基于液壓平衡的試油試采系統(tǒng)建模與仿真

趙鵬宇, 陳英龍, 孫 軍, 周 華

(1.浙江大學(xué) 流體動(dòng)力與機(jī)電系統(tǒng)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,浙江 杭州 310027；2.遼河油田分公司鉆采工藝研究院,遼寧 盤錦 124000)

?

基于液壓平衡的試油試采系統(tǒng)建模與仿真

趙鵬宇1, 陳英龍1, 孫 軍2, 周 華1

(1.浙江大學(xué) 流體動(dòng)力與機(jī)電系統(tǒng)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,浙江 杭州 310027；2.遼河油田分公司鉆采工藝研究院,遼寧 盤錦 124000)

根據(jù)試油試采工況的特點(diǎn)與需求,提出采用液壓泵/馬達(dá)作為平衡配重的移動(dòng)式試油試采系統(tǒng). 試油試采系統(tǒng)采用開關(guān)磁阻電機(jī)作為主驅(qū)動(dòng)電機(jī),采用液壓泵/馬達(dá)和蓄能器作為配重.在下沖程時(shí)將抽油桿勢能和主驅(qū)動(dòng)電機(jī)輸出的能量儲(chǔ)存,在上沖程時(shí)將儲(chǔ)存的能量釋放,液壓泵/馬達(dá)和蓄能器組成的配重與主驅(qū)動(dòng)電機(jī)共同提升抽油桿.利用質(zhì)量集中法,將試油試采系統(tǒng)簡化為三質(zhì)量二聯(lián)結(jié)系統(tǒng),建立系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型,通過Simulink仿真得到系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性,包括抽油桿位移和速度、液壓系統(tǒng)壓力以及主驅(qū)動(dòng)電機(jī)的功率.通過分析仿真結(jié)果可知,系統(tǒng)滿足試油試采作業(yè)對(duì)于沖程沖次的要求；通過液壓平衡配重提高了能量利用率,可以減小系統(tǒng)裝機(jī)功率64.3%；電機(jī)運(yùn)行工況得到改善,不對(duì)負(fù)載提供阻力矩,無負(fù)功工況,減小了對(duì)電力系統(tǒng)的沖擊；系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊,集成度高,便于運(yùn)輸.

試油試采；液壓平衡；動(dòng)力學(xué)模型；Simulink仿真

試油試采作為石油開采過程的關(guān)鍵環(huán)節(jié)之一,對(duì)于油田開發(fā)具有重要作用.試油是利用一套專用的設(shè)備和方法,降低開采井內(nèi)液柱壓力,誘導(dǎo)地層中流體進(jìn)入油井內(nèi)并取得流體產(chǎn)量、壓力、溫度、流體性質(zhì)、地層參數(shù)等資料的工藝過程.試采是對(duì)油田進(jìn)行小規(guī)?；蚨虝r(shí)間的生產(chǎn).試油試采的目的是探明某區(qū)域是否存在工業(yè)性油氣流,驗(yàn)證儲(chǔ)層的含油氣面積和油水邊界以及油藏的產(chǎn)油能力,取得各分層測試資料及流體性質(zhì),為計(jì)算油田儲(chǔ)量和編制開發(fā)方案提供依據(jù).試油試采系統(tǒng)的核心是沖程、沖次可調(diào)的移動(dòng)式抽油機(jī).

