出轴中心到游梁支撑中心的距离,m;
H:游梁支撑中心到底座底部的高度,m;
I:游梁支撑中心到减速器输出轴中心的水平距离,m;
J:曲柄销轴承中心到游梁支撑中心的距离,m;
G:减速器输出轴中心线到底座底部的高度,m;
θ:曲柄转角,以曲柄半径R处于12点钟位置作为零度,沿曲柄旋转方向度量;
φ:零度线与K的夹角,由零度线到K沿曲柄旋转方向度量;
β:C与P之间的夹角;
α:P与R之间的夹角;
ψ:C与K之间的夹角;
ψt:光杆在最高位置时,C与K之间的夹角;
ψb:光杆在最低位置时,C与K之间的夹角;
χ:C与J之间的夹角;
ρ:K与J之间的夹角;
θk:K与R之间的夹角,由K到R沿曲柄旋转方向度量;
ω:曲柄旋转角速度 s-1;
n:冲次 min-1 。
为了便于分析计算,特规定本章所有计算式中的“±”号的意义是:“+”号用于曲柄顺时针方向旋转,“-”号用于曲柄逆时针旋转。则常规型游梁式抽油机几何关系计算式如下:
(2.1)
(2.2)
(2.3)
(2.4)
(2.5)
(2.6)
(2.7)
(2.8)
(2.9)
(2.10)
图2.2 常规游梁式抽油机机构运动简图
2.1.2 游梁式抽油机运动特性分析
(1)悬点位移
悬点位移: Si=Aδi =A(
-
) (2.11)
悬点最大位移:
=A(
-
) (2.12)
位置因数
:
(2.13)
(2)悬点速度
利用速度瞬心法(见图2.3)可得
图2.3 速度瞬心法图解
(2.14)
式中
游梁摆动的角速度
为:
(2.15)
悬点速度v(m/s):
(2.16)
无因次速度:
(2.17)
(3)悬点加速度
游梁摆动的角加速度
:
(2.18)
悬点加速度:
(2.19)
无因次加速度:
(2.20)
(4) 游梁式抽油机运动特性
抽油机悬点的位移、速度和加速度均是曲柄转角θ的周期
函数
excel方差函数excelsd函数已知函数 2 f x m x mx m 2 1 4 2拉格朗日函数pdf函数公式下载
,其大小和变化规律反映了抽油机的运动特性,对抽油机的悬点载荷以及减速器输出轴的扭矩特性均有较大影响。
当抽油机曲柄半径相对于其它杆长来说很小时(R/C、R/P、R/K→0)悬点运动可近似看成为简谐运动。位置因数以及无因次速度和无因次加速度的计算
公式
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可简化为:
(2.21)
(2.22)
(2.23)
上、下死点位置时的实际加速度与按简谐运动公式计算出的加速度之比值称为运动指标,用
表示.
下死点时的运动指标:
(2.24)
上死点时的运动指标:
(2.25)
运动指标越接近1,悬点的实际运动规律越接近简谐运动.运动指标
取决于游梁式抽油机四连杆机构的杆长比值,R/P与R/C越小,
越接近1,而这也意味着相同冲程长度下四连杆机构的尺寸也越大。
2.2 游梁式抽油机的悬点载荷[9][10]
游梁式抽油机通过抽油杆柱带动井下抽油泵工作时,在抽油机驴头悬点上作用有三类载荷:
(1)静载荷,是包括抽油杆柱自重以及油管内外液体静压力作用于抽油泵柱塞上的液柱静载荷。
(2)动载荷,是由于抽油杆柱和油管内液体作不等速运动而产生的杆柱动载荷以及作用于柱塞上的液柱动载荷。
(3)各种摩擦阻力产生的载荷。
在抽油机驴头悬点上下往复运动过程中,载荷作周期性变化,反应悬点载荷随其位移变化规律的图形称为光杆示功图。在抽油机设计中,对示功图的分析是十分必要的。
2.2.1 悬点静载荷与静力示功图
(1)抽油杆柱自重
(2.26)
式中
——抽油杆柱自重,
;
——每米抽油杆柱自重,
;
——抽油杆柱总长或挂泵深度,m。
抽油杆柱在液体中的自重:
(2.27)
式中
——井液密度,
;
——抽油杆密度,对钢制抽油杆
=7.85
。
(2)作用于柱塞的液柱载荷
(2.28)
式中
——柱塞面积,
;
——重力加速度,
=9.81
;
——泵的沉没深度,
;
——油井动液面深度,
。
(3)悬点静载荷
上冲程悬点静载荷
为:
(2.29)
下冲程悬点静载荷
为:
(2.30)
(4)静力示功图
在由下冲程转为上冲程时,抽油杆柱伸长;在由上冲程转为下冲程时,抽油杆柱缩短。伸长或缩短的变形量
为:
(2.31)
(2.32)
式中
——抽油杆柱静变形,
;
——抽油杆截面积,
;
——抽油杆钢材弹性模量,2.12×108
;
——抽油杆弹性常数,
。
当油管底部不锚定时,在由下冲程转为上冲程时,油管柱缩短;在由上冲程转为下冲程时,油管柱伸长。其静变形量
为;
(2.33)
(2.34)
式中
——油管柱静变形,
;
——油管截面积,
;
——油管弹性常数,
。
总的静变形量
:
(2.35)
式中
为变形分配系数,
(2.36)
抽油泵柱塞的有效冲程长度:
(2.37)
图2.4 静力示功图
在上冲程开始阶段的静变形期内,悬点载荷由
逐渐上升,到静变形结束时(即悬点位移等于
时),达到
。在下冲程开始阶段的静变形期内,悬点载荷由
逐渐减少,到静变形结束时(即悬点位移等于
时),又减小到
。这就是悬点静载荷随悬点位移的变化规律,用图形表示,称为静力示功图(如图2.4)。它代表了悬点载荷变化的基本规律,是悬点载荷计算的基础,也是分析实际示功图的基础。
2.2.2 悬点动载荷与动力示功图
(1)动载荷计算
抽油杆柱和液柱在不等速运动过程中产生惯性力而作用于悬点的载荷称为动载荷。
上冲程动载荷:
(2.38)
下冲程动载荷:
(2.39)
式中
——抽油杆柱动载荷
(2.40)
——液柱动载荷
(2.41)
—— 加速度修正系数
(2.42)
——油管流通面积,
;
——作用于柱塞环形面积上的液柱重量,
。
(2.43)
(2)动力示功图
将动载荷的变化叠加到静力示功图上,就得到简化动力示功图,见图2.5。
图中A、B、C、D四个特殊点的
已知,可求出对应的曲柄转角θ和加速度,因此各点的悬点载荷为:
(2.44)
(2.45)
(2.46)
(2.47)
式中
——下死点时的悬点加速度(
);
——上冲程静变形结束时的悬点加速度(
);
——上死点时的悬点加速度(
);
——下冲程静变形结束时的悬点加速度(
)。
图2.5 简化动力示功图
整个冲程悬点载荷的计算公式如下:
(2.48)
(3)考虑弹性振动后的动载荷和动力示功图
因抽油杆柱、管柱、液柱自由振动在抽油杆柱顶端产生的振动载荷Wv为:
(2.49)
式中
k—常数,其数值取决于ct/L,当此数值为0-1时k=0,当此数值为1-3时k=1,当此数值为3-5时k=2,当此数值为5-7时k=3;
c—抽油杆内声波传动速度 m/s;
考虑弹性振动后的动力示功图如图2.6所示,它比简化动力示功图更接近于实际示功图[15]。
图2.6 考虑振动后的动力示功图
2.2.3 悬点最大载荷与最小载荷
悬点载荷当中的最大与最小载荷是非常关键的数据,在实测示功图上,可以直接看出,但油井工况复杂,不可能找出一种适用于所有井况的载荷计算公式。目前计算抽油机载荷极值的公式有许多,但都在一定的假设条件下得出的,都有一定的局限性。主要的公式有美国石油学会公式[13]、威尔诺夫斯基-阿道宁公式[14] 和简化的计算公式。
2.3 游梁式抽油机减速器的扭矩计算[9][10]
(1)减速器扭矩计算公式
本章以曲柄平衡的游梁式抽油机(见图2.7)为例研究减速器的扭矩计算。
图2.7曲柄平衡游梁式抽油机扭矩计算图
为了便于研究特设定下列符号:
——摆动件自重(游梁、驴头、横梁等),
;
——摆动部件重心至游梁支承的距离,
;
——摆动部件的转动惯量,
;
——游梁与水平线之间的夹角;
——曲柄处于水平位置时平衡重与曲柄对减速器输出轴中心的力矩,
;
——平衡相位角,即曲柄轴中心到曲柄平衡重重心之连线与曲柄半径R的夹角;由R到连线按旋转方向度量;
——四连杆机构的传动效率。
B——游梁抽油机的结构不平衡重:
考虑四连杆机构的摩擦损失和摆动部件的转动惯性,再加上曲柄平衡扭矩,则曲柄轴上的净扭矩
的一般计算公式为:
(2.50)
式中
—扭矩因数,
;代表单位悬点载荷在曲柄轴上产生的扭矩;
(2.51)
为常数;
时,
;
,
。
(2)减速器扭矩曲线和扭矩特性参数
在曲柄旋转一周的过程中,减速器扭矩随θ作周期性的变化,其变化规律可用扭矩曲线图(图2.8)来表示。曲柄平衡的游梁式抽油机的减速器扭矩曲线由载荷扭矩Tw(θ)、平衡扭矩Ty(θ)及净扭矩Tn(θ)3条曲线组成。
图2.8 减速器扭矩曲线图
游梁式抽油机减速器的扭矩特性参数主要有平均扭矩
、最大扭矩
、扭矩指数
、最小扭矩
、均方根扭矩
和周期载荷系数
,其中平均扭矩、最大扭矩、最小扭矩均可在扭矩曲线图上求出。
扭矩指数:扭矩指数
是平均扭矩与最大扭矩的比值,用百分数表示:
(2.52)
在相同油井工况情况下,
与抽油机的结构型式及尺寸参数有关,
越大,曲柄轴的扭矩变化更为平缓理想。
均方根扭矩
:均方根扭矩是选择电动机额定功率的依据,是一个重要的扭矩特性参数
(2.53)
周期载荷系数
:
是表示抽油机减速器扭矩变化均匀程度的一个参数。
越接近1,表示扭矩变化越均匀。
(2.54)
2.4 游梁式抽油机的功率计算[9]
(1)光杆功率
光杆功率Pr是指在悬绳器处测得的为了提升光杆载荷而消耗的功率,也就是游梁式抽油机的输出功率。
(2.55)
(2)电动机额定功率
(2.56)
——抽油机的总效率
(3)电动机平均输入功率
(2.57)
式中:
——平均输入功率 kW,
——平均轴功率 kW,
——均方根轴功率 kW,
——空载损耗功率 kW,
——电动机系数(kW)-1。
(4)平均无功功率
(2.58)
式中U——电压,
Ie——均方根电流。
(5)平均功率因数
(2.59)
从以上的计算中可以看出,若FCL降低,则平均功率因数将得到提高。
第3章 游梁式抽油机节能研究
3.1 机采系统效率分析[10] [26]
将井下的液体举升至地面的有效功与抽油机采油系统输入功之比就是系统效率。我国抽油机采油系统效率平均在25%左右,耗电量占油田开发总耗电量的25%-30%,如果机采系统效率能够得到有效提高,就可以节约大量能源,缓解油田用电紧张的状况,既有经济效益又有社会效益。
3.1.1 系统效率分解
一般将抽油机井的系统效率分解为地面效率和井下效率:
(3.1)
——系统效率
——地面效率
——井下效率
地面效率包括电动机效率、皮带传动效率、减速器效率、四连杆机构效率等;井下效率包括密封装置效率、抽油杆传动效率、深井泵效率、油管柱效率等。
(1)电动机效率
电动机的输出功率与输入功率的比值即为电动机效率,一般情况下,电动机效率不应低于86%。游梁式抽油机工作是电动机载荷变化极大,甚至会出现负载荷,存在不同程度的大马拉小车现象,因此电动机效率变化极大,影响效率的主要因素有:
①铜损,产生于电动机绕组中电流的损耗,其大小与电流的平方和电阻成正比。
②铁损,产生于磁通交变在铁心中产生的能量损耗,包括磁滞及涡流损耗。
③冷却风扇消耗的功率。
④其他损耗,包括漏磁场在金属体中的涡流损耗、气隙中谐波磁场在定子铁心和导体中引起的损耗。其大小随载荷增大而增大,与电流平方成正比。
(2)皮带-减速箱效率[22]
减速箱输出功率与电动机输出功率的比值为皮带-减速箱效率,一般不应低于83%。皮带传动效率主要有弯曲损失功率和弹性滑动损失功率,可用以下公式计算:
(3.2)
(3.3)
1——皮带绕轮弯曲损失功率,kW;
Eb——皮带纵向弯曲弹性模量,MPa;
I——皮带截面惯性矩,mm4;
n——转速,r/min;
α——皮带包角,rad;
2——皮带弹性滑动损失功率,kW;
——皮带线速度,m/s;
A——皮带截面积,mm2
EL——皮带拉伸弹性模量,MPa;
F——皮带拉力,N。
减速箱传动效率主要有轴承传动效率和齿轮传动能量损失,轴承传动效率可用以下公式计算:
(3.4)
PZ—— 一副轴承因摩擦产生的功率损耗,W;
G——轴承承受的载荷,N;
——轴承线速度,m/s;
f——摩擦系数。
根据经验统计,一副轴承传动能量损失约为1%,减速箱一般三副轴承共损失3%;一副齿轮传动功率损失约为2%。所以减速箱传动功率总损失约为9%-10%。
(3)四杆机构效率
光杆功率与减速箱输出功率的比值即为四杆机构的传动效率,一般不应低于94%。四杆机构一方面承受油井载荷,另一方面将减速器的旋转运动转换为悬绳器的上下往复运动,四杆机构的设计是否合理,无论对抽油机的工作性能,还是对抽油机的轮廓尺寸和整机重量都有重大影响。从某种意义上说,游梁式抽油机的设计,主要就是四杆机构的设计。