近年來,我國油田產(chǎn)液量的提高愈發(fā)依賴于長沖程、低沖次的開采工藝[1].一些單位通過對(duì)抽油機(jī)液壓系統(tǒng)進(jìn)行改造,提出幾種液壓抽油機(jī)設(shè)計(jì)方案.提出的設(shè)計(jì)方案主要包括液壓缸驅(qū)動(dòng)式抽油機(jī),如吉林工業(yè)大學(xué)提出的液壓缸驅(qū)動(dòng)平衡式液壓抽油機(jī)；液壓泵/馬達(dá)驅(qū)動(dòng)式抽油機(jī),如蘭州石油機(jī)械研究所研制的液壓泵/馬達(dá)結(jié)構(gòu)抽油機(jī)、勝利油田提出的一種液壓泵-液壓馬達(dá)結(jié)構(gòu)方案的齒輪齒條長沖程液壓抽油機(jī)；電機(jī)驅(qū)動(dòng)式抽油機(jī)[1-3].對(duì)于液壓抽油機(jī)節(jié)能特性的研究愈發(fā)深入,吉林大學(xué)通過設(shè)計(jì)抽油機(jī)節(jié)能控制器,可以將電機(jī)平均損耗降低15%～30%[4],東北大學(xué)及勝利油田等單位通過設(shè)計(jì)液壓系統(tǒng)回收能量,可以使抽油機(jī)功率降低30%～40%[5-6].美國、俄羅斯、法國、加拿大等國家對(duì)液壓抽油機(jī)研制處于領(lǐng)先地位,并已形成產(chǎn)品系列[7-10].這些研究改善了抽油機(jī)的運(yùn)行參數(shù),提高了系統(tǒng)整體產(chǎn)量,達(dá)到了一定的節(jié)能效果,但在抽油桿速度和位移的控制精度、能量回收效率等方面存在較大的提升空間.現(xiàn)有試油試采設(shè)備的體積較大,難以快速移動(dòng),不適用于試油試采作業(yè).

本文提出基于液壓平衡的試油試采系統(tǒng),利用開關(guān)磁阻電機(jī)作為主驅(qū)動(dòng)元件,液壓泵/馬達(dá)和蓄能器組成配重系統(tǒng),主驅(qū)動(dòng)元件和配重系統(tǒng)共同作用,驅(qū)動(dòng)絞車通過鋼絲繩帶動(dòng)抽油桿往復(fù)運(yùn)動(dòng).建立系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型,得出系統(tǒng)響應(yīng)特性,并進(jìn)行仿真分析.通過計(jì)算及仿真可知,本文所述系統(tǒng)具有較高的控制精度,進(jìn)一步提高了能量回收效率.同時(shí),系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊,可以集成于撬裝底座上,提高了系統(tǒng)的機(jī)動(dòng)性能.

1 系統(tǒng)原理

移動(dòng)式試油試采系統(tǒng)利用液壓系統(tǒng)將電機(jī)的輸出能量轉(zhuǎn)化為抽油桿往復(fù)運(yùn)動(dòng)的動(dòng)能及油井內(nèi)油液增加的勢能,而液壓系統(tǒng)由于結(jié)構(gòu)較復(fù)雜、存在內(nèi)、外泄漏及節(jié)流損失等因素,傳動(dòng)效率和可靠性不高.

采用電機(jī)直接驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)工作,可以減少傳動(dòng)過程的能量損失；簡化系統(tǒng),提高可靠性；采用控制器對(duì)電機(jī)進(jìn)行控制,提高控制精度.試油試采系統(tǒng)最終需要實(shí)現(xiàn)抽油桿的上下往復(fù)運(yùn)動(dòng),因而采用電機(jī)直接驅(qū)動(dòng)抽油桿動(dòng)作,須利用絞車作為動(dòng)作轉(zhuǎn)換裝置,將電機(jī)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為直線運(yùn)動(dòng).為了回收能量、減小系統(tǒng)裝機(jī)功率,可以采用液壓泵/馬達(dá)和蓄能器組成的液壓系統(tǒng)作為配重回路.該方案要求電機(jī)長期、頻繁換向工作,對(duì)電機(jī)要求較高.試油試采系統(tǒng)原理簡圖如圖1所示.

該系統(tǒng)的主要執(zhí)行元件包括兩部分：主驅(qū)動(dòng)元件和平衡元件. 主驅(qū)動(dòng)元件為開關(guān)磁阻電機(jī)連接減速器,平衡元件為泵/馬達(dá)連接減速器. 絞車采用雙出軸結(jié)構(gòu),電機(jī)和泵/馬達(dá)分別置于絞車的兩端.