游梁式抽油机的四杆机构属于曲柄摇杆机构,在曲柄旋转一周中,曲柄和连杆处于一条直线上的两个位置之间的夹角称为极位夹角
。按
的不同,可以分为三种机构:
=0的非偏移机构,
﹥0和
﹤0的偏移机构。按游梁支撑位置的不同,可以分为Ⅰ类杠杆和Ⅲ类杠杆两种类型,因此游梁式抽油机的四杆机构原则上可以有6种型式。不同的四杆机构型式对抽油机的性能有重大影响,而且同一机型的杆长尺寸的相互比值对抽油机的性能也有显著影响。目前,抽油机的四杆机构的杆长设计普遍采用类比设计,这一方法的优点是可以借鉴成熟的经验,设计简单可靠,缺点是难以对杆长设计作出较大的改进,且只能依赖于已有的产品。近年来,优化设计技术得到了长足的发展,在游梁式抽油机四杆机构的杆长设计上也开始应用,国内也发表过很多关于游梁式抽油机优化设计的文章。但四杆机构优化设计中究竟选用何种目标函数还是一个值得争论的问题,优化设计技术尚不成熟。需要指出的是:抽油机四杆机构杆长的优化设计除了优化抽油机性能外,尚需考虑尽可能减小轮廓尺寸、减轻整机重量的要求,即应在性能、尺寸和重量之间取得协调的结果。
(4)密封装置效率
光杆功率与光杆功率减去摩擦损失的比值即为密封装置传动效率。
(3.5)
——摩擦系数,橡胶对钢铁可取0.5;
K——系数,V型夹织物圈可取1.59,其他密封去1.0;
——光杆直径,m;
——密封有效高度,m;
——油管压力,Pa。
(5)抽油杆效率
光杆功率与光杆功率将去抽油杆摩擦损失的比值即为抽油杆效率。在抽油过程中抽油杆与油管和抽油杆与液体之间会产生摩擦造成功率损失,对稀油而言,抽油杆与液体的摩擦力很小,可以忽略不计,但对稠油井而言,摩擦力相当大,由于每口井井况千差万别,无法准确计算。目前只能利用光杆示功图面积减去泵攻图的面积除以光杆示功图面积,定义为密封装置加抽油杆效率,一般不应低于85%。
(6)深井泵功率损失
深井泵功率损失主要包括:
①深井泵机械摩擦造成的功率损失
(3.6)
——柱塞直径,m;
——柱塞上、下压差,MPa;
——柱塞与钢桶间径向间隙,mm;
——柱塞长度,m;
——井液粘度,Pa·s;
——偏心比(
),m/mm;
——偏心距,m;
②深井泵漏失损失功率
(3.7)
③深井泵水力损失功率
(3.8)
——井液流经阀组的阻力系数(一般取2.5);
——井液密度,kg/m3;
——井液流经泵阀孔的流量,m3/s;
——阀座孔面积,m2;
一般深井泵效率不应低于78%。
(7)油管功率损失
油管功率损失主要包括两个方面
①油管漏失功率损失
(3.9)
——油管、套管空间压力差,MPa;
——油井井口产量,m3/s;
——深井泵排出量,m3/s;
②油管水力损失功率
(3.10)
——抽油杆级数;
——与第
级抽油杆相应的油管摩阻系数;
——第
级抽油杆的相应长度,m;
——与第
级抽油杆相应的油管当量内径,m;
——与第
级抽油杆相应的井液流速,m/s;
——油管流量,m3/s。
一般油管效率不应低于95%。
(8)抽油机井有效功率
(3.11)
——日产液量,kg/m3;
——有效扬程,m;
(3.12)
——动液面深度,m;
——油管压力,MPa;
——套管压力,MPa;
3.1.2 提高系统效率的措施
在系统效率分解测试的基础上,各部效率一般都规定了最低值,当效率偏低时,就应该具体分析原因,采取措施。
(1)电动机效率低
①检查电动机选型是否合理,按厂家提供的电动机外特性曲线检查电动机工作时平均功率是否达到额定功率35%以上,否则需要更换电动机。
②研究资料表明,电压低于额定电压不超过10%时,一般降压5%左右往往能提高效率。
③检查功率因数是否过低,应考虑加电容补偿。
(2)皮带传动效率低
①皮带类型是否选择适当,应尽量选用窄V带、多楔带。
②检查皮带张紧度是否一致,否则调整或更换。
③检查皮带是否过松或有油污,应调整或清洗。
(3)减速箱传动效率低
①检查是否缺油或润滑油变质,应补充或更换。
②检查轴承是否磨损,应及时更换。
③检查减速箱齿轮齿是否磨损,如磨损需更换或大修。
(4)四连杆机构效率低
①检查轴承润滑油是否不足或变质,应补充或更换。
②检查轴承是否磨损,应及时更换。
(5)密封装置效率低
①驴头对正井口是否超标,应及时校正。
②密封类型不正确,检查出及时更换。
③密封过紧,及时调整。
(6)抽油杆传动效率低
①检查是否结蜡造成阻力过大,及时清蜡。
②抽油杆与油管摩阻大,设计、调整扶正器或滚轮接箍。
③油稠摩阻大,应更换大油管或加药降粘。
(7)深井泵效率低
①测示功图拉线检查漏失,漏失超标应检泵。
②泵效低,检查原因,提高泵效。
(8)油管效率低
检查油管漏失情况,及时检泵。
3.2 游梁式抽油机节能机理分析
3.2.1 游梁式抽油机能耗分析
从上一节的抽油机系统效率分析可知,在有杆抽油系统中,消耗的总能量主要包括以下几个方面:
(1)提升液柱所耗的能量;
(2)各种摩擦损失的能量;
(3)系统能量倒流损耗;
(4)电动机的损耗。
在以上的四种主要能耗中:
第一方面,提升液柱所耗的能量是工作时必须消耗的,不论采用任何方法都是不能节省的。
第二方面,是各种摩擦造成的损耗,包括井下摩擦损耗和地面机械传动摩擦损耗,其中井下摩擦损耗在冲程冲次一定的情况下,只受抽油机悬点加速度的影响,且影响甚微,可忽略不计。机械传动摩擦损耗除与传动环节本身的特性、润滑条件有关外,与抽油机的平衡也有很大的关系。当游梁式抽油机平衡率很高的时候,中央轴承座、横梁轴承座、曲柄销轴等转动关节处的受力将得到降低,从而减小了传动环节的摩擦损耗。
第三方面,是系统能量倒流造成的损耗,游梁式抽油机因载荷剧烈变化,系统中存在能量倒流。能量倒流包括两个方面,一个是下冲程时能量从光杆向曲柄轴处倒流,其结果将使四连杆机构在整个上、下冲程内的平均效率降低。另一个是在曲柄轴和电机轴之间存在能量倒流,它不是存在于整个下冲程内,而只是当曲柄轴出现负扭矩时才出现能量倒流,这种能量倒流现象同样会使从电动机到曲柄轴的传动效率平均值降低。在净扭矩曲线图上,负扭矩包围的面积越大,平均传动效率降低的越多,对于平衡率高的抽油机,即使仍存在负扭矩,但其包围面积占整个扭矩曲线包围面积的比例不大,对传动效率的影响就比较小。