上沖程時(shí),泵/馬達(dá)工作于馬達(dá)工況,與開關(guān)磁阻電機(jī)共同驅(qū)動(dòng)絞車,使抽油桿上升；下沖程時(shí),泵/馬達(dá)工作于泵工況,將開關(guān)磁阻電動(dòng)機(jī)輸出的能量和抽油桿下降時(shí)的勢能回收儲(chǔ)存于蓄能器中.該部分能量可以在上沖程中釋放,以降低系統(tǒng)裝機(jī)功率.

1-油箱；2-電磁卸荷閥；3-泵/馬達(dá)；4-行星齒輪減速器；5-絞車；6-行星齒輪減速器；7-開關(guān)磁阻電機(jī)；8-蓄能器；9-截止閥；10-壓力表；11-壓力變送器；12-單向閥；13-電磁換向閥；14-雙聯(lián)葉片泵；15-吸油過濾器；16-電機(jī)；17-回油過濾器；18-風(fēng)冷冷卻器圖1 試油試采系統(tǒng)原理簡圖Fig.1 Principle diagram of well test and production test system

2 動(dòng)力學(xué)模型

試油試采系統(tǒng)的上沖程利用電機(jī)和柱塞泵/馬達(dá)共同驅(qū)動(dòng)絞車作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng),絞車帶動(dòng)鋼絲繩,在抽油支架的支承下帶動(dòng)游車大鉤和抽油桿上升；下沖程利用負(fù)載通過絞車與電機(jī)共同驅(qū)動(dòng)泵/馬達(dá)為蓄能器充液.將絞車與游車大鉤組成的系統(tǒng)以及游車大鉤與抽油桿組成的系統(tǒng)簡化2個(gè)為質(zhì)量-彈簧-阻尼系統(tǒng).利用質(zhì)量集中法,將系統(tǒng)簡化為三質(zhì)量二聯(lián)結(jié)系統(tǒng).簡化模型如圖2所示.

圖2 起升系統(tǒng)簡化模型Fig.2 Simplified model of hoisting system

圖2中,m1為絞車滾筒折算于滾筒半徑上的質(zhì)量,由于絞車作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng),絞車滾筒折算于滾筒半徑上的質(zhì)量只計(jì)算慣性質(zhì)量,而不計(jì)重力質(zhì)量；m2為游車大鉤及快繩折算的質(zhì)量之和；m3為抽油桿及懸繩的折算質(zhì)量之和；k1為快繩彈性剛度；k2為抽油支架彈性剛度；k3為動(dòng)滑輪與游車大鉤之間鋼絲繩的彈性剛度；k4為游車大鉤與抽油桿之間鋼絲繩的彈性剛度；D1為絞車、快繩、滑輪等所受阻尼；D2為抽油桿所受阻尼；F為驅(qū)動(dòng)力,為電機(jī)與液壓泵/馬達(dá)作用在絞車上合力矩的等效力.

快繩中張力可以表示為

(1)

式中：n為有效繩數(shù).

(2)

根據(jù)簡化模型可得系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)微分方程組為

(3)

式中：

(4)

其中Ir為絞車滾筒轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,Dr為滾筒直徑；

m2=Lfρf+mh,

(5)

其中Lf為快繩長度,ρf為快繩每米質(zhì)量,mh為游車大鉤質(zhì)量；

m3=Lwρw+ms,

(6)

其中Lw為抽油桿懸繩長度,ρw為抽油桿懸繩每米質(zhì)量,ms為抽油桿質(zhì)量.

令

(7)

則起升系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)與動(dòng)力學(xué)微分方程組可以整理為

(8)

式(8)為由質(zhì)量集中法所求得的系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型. 式中,驅(qū)動(dòng)力F由電機(jī)和液壓泵/馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)矩共同決定. 電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩可以根據(jù)負(fù)載調(diào)節(jié),設(shè)為Tm. 對(duì)于軸向柱塞液壓泵/馬達(dá),若忽略柱塞側(cè)向力引起的摩擦力和回程彈簧在斜盤上的反力,則只考慮液壓力所引起的斜盤反力相對(duì)于X軸(見圖3)產(chǎn)生的力矩總和,即為液壓馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)矩.