第四方面,是电动机的损耗,主要有铁损、铜损、机械损耗和各种杂损。其中铁损和机械损耗基本上不受电动机轴功率的影响,也就不受抽油机的平衡影响。铜损和杂损与电流的平方成正比,大体上也和电动机功率的平方成正比,称为可变损耗,也与抽油机的平衡有很大的关系。在相同的平均轴功率条件下,轴功率的波动将增加电动机的输入功率,降低电动机效率[9][10]。
3.2.2 游梁式抽油机平衡分析[20]
从以上游梁式抽油机的能耗分析可知,抽油机是否节能关键是抽油机的平衡率,平衡率直接影响到减速器的最大扭矩和均方根扭矩,最大扭矩越大,就要选用额定扭矩更大的减速器,均方根扭矩越大,就要选用更大功率的电动机,负扭矩增大会加大齿轮冲击,降低减速器寿命,扭矩波动增大,使抽油机运转更加不平稳,运动性能恶化,抽油机的轴功率波动加大,增加电动机的输入功率,降低电动机效率。所以游梁式抽油机必须很好的平衡,使减速器净扭矩峰值更低、波动更加平缓。
(1)平衡方法
目前,游梁式抽油机的平衡方法有机械平衡和气平衡两种。在机械平衡中,按照平衡重安装的位置不同,又可分为游梁平衡、曲柄平衡和复合平衡三种。游梁平衡是把平衡重装在游梁尾端,重量可调而位置不变;曲柄平衡是把平衡块装在两曲柄上,位置可调,平衡块重量基本不变;复合平衡则两处都有平衡重,各占一定比例。机械平衡是利用重物升降而改变位能来实现平衡的。在上冲程时,平衡重物下落,释放位能,协助电动机提升抽油杆柱和液柱,从而减轻了电动机的负载和减小了减速器所传递的扭矩。在下冲程时,抽油杆柱下落释放位能,平衡重储存位能。气平衡是利用气体的可压缩性而改变压能来实现平衡的。在上冲程时,气体膨胀释放压能,协助动力机做功,减轻了动力机的负载。下冲程时,抽油杆柱下落释放位能再加上动力机提供的能量,以气体压能的形式贮存起来。
①曲柄平衡
曲柄平衡方式的典型代表是常规游梁式抽油机,常规游梁式抽油机最大的优点是可靠耐用,其最突出的缺点是平衡效果差、能耗高。曲柄平衡的平衡重在曲柄轴上所产生的平衡扭矩按正弦规律变化,而悬点载荷作用到曲柄轴上的载荷扭矩并不按正弦规律变化,加上因悬点运动加速度所带来的附加动载荷、液体摩擦力、杆柱弹性振动等因素的影响,曲柄平衡扭矩并不能与抽油机的载荷扭矩很好地平衡,使抽油机在一个工作循环中曲柄轴输出净扭矩波动较大,如图3.1所示。
图3.1曲柄平衡扭矩曲线图
该图是常规10型游梁式抽油机的扭矩曲线图。由图可见,由于载荷扭矩的非正弦规律,使得该抽油机的净扭矩在一个工作循环中,存在较大的“负扭矩”,扭矩波动很大,抽油机平衡效果不佳。尽管后来在常规机的基础上开发出了异相曲柄平衡抽油机,通过改变曲柄结构,改变平衡扭矩的相位,使平衡扭矩的峰值相位更接近载荷扭矩的峰值位置,从而使净扭矩的峰值有所降低,使得异相机较常规机节能,但受曲柄结构尺寸的限制,异相角不可能太大,因而其节能效果有限。由此可见,曲柄平衡抽油机平衡效果差、能耗高的缺点正是由曲柄平衡这种平衡方式所决定的。
②游梁平衡
游梁平衡就是将平衡重加在游梁后臂上,从而与游梁前臂上的光杆载荷相平衡。游梁平衡的典型代表是调径变矩抽油机, 如图3.2所示为新疆第三机床厂研制的调径变矩节能抽油机。这种抽油机的显著特点是取消了曲柄平衡,将传统的直游梁设计成下弯形游梁,并分解成游梁体与吊臂两段,吊臂下偏的角度可通过调变径销直径来调整,吊臂末端配重下置的幅度、配重质量均可调。根据悬点载荷曲线的变化规律,通过改变配重质量和其重心运行轨迹两方面来调节平衡扭矩,使减速器扭矩曲线波动更加平稳,扭矩峰值更低,达到比较理想的平衡效果。
图3.2 调径变矩抽油机
调径变矩抽油机经过多年的生产应用实践证明了其卓越的节能性,但同时其缺点也暴露无遗。主要是冲击振动问题,因为平衡配重安装在游梁上,连杆受周期性变化的拉力和压力,虽然连杆力的最大值和平均值比曲柄平衡抽油机小很多,但在拉力和压力相互转换时对横梁造成冲击,严重时就会造成整机的颤动,产生异响,光杆失载后可能造成较大损失[18]。
③复合平衡
所谓复合平衡就是在抽油机的游梁和曲柄上各加一定量的平衡重来平衡光杆载荷。传统的复合平衡抽油机是直接在游梁尾部加平衡重,因其平效果不佳已逐步被淘汰。新型复合平衡的典型代表是下偏杠铃抽油机,如图3.3所示,下偏杠铃抽油机与常规型游梁抽油机相比,唯一不同之处在于该机在游梁的尾部平衡重物(杠铃)明显地向下,通过中央轴承座的水平线和杠铃重心与中央轴承座之间的连线、形成一定的夹角,这是该机的技术关键[16][17]。
图3.3下偏杠铃抽油机
1:驴头;2:游梁;3:中央轴承座;4:支架;5:曲柄配重;6:曲柄;7:减速器;8:连杆;9:横梁;10:下偏杠铃;11:底座;12:电动机。
下偏杠铃抽油机游梁尾部的平衡配重都明显地下偏,当驴头处于下死点位置时,下偏配重平衡力矩达到最大值,而驴头处于上死点位置时,下偏配重平衡力矩达到最小值,驴头处于上、下死点位置之间时,下偏配重平衡力矩值介于最大值与最小值之间。驴头从下死点到上死点的运动过程当中,下偏配重平衡力矩由最大值逐渐减小直至最小值,反之,驴头从上死点到下死点的运动过程当中,下偏配重平衡力矩由最小值逐渐减小直至最大值,如此循环。下偏杠铃平衡的结果是减小了悬点载荷的波动,因此经过游梁一次平衡以后悬点载荷扭矩正好与曲柄平衡扭矩相平衡,使得曲柄轴净扭矩小且波动幅度小,达到加强抽油机的平衡效果、降低其曲柄轴输出净扭矩峰值、以降低其能耗的目的。由以上分析可知,下偏杠铃平衡这种典型的复合平衡由于其特殊的平衡方法,取得了较好的平衡效果,达到了节能降耗的目的。但因其保留了曲柄平衡也就不可避免地保留了曲柄平衡的一些缺点。
当然,与游梁平衡相比,其优势在于可以做到使连杆只承受拉力,可避免游梁平衡抽油机因连杆承受拉压交变载荷而带来的抽油机稳定和安全方面的问题。
④气平衡
图3.4气平衡游梁式抽油机
气平衡游梁式抽油机实际上是一种前置型游梁式抽油机。其不同之处是曲柄上无平衡块,用气缸内气体压力产生的推力实现平衡。为了使气缸内的压力波动不致过大,需要有一个数倍于气缸容积的贮气包。抽油机气缸一般有两种结构型式,一种是柱塞式,另一种是活塞式。气平衡抽油机有利于减小减速器的负扭矩,使减速器的扭矩波动趋于平缓。气平衡抽油机的优点是:取消了笨重的平衡块,整机重量减轻约1/3;可以根据油井工况的变化调节压力控制器的螺母压紧或松动弹簧控制气包内允许压力的高低来调整平衡,操作十分简便,不用停机,而且平衡效果良好。其缺点是平衡缸加工制造费用高,抽油机生产成本过高,平衡气缸系统在运转中易出故障,修理费用高,而且气平衡抽油机必须有安全装置,以保证悬点突然失载情况下能够使抽油机安全停车,无形当中又增加了抽油机的成本。因此气平衡抽油机虽然平衡效果好,但是很难在油田上大面积推广应用[10]。
(2)平衡判定的依据与所需平衡扭矩的计算
所谓平衡判据,就是判别游梁式抽油机是否实现了理想平衡的依据,也就是确定最优平衡参数(平衡力矩和平衡相位角)时所采用的目标函数,目前常用的有三种平衡准则:
①上冲程内电动机在曲柄轴处的平均输出功率相等;
由平均输出功率相等可得:
(3.13)
推导出:
(3.14)
——曲柄平衡扭矩;
——对应于下死点的曲柄转角;
——对应于上死点的曲柄转角;
——上冲程期间曲柄所转过的角度;
——下冲程期间曲柄所转过的角度;
——上冲程期间的平均悬点载荷;
——下冲程期间的平均悬点载荷;
——结构不平衡重;
——上冲程期间的净扭矩;
(3.15)
——上冲程期间的净扭矩;
(3.16)
——上冲程期间的悬点载荷;
——下冲程期间的悬点载荷。
②上、下冲程内的净扭矩最大值相等
由
可推导出:
(3.17)
式中
、
、
是上冲程最大净扭矩对应的曲柄转角、扭矩因数和悬点载荷;
、
、
是下冲程最大净扭矩对应的曲柄转角、扭矩因数和悬点载荷。
③曲柄轴的均方根扭矩最小
提出这一判据的目的,在于使所需电动机的额定功率最小,以便节约能耗,由此判据得:
(3.18)
进而推导出:
(3.19)
通常情况下,三种平衡判定准则所得出的结果差异不大,但也不尽然,有时用不同准则的计算结果存在显著差异,那么这时候应该以哪一种为准呢?据文献[18]一文中介绍,从平衡效果来看,以准则2为最佳。因此我们在日常设计计算中也常采用准则2。
3.2.2 游梁式抽油机节能机理分析[11][23][25]
由以上两节分析可知,游梁式抽油机是否节能的主要评价指标为:
(1)电动机特性、负荷率、功率因数、变频等电控技术水平
如果电动机运行在额定负荷附近,则电动机属于经济运行。实际上,抽油机的电动机多数以轻载,即“大马拉小车”的工况运行。目前抽油机的电动机主要从三个方面实现节能:其一,人为地改变电动机的机械特性,主要是改变电源频率,以实现与负荷特性的柔性配合;其二,从设计上改变电动机的机械特性(如高转差率电动机),因为较高转差使电动机外特性变软,可以更好地利用系统中传动体的惯性扭矩的变化去平衡抽油机曲柄轴上载荷扭矩的剧烈变化,从而使曲柄轴以及电机轴上的扭矩变化更加均匀,改善了电动机与抽油机的配合;其三,提高电动机的负荷率和功率因数,与电动机匹配的电控箱应具备间抽、自动控制、无功自动控制补偿、电机综合保护等功能。
(2)抽油机本身运动性能所决定的光杆载荷,即光杆示功图;
围绕这一指标主要是改变抽油机的结构实现节能,改变抽油机结构的典型机型就是变“参数”的异形双驴头抽油机。这种抽油机结构以游梁机为基础,采用变径圆弧形游梁后臂,得到摇杆(游梁后臂)长度、连杆长度随曲柄转角的变化而变化的独特四连杆机构,即变“参数”四杆机构。利用变矩节能原理开创了新型节能抽油机的先河。这种抽油机在工作时,游梁后臂与悬点载荷变化相适应。依靠游梁后臂有效长度的有规律变化实现悬点载荷大(下冲程结束、上冲程开始)时游梁后臂长,悬点载荷小(上冲程结束、下冲程开始)时游梁后臂短,使光杆载荷扭矩的变化接近正弦规律,与按正弦规律变化的曲柄平衡扭矩相对应,使曲柄净扭矩波动较小,达到节能降耗的目的。
改变抽油机结构实现节能的另一机型就是偏轮游梁抽油机。由于偏轮摆动的作用,使游梁后臂的有效长度和游梁摆动的角速度均随着曲柄转角的变化而变化,游梁后臂的变化规律与悬点载荷的变化规律基本一致,接近正弦规律且与曲柄平衡扭矩相对应,从而使曲柄轴净扭矩波动较小,改善了整机的受力状况,使减速器输出扭矩变得平缓。
(3)由平衡性能所决定的曲柄轴净扭矩
围绕这一指标主要是改变平衡方式实现节能,抽油机有杆泵采油系统的工作特点是:在一完整的冲程循环内抽油机悬点载荷W变化较大,上冲程驴头悬点提起抽油杆柱、液柱等载荷,要电动机付出很大的能量;下冲程驴头悬点受抽油柱重量作用而随光杆下落,不但不需要电动机付能量反而对电动机回馈做功,使电动机工作在发电机运行状态。为了减少电动机在上下冲程中受到的不均匀载荷,在抽油机上普遍加装平衡装置。常规游梁式抽油机采用曲柄平衡方式,下冲程悬载荷下落的回馈能量和动力机共同对曲柄平衡装置做功,将其转化成势能储存起来;上冲程曲柄平衡装置将势能释放与动力机共同对悬点作功,提起悬点载荷。由于有杆泵采油系统的工作特点和抽油机四连杆机构的固有特性,致使悬点载荷作用在减速器输出轴(曲柄轴)上的载荷扭矩在一个冲程中出现周期性的剧烈变化,这个周期性剧烈变化随井况、抽汲参数的不同而变化,是一组曲线形态各异、数值不同的曲线族,这就要求平衡装置作用在减速器输出轴上的平衡扭矩曲线是一组与载荷扭矩曲线镜像相似并且形态、数值可调整的曲线族。在油田推广应用的节能抽油机大多从改进平衡入手,使平衡载荷较好的拟合光杆载荷,从而削减减速器净扭矩的峰值,减小净扭矩波动值和负扭矩,从而减少传动环节的摩擦损耗和电动机热损耗,降低动力配置,提高系统效率。
第4章 常规游梁式抽油机节能改造方案设计
4.1 常规十型抽油机性能分析
本节将以原新疆石油管理局设计制造的CYJ10-3-53HB常规十型抽油机为例,并选取新疆油田准东采油厂火烧山作业区B2025井的典型井况进行分析[29],设计合理的抽油机改造方案。抽油机基本参数如下:
A=2.953m
C=1.95m;
P=2.954m;
R=0.925m;
K=3.7294m;
H=5.228m;
I=2.46m;
τ=10°
n=6min-1
G=2.425m;
柱塞直径D=0.038m;
油管直径D1=0.062m;
抽油杆为二级组合杆柱d1=0.022m,d2=0.019m;
抽油杆每级杆柱长度L1=401.72m,L2=1185.79m;
井液密度
;
结构不平衡重B=17.6kg;
四杆机构传动效率
(估计值);
游梁转动惯量
kg·m2;
由以上基本参数并按照第二章所列公式确定的抽油机其它参数如下:
=41.271°;