圖3 軸向柱塞泵/馬達(dá)運(yùn)動(dòng)學(xué)原理圖Fig.3 Kinematic diagram of axial piston pump / motor

液壓泵/馬達(dá)的瞬時(shí)轉(zhuǎn)矩可以表示為

(9)

(10)

當(dāng)絞車等效位移為x1時(shí),蓄能器內(nèi)氣體體積為

(11)

式中：V0為初始狀態(tài)蓄能器內(nèi)氣體容積；i1為泵/馬達(dá)端減速器減速比；sp為柱塞行程,sp=2rtanγ.

配重系統(tǒng)采用蓄能器為柱塞泵/馬達(dá)提供壓力,當(dāng)蓄能器作為能源使用,且吸收和排出液體速度較慢時(shí),可以認(rèn)為是等溫過程. 取p0為初始狀態(tài)蓄能器內(nèi)充氣壓力,則絞車等效位移為x1時(shí)的蓄能器中油液壓力為

(12)

泵/馬達(dá)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)過角度為

(13)

液壓泵/馬達(dá)瞬時(shí)轉(zhuǎn)矩可以表示為

(14)

驅(qū)動(dòng)力F可以表示為

(15)

式中：i2為電機(jī)端減速器減速比.

通過對(duì)系統(tǒng)機(jī)械結(jié)構(gòu)及柱塞泵/馬達(dá)建立數(shù)學(xué)模型,系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程可以由式(8)、(14)、(15)共同確定.

3 仿真分析

Simulink是MATLAB軟件中的一種可視化仿真工具,可以實(shí)現(xiàn)動(dòng)態(tài)系統(tǒng)的建模、仿真和分析. 由于系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型中含有非線性環(huán)節(jié),為了計(jì)算系統(tǒng)的傳遞函數(shù),對(duì)液壓泵/馬達(dá)轉(zhuǎn)矩進(jìn)行簡化,利用平均轉(zhuǎn)矩代替瞬時(shí)轉(zhuǎn)矩,即

(16)

對(duì)平衡轉(zhuǎn)矩進(jìn)行線性化近似,在平衡點(diǎn)附近泰勒展開,并忽略二階及二階以上部分,可得

(17)

得到起升系統(tǒng)傳遞函數(shù),如圖4所示.圖中,

(18)

根據(jù)國內(nèi)某油田的實(shí)際工況可知,該試油試采系統(tǒng)應(yīng)滿足如下技術(shù)指標(biāo)：最大沖程S=5 m,最大沖次N=3次/min,上沖程載荷Qu=140 kN,下沖程載荷Qd=40 kN. 在已知沖程沖次時(shí),不同的速度規(guī)劃曲線決定了抽油桿的最大提升速度,從而決定驅(qū)動(dòng)功率. 該系統(tǒng)采用梯形速度曲線,如圖5所示. 上沖程時(shí)間和下沖程時(shí)間相等. 則上沖程時(shí)間為tu=10 s. 梯形速度曲線規(guī)劃為：加速和減速階段的行程為總行程的0.1倍,加速和減速時(shí)間為tacc,則有

圖4 起升系統(tǒng)傳遞函數(shù)Fig.4 Transfer function of hoisting system

圖5 梯形速度曲線Fig.5 Trapezoidal velocity curve

(19)

0.5vtacc=0.1S,

(20)

atacc=v.

(21)

由式(19)～(21)可知,v=0.6 m/s,a=0.36 m/s2,tacc=1.67 s.

試油試采系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)力及配重計(jì)算如下.

在試油試采過程中,上、下沖程載荷之差決定了有效驅(qū)動(dòng)載荷,主驅(qū)動(dòng)電機(jī)的功率應(yīng)與之相匹配.在該系統(tǒng)中,按照最佳平衡原則進(jìn)行設(shè)計(jì),上、下沖程時(shí)平衡力均為定值,通過改變主驅(qū)動(dòng)力方向?qū)崿F(xiàn)上、下沖程系統(tǒng)的受力平衡,即上沖程主驅(qū)動(dòng)力、平衡力之和與上沖程載荷相等,下沖程主驅(qū)動(dòng)力、下沖程載荷之和與平衡力相等.當(dāng)平衡力或載荷發(fā)生變化時(shí),可以通過調(diào)節(jié)主驅(qū)動(dòng)力實(shí)現(xiàn)受力平衡.由實(shí)際工況可知,上沖程載荷Qu=140 kN,下沖程載荷Qd=40 kN.設(shè)主驅(qū)動(dòng)力為F1,平衡力為F2,則上、下沖程系統(tǒng)的受力情況如圖6所示.

圖6 起升系統(tǒng)受力示意圖Fig.6 Force diagram of hoisting system

由圖6可知,上沖程時(shí)

F1+F2=Qu.

(22)

下沖程時(shí)

F2-F1=Qd.

(23)

故主驅(qū)動(dòng)力為F1=50 kN,F2=90 kN.

利用Simulink軟件對(duì)系統(tǒng)傳遞函數(shù)進(jìn)行仿真,可得抽油桿位移s、速度v響應(yīng)曲線如圖7、8所示.

圖7 抽油桿位移曲線Fig.7 Displacement curve of sucker rod

圖8 抽油桿速度曲線Fig.8 Velocity curve of sucker rod

當(dāng)電機(jī)輸出線速度為圖5所示的梯形速度曲線時(shí),抽油桿最大行程約為5.1 m,最大速度約為0.6 m/s,運(yùn)動(dòng)周期為20 s,行程與周期均滿足沖程沖次要求. 系統(tǒng)響應(yīng)較快,抽油桿速度曲線與預(yù)設(shè)梯形曲線相比滯后很小,約為0.3 s. 由位移曲線可以看出,抽油桿實(shí)際位移與設(shè)定位移存在偏差,偏差約為2%；由速度曲線可以看出,抽油桿運(yùn)動(dòng)速度穩(wěn)定性較差,存在速度波動(dòng),波動(dòng)頻率約為0.5 Hz,幅值約為0.2 m/s. 速度波動(dòng)使抽油桿實(shí)際行程大于設(shè)定行程,引起速度波動(dòng)的原因是系統(tǒng)固有振動(dòng).仿真模型中的各參數(shù)均處于理想狀態(tài),而實(shí)際工況中由于系統(tǒng)各部分質(zhì)量、彈性剛度等參數(shù)的偏差以及載荷變化和環(huán)境影響等原因所帶來的系統(tǒng)誤差和隨機(jī)誤差會(huì)增加抽油桿位移與速度與設(shè)定值的偏差.

為了減小抽油桿行程和速度的誤差,同時(shí)減小速度波動(dòng)幅值和恢復(fù)時(shí)間,可以對(duì)抽油桿運(yùn)動(dòng)速度進(jìn)行PID控制.

PID控制器是一種線性控制器,它根據(jù)給定值與實(shí)際值之差構(gòu)成控制偏差,控制規(guī)律為

(24)

式中：KP為比例系數(shù),TI為積分時(shí)間常數(shù),TD為微分時(shí)間常數(shù).3個(gè)參數(shù)常采用Ziegler-Nichols法進(jìn)行整定. 將系統(tǒng)近似看作一階慣性環(huán)節(jié)和延遲環(huán)節(jié),根據(jù)系統(tǒng)負(fù)載慣性較大、延遲時(shí)間較長的特點(diǎn),可以采用PI控制算法. 抽油桿運(yùn)動(dòng)速度的階躍響應(yīng)如圖9所示.