ψt=20.829°;
ψb=79.445°;
S=3.021m;
=0.674;
=1.863;
由以上参数确定的抽油机示功图如图4.1所示,其中
为抽油机悬点载荷,从示功图可以看出最大载荷
EMBED Equation.3 ,最小载荷
。
图4.2为准东采油厂火烧山作业区B2025井在2008年6月12日的实测示功图,从模拟示功图和实测示功图对比可以看出,示功图形状和载荷大小相差不大,说明之前所选的参数基本上符合实际井况。
图4.1常规十型抽油机模拟示功图
图4.2常规十型抽油机实测示功图
减速器载荷扭矩
为:
EMBED Equation.3 (4.1)
减速器载荷扭矩曲线如图4.3所示:
图4.3减速器载荷扭矩曲线
减速器平衡扭矩
的确定:
不可调平衡块平衡半径
;
可调平衡块平衡半径
;
曲柄平衡半径
;
单块平衡块质量
=1180kg;
曲柄自重
=1764kg;
(4.2)
减速器净扭矩
为
(4.3)
减速器净扭矩曲线如图5.3所示:
图4.4 减速器扭矩曲线图
最大净扭矩
最大负扭矩
平均扭矩的确定:由于曲柄平衡扭矩在曲柄旋转一周中的平均值为零,所以它对平均扭矩不发生丝毫影响,因此在计算平均扭矩时不予考虑,因摆动部件的惯性所产生的惯性矩在一个冲程内的平均值亦必然为零,所以曲柄轴的平均扭矩与惯性矩也无关,在计算平均时亦不予考虑,曲柄轴的平均扭矩计算公式如下:
(4.4)
EMBED Equation.3 (4.5)
均方根扭矩
的确定:
(4.6)
周期载荷系数
(4.7)
电动机额定功率计算:
光杆功率
(4.8)
额定功率
(4.9)
4.2 常规抽油机改造方案设计
(1)复合平衡改造方案
图4.5 复合平衡改造方案结构简图
如图4.5所示,复合平衡改造方案是借鉴新疆第三机床产的下偏杠铃复合平衡抽油机的原理,该方案保持常规抽油机的基本机构不变,在游梁尾部增加可调偏置平衡装置,与曲柄平衡相结合,形成复合平衡。可以有效地削减悬点载荷峰值扭矩,改善曲柄轴净扭矩曲线的形状和大小,使其波动平缓,从而减小抽油机的周期载荷系数,提高电动机工作效率。
下偏平衡的工作原理是使游梁平衡重下偏一定角度,当载荷扭矩出现峰值时,平衡重质心与中央轴承座连线处于水平位置,平衡力臂最大,从而使平衡扭矩最大,最大限度的降低峰值扭矩[16][17]。由于不改变抽油机的结构参数,载荷扭矩与改造前一致。
下偏平衡角度的确定:从减速器扭矩曲线图可以看出,最大载荷扭矩
,由载荷扭矩计算公式可以计算出当
°时,载荷扭矩最大。此时游梁与水平线的夹角
°,圆整到
°,
就是平衡重下偏的最佳角度。经插值计算游梁平衡重最佳质量
,质心与中央轴承座距离
,平衡重质心与中央座连线和水平线形成的夹角为
。
下偏平衡扭矩
为:
EMBED Equation.3 (4.10)
则曲柄轴上的净扭矩为:
(4.11)
图4.6 复合平衡改造方案扭矩曲线图
最大净扭矩
最大负扭矩
平均扭矩
(4.12)
;
均方根扭矩
的确定:
(4.13)
周期载荷系数
(4.14)
电动机额定功率计算:
光杆功率
(4.15)
额定功率
(4.16)
(2)游梁平衡改造方案
如图4.7所示,游梁平衡改造方案为借鉴调径变距抽油机和下偏杠铃复合平衡抽油机工作原理,保持常规抽油机的基本结构不变,去掉笨重的曲柄平衡重,并将曲柄锯短,在游梁尾部增加固定和可调偏置平衡装置,平衡重质心相对游梁依然下偏一定角度,该原理与方案一相同。在运行中游梁偏置平衡重心的运行轨迹是一段圆弧,当重心处于游梁回转中心的水平线上时,其重力矩最大;当重心靠近游梁回转中心的垂直线时,其重力矩最小。利用这一变矩原理可有效削减悬点载荷峰值扭矩,改变抽油机的曲柄轴净扭矩曲线的形状和大小,使其波动平缓,且能减小负扭矩,,从而减小抽油机的周期载荷系数,提高电动机的工作效率[18]。
图4.7 游梁平衡改造方案结构简图
经插值计算游梁平衡重最佳质量
,质心与中央轴承座距离
, 游梁平衡扭矩
为:
EMBED Equation.3 (4.17)
曲柄锯短后平衡半径
m;
曲柄自重
=1000kg;
游梁平衡重的惯性矩:
EMBED Equation.3 (4.18)
式中
为游梁平衡重的加速度
(4.19)
则曲柄轴上的净扭矩为:
(4.20)
图4.8 游梁平衡改造方案扭矩曲线图
最大净扭矩
最大负扭矩
平均扭矩
(4.21)
均方根扭矩
的确定:
(4.22)
Nm
周期载荷系数
(4.23)
光杆功率
(4.24)
额定功率
(4.25)
从以上计算可以看出,虽然最大净扭矩、均方根扭矩、电动机额定功率都有所降低,但降低的幅度不大,而周期载荷系数和最大负扭矩均有明显程度的增加,造成这种情况主要是原因是由于去掉曲柄平衡重,采用单纯的游梁平衡,抽油机在运转过程中,游梁平衡重产生一定的惯性矩,对平衡效果起到了一定的抑制作用。当抽油机结构参数确定以后,惯性矩的大小与游梁平衡重的的重量成正比,与抽油机的冲次n的平方成正比。如果要尽量消除惯性矩的影响,只有减小平衡重的重量和降低冲次两种方法,平衡重的重量是平衡悬点载荷必须配置的,因此只有用降低冲次的方法来减小惯性矩的影响。下面将抽油机的冲次n更改为4次进行重新计算后,所得数据如下:
净扭矩曲线图如下:
图4.9 游梁平衡4次/分钟扭矩曲线图
最大净扭矩
最大负扭矩
平均扭矩
均方根扭矩
的确定:
周期载荷系数
电动机额定功率计算:
光杆功率
额定功率
从计算结果可以看出,降低冲次后最大净扭矩、最大负扭矩、均方根扭矩、周期载荷系数、电动机额定功率等参数均有所下降,达到了预期的效果。
(3)双驴头改造方案
图4.10 双驴头改造方案结构简图