由圖9可知,延遲時(shí)間τ=0.5 s,慣性時(shí)間常數(shù)T=2.2 s,放大系數(shù)K=6,則

(25)

(26)

PID控制以抽油桿實(shí)際速度與規(guī)劃速度之差作為反饋量,電機(jī)轉(zhuǎn)速作為輸出量. 加入PID控制后的抽油桿位移和速度響應(yīng)曲線如圖10、11所示.

圖9 抽油桿速度階躍響應(yīng)曲線Fig.9 Velocity step response curve of sucker rod

圖10 PID控制抽油桿位移曲線Fig.10 Displacement curve of sucker rod with PID controller

圖11 PID控制抽油桿速度曲線Fig.11 Velocity curve of sucker rod with PID controller

由圖10、11可知,經(jīng)過PID調(diào)節(jié)后抽油桿的最大行程約為5.0 m,最大速度約為0.6 m/s,運(yùn)動(dòng)周期為20 s. 與無PID控制工況下的位移、速度曲線相比,抽油桿行程誤差明顯減小,運(yùn)動(dòng)速度有一定的波動(dòng),但幅度減小為0.05 m/s. 抽油桿實(shí)際位移、速度與規(guī)劃位移、速度更接近,抽油桿運(yùn)動(dòng)速度可以較好地跟隨電機(jī)輸出轉(zhuǎn)速,沒有形成較大沖擊,滿足試油試采要求.

圖12 液壓系統(tǒng)壓力變化曲線Fig.12 Pressure change curve of hydraulic system

液壓系統(tǒng)的壓力p變化曲線如圖12所示. 可以看出,在正常工作過程中,液壓系統(tǒng)壓力為21.9～24.3 MPa,變化范圍在9.88%,屬于蓄能器的正常工作范圍. 液壓馬達(dá)輸出力矩與系統(tǒng)壓力成正比,最大輸出力矩為622 N·m,最小輸出力矩為561N·m.在實(shí)際運(yùn)行中,當(dāng)液壓系統(tǒng)由于泄漏的原因?qū)е聣毫^低時(shí),由補(bǔ)油泵向蓄能器內(nèi)加壓；當(dāng)液壓系統(tǒng)壓力過高時(shí),溢流閥開啟,使系統(tǒng)壓力降低,從而保證液壓系統(tǒng)壓力穩(wěn)定在設(shè)定范圍內(nèi).

根據(jù)前述計(jì)算所得的驅(qū)動(dòng)力及速度規(guī)劃,主驅(qū)動(dòng)電機(jī)的理論功率為

P=F1v=30 kW.

(27)

在無配重工況下,主驅(qū)動(dòng)力為懸點(diǎn)最大載荷,即Fu=140 kN. 此時(shí)系統(tǒng)主驅(qū)動(dòng)電機(jī)的理論功率為

P′=Fuv=84 kW.

(28)

由式(27)、(28)可知,采用液壓平衡配重可以使系統(tǒng)主驅(qū)動(dòng)電機(jī)功率下降64.3%. 對(duì)電機(jī)輸出功率進(jìn)行仿真,可得如圖13所示的功率曲線.

圖13 電機(jī)輸出功率曲線Fig.13 Output power curve of motor

由圖13可以看出,當(dāng)系統(tǒng)中加入配重時(shí),電機(jī)輸出平均功率約為30 kW,最大輸出功率約為38 kW. 在理想狀態(tài)下,上沖程和下沖程中電機(jī)功率基本相同. 在無配重工況下,上沖程電機(jī)做正功,輸出平均功率為85 kW,最大輸出功率約為110 kW；下沖程時(shí)電機(jī)做負(fù)功,輸出平均功率約為25 kW,最大輸出功率約為30 kW. 采用液壓泵/馬達(dá)作為配重,系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)電機(jī)平均功率下降55 kW,液壓平衡配重的節(jié)能效果顯著. 當(dāng)使用液壓平衡配重時(shí),上、下沖程中電機(jī)均做正功；在無配重條件下,當(dāng)抽油桿處于下行程時(shí),電機(jī)提供阻力矩,負(fù)載帶動(dòng)電機(jī)做負(fù)功,從而對(duì)電網(wǎng)或發(fā)電設(shè)備造成沖擊.使用液壓平衡配重可以減小系統(tǒng)裝機(jī)功率,改善驅(qū)動(dòng)電機(jī)運(yùn)行條件,減少對(duì)電力系統(tǒng)的影響.無論是否采用平衡配重,在進(jìn)行試油試采作業(yè)時(shí)電機(jī)均需頻繁啟停,功率變化較大,會(huì)對(duì)電機(jī)壽命造成一定的影響.

4 結(jié) 論

(1) 所設(shè)計(jì)的基于液壓平衡的試油試采系統(tǒng)能夠滿足試油試采作業(yè)對(duì)沖程沖刺的要求,通過系統(tǒng)的閉環(huán)PID控制,可以使試油試采過程抽油桿位移較好地?cái)M合預(yù)設(shè)梯形速度曲線,提升了作業(yè)效率.

(2) 利用液壓平衡回路作為配重對(duì)負(fù)載削峰填谷,通過在下沖程時(shí)將主電機(jī)輸出能量和抽油桿勢能回收,并在上沖程時(shí)釋放,可以將主驅(qū)動(dòng)電機(jī)功率降低64.3%；電機(jī)運(yùn)行工況得到有效的改善,減小了對(duì)電力系統(tǒng)的沖擊.

(3) 本文的數(shù)學(xué)模型對(duì)開關(guān)磁阻電機(jī)和液壓泵/馬達(dá)輸出力矩進(jìn)行簡化,未考慮兩者輸出力矩的脈動(dòng).開關(guān)磁阻電機(jī)輸出力矩脈動(dòng)頻率約為500 Hz,脈動(dòng)率約為25.46%[12]；液壓泵/馬達(dá)輸出力矩脈動(dòng)頻率約為175 Hz,脈動(dòng)率約為2.53%[11].進(jìn)一步的研究可以將電機(jī)和泵/馬達(dá)的模型細(xì)化,得出電機(jī)和泵/馬達(dá)的輸出力矩變化對(duì)系統(tǒng)造成的影響.

[1] 魏新.移動(dòng)式試油試采舉升裝置電液控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)研究[D].杭州：浙江大學(xué),2008. WEI Xin. Design of electrohydraulic control system of traveling test-oil and test-tree lift equipment [D]. Hangzhou: Zhejiang University, 2008.

[2] 張彥廷,孫緒振,張恩強(qiáng),等.液壓抽油機(jī)關(guān)鍵參數(shù)分析及節(jié)能研究[J].機(jī)床與液壓,2009, 37(10): 80-82. ZHANG Yan-ting, SUN Xu-zhen, ZHANG En-qiang, et al. Analysis on key parameters and the research oil energy saving for hydraulic pumping unit [J]. Machine Tool and Hydraulic, 2009, 37(10): 80-82.

[3] 方仁杰,朱維兵.抽油機(jī)歷史現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢分析[J].鉆采工藝,2011, 34(2): 60-63. FANG Ren-jie, ZHU Wei-bing. Analysis on history and development trend of pumping unit [J]. Drilling and Production Technology, 2011, 34(2): 60-63.

[4] 黃永平,郭凱,金玉善.調(diào)壓式抽油機(jī)節(jié)能控制器的研究[J].電子學(xué)報(bào),2013, 41(4): 828-832. HUANG Yong-ping, GUO Kai, JIN Yu-shan. Research on voltage regulating energy saving controller of pumping unit [J]. Acta Electronica Sinica, 2013,41(4): 828-832.

[5] 范文明,宋錦春.新型節(jié)能液壓抽油機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造, 2014(7): 68-71. FAN Wen-ming, SONG Jin-chun. Design of a new energy-saving driving system for oil pumping unit [J].Machinery Design and Manufacture, 2014(7): 68-71.