如图4.10所示,双驴头改造方案为借鉴新疆油田机械制造总公司生产的天平式双驴头抽油机结构,该结构结合了对称平衡和下偏平衡理论,分别对悬点静载荷和动载荷进行平衡,使减速器净扭矩得到大幅度降低,负扭矩也非常小,使得该类抽油机表现出很好的节能性。该方案的主要改造内容为:增加平衡驴头、平衡箱,更换曲柄、对原机支架、游梁进行了改造,调换减速器方向,降低减速器高度,改造后通过调整平衡箱内平衡块重量来调整平衡,平衡调节非常方便,平衡效果好。抽油机四连杆机构杆长的设计通常有两种方法[9],一种是计算机动态模拟优化设计,众所周知,选择正确的目标函数是优化设计的关键,但单一的目标往往不能全面评价抽油机性能的优劣,因而抽油机的优化设计问题是个多目标的优化问题,而在多目标优化问题中,可能存在相互冲突的多个目标,所以通常不存在1个对所有目标都是最优的解,而是存在1个非劣解集,在解集中,解之间没有绝对优劣之分,所以要从中择1个合适的解,还需要参照与问题相关的领域知识。不同的决策者,即使是同一个决策者在不同情况下也可能选择不同的解[12]。另外一种方法就是类比法,双驴头改造方案就是类比了新疆油田机械制造总公司生产的CYJS8-3-37HY抽油机的四杆机构尺寸。经类比设计对原抽油机的基本参数做如下更改:P=3.946m;R=0.953m;K=4.233m;H=5.228m;I=1.64m;G=1.325m;n=4min-1;其余参数保持不变。
因改变了抽油机的四杆机构尺寸,所以抽油机的悬点动载荷发生了变化,重新计算的动力示功图如4.11所示。从动力示功图可以看出最大载荷和最小载荷原抽油机相比均发生了变化,其结果为
,最小载荷
,但变化范围不大,与实际示功图还是基本相符。
减速器载荷扭矩
为:
EMBED Equation.3 (4.26)
平衡驴头平衡扭矩
为:
平衡块重量
配重箱体质量
平衡驴头质量
平衡驴头质心下偏角
°,平衡驴头质心到游梁支撑中心的距离F2=3m,
配重箱中心到游梁支撑中心的距离F1=3.6m,
平衡重质心与中央座连线和水平线形成的夹角为:
(4.27)
结构不平衡重
(4.28)
结构不平衡重加速度
EMBED Equation.3 (4.29)
图4.11 双驴头改造方案动力示功图
曲柄平衡扭矩
为:
更换曲柄后曲柄平衡半径
m;
曲柄自重
(4.30)
曲柄轴上的净扭矩
(4.31)
图4.12 双驴头改造方案扭矩曲线图
最大净扭矩
最大负扭矩
平均扭矩
(4.32)
均方根扭矩
的确定:
(4.33)
周期载荷系数
(4.34)
电动机额定功率计算:
光杆功率
(4.35)
额定功率
(4.36)
4.3 常规抽油机改造方案对比分析
表4.1 常规抽油机改造方案对比表
改造前
复合平衡
改造方案
游梁平衡
改造方案
双驴头
改造方案
主要改造内容
增加下偏平衡装置、支撑装置、平衡调节操作平台,刹车、电控箱位置改在侧面,更换电动机、配电箱。
增加下偏平衡装置、支撑装置、平衡调节操作平台,刹车、电控箱位置改在侧面,曲柄锯短,去掉平衡块,更换电动机、配电箱。
增加平衡驴头、平衡箱、支撑装置,更换曲柄、去掉平衡块,加长游梁、连杆、支架尺寸,降低底座高度,调换减速器方向,更换电动机、配电箱。
改造地点
部件工厂内制作、油田现场改造
部件工厂内制作、油田现场改造
全部工作在工厂内
改造周期
一个工作日
两个工作日
七个工作日
改造费用
5万元
8万元
14万元
悬点载荷
6.462×104N
6.462×104N
6.197×104N
5.586×104N
减速器峰值扭矩
4.094×104Nm
3.423×104Nm
2.697×104Nm
2.468×104Nm
最大负扭矩
1.428×104Nm
1.278×104Nm
1.112×104Nm
0.58×104Nm
均方根扭矩
1.773×104Nm
1.629×104Nm
1.187×104Nm
1.016×104Nm
周期载荷系数
1.545
1.481
1.445
1.38
电动机额定功率
13.11kW
12.04kW
8.77kW
7.51kW
冲程
3m
3m
3m
3m
冲次
6
6
4
6
从以上各种改造方案的对比分析可以看出,改造后抽油机的减速器峰值扭矩、最大负扭矩、均方根扭矩、周期载荷系数均有一定程度的降低,由第二章的理论分析可知,,平均输入功率为
,随着周期载荷系数的降低,减少的平均有功功率消耗,也就是节省的耗电量为:
复合平衡改造方案:
游梁平衡改造方案:
双驴头改造方案:
平均无功功率为
式中U——电压,
Ie——均方根电流。
平均功率因数
由以上对比分析计算可知,随着周期载荷系数的降低,电动机的功率因数也将得到提高[9];因此三种方案都可以达到一定的节能目的。复合平衡改造因未改变抽油机的四杆机构尺寸和抽油机的冲次,所以悬点载荷未发生变化,游梁平衡改造方案和双驴头改造方案悬点载荷均有一定程度的降低,悬点载荷的降低改善了抽油机各部件的受力状态,提高了抽油机的可靠性和使用寿命。
4.4 常规抽油机改造方案优选
(1)、从节能效果方面,应首选双驴头改造方案;
(2)、从抽油机可靠性方面,首选复合平衡改造方案,其次为方案双驴头改造方案。游梁平衡改造方案和双驴头改造方案均具有较大的游梁惯性力矩,连杆受力复杂,抽油机在6次/min以上冲次运转时,游梁平衡重惯性大,影响整机的稳定性。如需采用这两种改造方案,必须辅之以更换低转速电机,降低抽油机的冲次。
(3)、以井下参数选择改造方案时,如果采用长冲程低冲次的小泵深抽工艺的,首选游梁平衡改造方案;冲次较高、泵径较大的油井,首选双驴头改造方案。
(4)从改造经济性的角度考虑,首选游梁平衡改造方案。
第5章 常规游梁式抽油机节能改造现场应用
5.1 常规抽油机改造试验[19]
在第4章方案设计和理论分析中可知,三种改造方案均可在一定程度上提高抽油机井的系统效率,降低抽油机的耗电量。但三种方案在经济性、安全性、实用性、节能效果等方面的表现还是具有一定的差异。为了验证三种方案的改造效果,对三种改造方案分别选取了几台抽油机进行改造试验,
(1)首先进行了复合平衡改造方案,改造实物效果图如图5.1所示:
图5.1 复合平衡改造实物图
复合平衡改造的抽油机在游梁尾部直接加装下偏尾架,可通过调节下偏尾架中的平衡块来调节抽油机的平衡,将原22kW电动机更换为16kW电动机,将原普通控制柜更换为智能控制电控箱[21],增加了平衡调节操作平台,曲柄平衡块视抽油机平衡情况可以用两块,也可以用4块。改造后的抽油机在运行一段时间后,经过改造前后的测试对比发现,抽油机节能效果并不明显,抽油机较改造前的平均节电率仅在10%左右。同时该改造方案的下偏平衡重位置较高,平衡调节极不方便,存在一定的安全隐患。但该方案也有其独特的优点:如改造费用低,每台抽油机的改造费用仅为5万元;抽油机改造周期短,单台抽油机改造周期仅为一个工作日,抽油机当天停抽开始改造,当天即可改造完成重新起抽,完全不会影响油井的产液量指标。