[6] 周廣清.低矮型長沖程節(jié)能抽油機(jī)的研制及應(yīng)用[J].石油機(jī)械,2014, 42(3): 88-91. ZHOU Guang-qing. Development and application of low-size long-stroke pumping unit [J]. China Petroleum Machinery, 2014, 42(3): 88-91.

[7] MORIDIS G J, SILPNGARMLERT S, REAGAN M T, et al. Gas production from a cold, stratigraphically-bounded gas hydrate deposit at the Mount Elbert gas hydrate stratigraphic test well, Alaska North Slope: implications of uncertainties [J]. Marine and Petroleum Geology, 2011, 28(2): 517-534.

[8] LüCKMANN A J, ALVES M V C, JR J R B. Analysis of oil pumping in a reciprocating compressor [J].Applied Thermal Engineering, 2009, 29(14): 3118-3123.

[9] LU Q F, FAN C Z, YE Y Y, et al. A high torque density permanent magnet motor for oil pumping unit [J]. Journal of Applied Physics, 2008, 103(7): 1-3.

[10] LEA J F. What’s new in artificial lift [J]. World Oil, 2003, 204(5): 31-36.

[11] 聶松林,李壯云,余祖耀.軸向柱塞式液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)矩特性的理論研究[J].液壓與氣動(dòng),2002(7): 7-10. NIE Song-lin, LI Zhuang-yun, YU Zu-yao. Study on torque characteristic of axial piston hydraulic motor [J]. Chinese Hydraulics and Pneumatics, 2002(7): 7-10.

[12] 張慧英,汪旭東,高彩霞.開關(guān)磁阻電機(jī)轉(zhuǎn)矩脈動(dòng)最小化研究[J].微電機(jī),2009, 42(9): 15-17. ZHANG Hui-ying, WANG Xu-dong, GAO Cai-xia. Study of minimization of torque ripple in SRM drives [J]. Micromotors, 2009, 42(9): 15-17.

Modeling and simulation of well test and production test system based on hydraulic balance

ZHAO Peng-yu1, CHEN Ying-long1, SUN Jun2, ZHOU Hua1

(1.StateKeyLaboratoryofFluidPowerTransmissionandControl,ZhejiangUniversity,Hangzhou310027,China;2.LiaoheOilfieldCompanyDrillingandProductionProcessResearchInstitute,Panjin124000,China)

A movable well test and production test system was proposed according to the characteristics and requirements of well test and production test. The system used switched reluctance motor as main drive motor, hydraulic pump / motor and accumulator as counterweight. The counterweight stored potential energy of the sucker rod and output energy of the main drive motor during the down stroke, and released them out during the upstroke to lift the sucker rod together with the main drive motor. Using lumped mass method, the simplified system can be regarded as a model which contains three mass and two couplings. The dynamic model of the system was established. The dynamic characteristics, including the displacement and speed of the sucker rod, the pressure of the hydraulic system and the motor power, were obtained by Simulink simulation. The simulation results show that the stroke, jig frequency and other characteristics meet the requirements of well test and production test. The system can improve energy utilization rate, and reduce installed power by 64.3%. The main drive motor doesn’t provide resistance moment, and the operation conditions are improved, which reduces the impact on the power system. The system is with high integration and easy to transport.

well test and production test; hydraulic balance; dynamic model; Simulink simulation

2015-03-21. 浙江大學(xué)學(xué)報(bào)(工學(xué)版)網(wǎng)址： www.journals.zju.edu.cn/eng

浙江省重點(diǎn)科技創(chuàng)新團(tuán)隊(duì)自主設(shè)計(jì)資助項(xiàng)目(2013TD01).

趙鵬宇(1990—),男,博士生,從事流體傳動(dòng)與控制的研究. ORCID: 0000-0002-0514-2548. E-mail: zpy@zju.edu.cn 通信聯(lián)系人：周華,男,教授,博導(dǎo). ORCID: 0000-0001-8375-3291. E-mail: hzhou@sfp.zju.edu.cn

10.3785/j.issn.1008-973X.2016.04.008

TH 137

A

1008-973X(2016)04-0650-07