(2)其次进行了游梁平衡改造试验,改造后的抽油机如图5.2所示:
图5.2 游梁平衡改造实物图
游梁平衡改造的抽油机在游梁尾部挂装了可拆卸的下偏吊臂,吊臂箱体内装有水泥混凝土,尾部焊接有配重箱,可通过调节配重箱中的平衡块来调节抽油机的平衡,增加了平衡调节操作平台;更换了曲柄,取消了曲柄平衡重;将原22kW电动机更换为22/16kW双功率电动机,将原普通控制柜更换为智能控制电控箱,并将电控箱和刹车改在了抽油机的侧面,同时增加了尾部安全围栏和二层操作平台,杜绝了安全隐患,操作更加方便。改造后的抽油机在运行一段时间后,经过改造前后的测试对比发现,抽油机节能效果非常明显,抽油机较改造前的平均节电率在20%以上。同时该改造方案的下偏平衡重位置适中,平衡调节非常方便[27]。但该方案与复合平衡改造方案相比改造费用稍高,每台抽油机的改造费用为8万元;抽油机改造周期稍长,改造初期单台抽油机改造周期为两个工作日,但改造团队技术熟练后一个工作日依然可以改造完成,抽油机当天停抽开始改造,当天也可改造完成重新起抽,完全不会影响油井的产液量指标。游梁平衡改造方案由于其下偏吊臂重量过大,在上冲程时吊臂存在很大的向上的惯性力,影响了抽油机的平衡和稳定性,因此必须更换慢速电机以降低抽油机的冲次。游梁平衡改造方案特别适用于油井产液量低、泵充满系数不足、需要长冲程低冲次的油井工况。如新疆油田准东采油厂的火烧山作业区、北三台作业区,风城油田的夏子街作业区,采油一厂的红山嘴作业区,百口泉采油厂的百21井区。这些作业区的油井大部分均有20年以上的开采历史,油井的供液量偏低,刚好符合了游梁平衡改造方案的需要。
(3)最后进行了双驴头方案改造试验,改造后的抽油机如图5.3所示:
图5.3 双驴头改造实物图
双驴头改造方案是在新疆油田采油二厂选取10台常规十型抽油机,全部运回工厂内进行改造。主要工作是:增加了平衡驴头和配重箱,通过调节配重箱内配重块来调节平衡,将连杆截断,中间插入加强管和接管,使连杆加长,如图5.4所示,加长游梁,如图5.5所示[28],调换减速器方向,降低大箱高度,缩小支架后腿摆角,将原22kW电动机更换为15kW电动机,将原普通控制柜更换为智能电控箱,并将刹车和电控箱改在抽油机侧面,增加了安全围栏,消除了安全隐患。全部工作在工厂内完成后进行抽油机的运转试验,试验合格后再安装到油田现场,单台抽油机的改造周期为7天。改造后的抽油机在运行一段时间后,经过改造前后的测试对比发现,抽油机节能效果非常明显,抽油机较改造前的平均节电率在25%以上。同时该改造方案平衡调节非常方便。但该方案与其他两种改造方案相比改造费用过高,每台抽油机的改造费用为15万元;抽油机改造周期过长,影响到油田的产量。
图5.4 连杆改造示意图
图5.5 游梁改造示意图
5.2 常规十型抽油机改造应用
通过三种方案的理论分析、改造试验、现场应用等情况综合分析,游梁平衡改造方案最适合于新疆油田的老区块油井的抽油机改造。最终游梁平衡改造方案被确定为新疆油田抽油机节能改造的最佳方案。自2009年8月开始,在新疆油田准东采油厂的火烧山作业区、北三台作业区,风城油田的夏子街作业区,采油一厂的红山嘴作业区,百口泉采油厂的百21井区,采油三厂的五(三)东区同时进行了节能改造,截至2010年8月份累计改造了常规十型抽油机480台。
表5.1 抽油机改造前后耗电量对比表
序号
井号
改造前日
均耗电量2009年6月
(KW·h)
改造后日
均耗电量2009年11月
(KW·h)
序号
井号
改造前日
均耗电量
2009年6月
(KW·h)
改造后日
均耗电量
2009年11月
(KW·h)
1
H1471
278
218
16
H1473
302
239
2
H1327
283
220
17
H1354
295
223
3
H1300
286
225
18
H1327
305
228
4
H9
273
218
19
H1379
284
213
5
H1302
304
214
20
H1467
290
228
6
H1420
293
230
21
H2420
282
222
7
H1304
266
221
22
H1485
250
209
8
H1305
269
209
23
H1489
270
232
9
H2404
265
219
24
H1444
265
240
10
H2402
293
211
25
H1337
280
215
11
H1440
286
218
26
H1335
253
224
12
H1346
282
214
27
H1334
281
217
13
H1368
274
212
28
H1333
262
207
14
H1366
270
225
29
H1430
312
216
15
H1378
286
235
30
H火11
291
209
平 均
改造前单机日均耗电281 KW·h
改造后单机日均耗电208 KW·h
5.3 经济效益
(1)、按单台常规十型抽油机日均耗电按280kW·h 计算,
单台年节约电量(280-208)×365=26280 kW·h
单台年节约电费26280×0.80=21024元;
(2)、单台常规十型抽油机节能改造费用80000元;
(3)、投资回收期 80000/21024= 3.8年
第6章 结论
从以上各章的理论分析、现场改造试验以及现场应用效果可以得出以下结论:
(1)论文对常规十型抽油机节能改造设计了复合平衡、游梁平衡、双驴头三种改造方案,并逐一对其各项参数进行了理论分析计算,并将三种方案的计算结果进行对比分析,指出了各自之间的优缺点。
(2)对常规十型抽油机设计的三种改造方案均在油田现场选取部分抽油机进行了改造试验,对改造前后的抽油机进行了系统效率测试,测试结果表明游梁平衡改造方案嘴适合新疆油田的油井工况,并被确定了常规十型抽油机改造最佳方案。
(3)新疆油田目前已经改造480余台常规十型抽油机,改造后的抽油机均不同程度的降低了电能消耗,提高了系统效率,现场应用效果良好。
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目
项
案
方
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