聚合物驱抽油机井参数优化设计研究
聚合物驱抽油机井参数优化设计研究摘 要抽油机井举升方式是目前油田应用最广泛的机械采油方式。为保持抽油机井举升系统高效节能工作，随着开发的深入，必须针对油藏产能、生产水平、地面地下等生产参数的变化，对生产井进行随时的地面与地下参数设计优化，改变抽汲参数和机杆泵组合。聚合物驱抽油机井参数优化设计针对聚驱抽油机井生产中存在的效率较低、能耗偏高以及杆管检泵问题严重的情况，以抽油机井系统效率为设计目标，分别建立了聚驱抽油机井产能预测模型、聚驱抽油机井杆柱优化设计模型、聚驱抽油机井拖动设备功率设计模型，同时修正完善了聚驱条件下的抽油机井摩阻载荷计算模型，并给出了相关约束条件。聚合物驱抽油机井参数优化设计模型在对传统经验模型进行聚合物驱影响的校正基础上，以能耗指标和系统效率指标等油井经济运行指数为目标函数，对抽油系统中的能量消耗进行了分解计算，并从现场试验中进行验证，充分结合了油井实际生产水平的变化，从而优选机杆泵和抽汲参数组合。通过应用喇嘛甸油田抽油机井的数据，对软件所采用的数学模型进行了检验，并对系统效率低、能耗偏高的聚驱抽油机井进行了参数优化设计，达到了明显的节能增效的目的。
关键词：聚合物驱；抽油机井；系统效率；优化设计 AbstractToday, the rod pumping is the predominance mechanical recovery mode in world petroleum production. With oilfield development, to make the rod pumping system work with highly efficient and energy-saving in the polymer flooding, some producing parameters will change such as layer pressure, gas-oil ratio and water cut etc, which will induce the system uncoordinated work. So the low efficient sucker rod pumping well in polymer flooding must be optimizing designed by optimizing the pumping parameter and pumping unit-rod-pump combination. Many problems has been put forward in polymer flooding wells than which in water flooding wells since polymer wells put into production in Daqing oil field. By analyzing systematic characteristic of pumping well, on the basis of nodal analysis of overall pumping well system, by researching inflow performance relationship, multiphase piping flow in wellbore, parametric properties of oil-gas-water, pumping parameter ,well track, complexity of suck rod string and sliding friction force for suck rod with tube, thus formulae is established for Sucker-Rod pumping, formation optimal design mathematical model suitable to optimizing design the suck-rod pumping system, design soft is compiled. Passing Calculated result is basically matched with that of actual well conditions.Applying to the actual producing data of 20 well in Lamadian oil flied to check the mathematical model and the accuracy of program, the simulation calculation result is coincidence with the actual state. The software can well direct the work of oil field.
Key words: the polymer flooding; rod pumping system; the efficiency of suck-rod pumping system; optimizing design 目 录第1章 概 述 11.1 研究聚合物抽油机井参数优化设计的意义 11.2 本文的主要研究内容 2第2章 有杆泵采油系统设计 32.1 油井流入动态 32.2供采协调匹配 52.3泵挂深度设计 72.4合理泵径的确定 82.5抽油杆杆柱设计 92.6抽油机悬点载荷计算 112.7抽油机平衡、扭矩与功率计算 192.8系统效率的计算 26第3章 聚驱抽油机井参数优化设计模型 283.1已知变量 283.2约束条件 283.3抽汲效率模型的建立 293.4能耗预测模型的建立 323.5投资优化模型的建立 333.6其他修正模型 33第4章 程序功能与流程结构 364.1软件的流程结构 364.2软件开发及系统运行要求 364.3工程及模块介绍 37第5章 实际应用效果 40第6章 结 论 43参考文献 44致 谢 223
聚合物驱抽油机井参数优化设计研究|气田试井论文|免费论文第1章 概 述1.1 研究聚合物抽油机井参数优化设计的意义 聚合物驱在大庆油田已进入到了工业化推广应用阶段。聚合物驱见效后，油井产量大幅度增加，证明了聚合物具有较好的驱油效果。与此同时，也给采油工艺上带来了许多新的难题，如抽油机上下冲程悬点载荷差距大，使得抽油机工作不平衡，抽油杆受力状况变差，杆断率增加等等。因此，为了保证聚合物驱的顺利实施，必须开展与聚合物驱相适应的采油工艺理论研究。随着高含水后期油田的开发，油田产油量的下降，产液量及注水量相对持平，但含水率上升，单位能耗逐年呈上升趋势是不可避免的，原油生产过程中的耗电费用在原油生产成本中的比例逐年上升，统计表明，已由“九五”初期的10％左右上升到目前的20％以上，而机采井能耗约占油田生产耗电的30%，是油田的主要耗能系统之一。从2001年开始，油田公司要求对抽油机井进行能耗普测，测试结果表明，抽油机井平均系统效率为24.55%，仍处于较低水平。“大马拉小车”现象十分严重，其中约1400口抽油机没有采取节能措施。另外，随着油田进入高含水开采、三次加密调整和聚驱开发，单井产量逐年调整，综合含水上升，沉没度下降，供排矛盾突出。因此，开展抽油机井节能降耗、提高系统效率和抽汲参数整体优化设计具有十分重要的意义。抽油机井系统效率是衡量有杆泵系统生产与能耗水平的综合性指标。按油田公司对用抽油机井进行能耗普测的要求，经2001、2002年对喇嘛甸油田在用抽油机井现场测试表明，截止2002年底，抽油机井平均系统效率24.55%，仍处于较低水平，其中约1400口抽油机井没有采取节能措施。目前的有杆泵系统设计技术已不能满足油田成本经济投入、生产低耗运行的要求。因此，开展抽油机井节能降耗、提高系统效率和抽汲参数优化设计具有重要意义，也是油田进行低成本开发的一项重要举措。目前聚驱抽油机井受杆柱设计问题影响，不仅生产运行成本高、效率低，而且杆柱偏磨问题也严重影响检泵指标。聚驱井杆柱设计暴露出的问题日益严重。国内目前的杆柱设计方法比较传统，且针对性不强，直接应用于喇嘛甸油田聚驱井存在一定的局限性。因此，立足于油田实际，开展以聚驱抽油机井为对象的研究，优化抽油机井机、杆、泵设计，对提高聚驱抽油机井系统效率水平，延长聚驱抽油机井检泵周期、降低维护性作业成本及综合返工率等具有重要意义。1.2 本文的主要研究内容聚合物驱抽油机井参数优化设计针对聚驱抽油机井生产中存在的效率较低、能耗偏高以及杆管检泵问题严重的情况，本文以抽油机井系统效率为设计目标，分别建立了聚驱抽油机井杆柱优化设计模型、聚驱抽油机井拖动设备功率设计模型，同时修正完善了聚驱条件下的抽油机井摩阻载荷计算模型，并给出了相关约束条件。聚合物驱抽油机井参数优化设计模型在对传统经验模型进行聚合物驱影响的校正基础上，以能耗指标和系统效率指标等油井经济运行指数为目标函数，对抽油系统中的能量消耗进行了分解计算，并从现场试验中进行验证，充分结合了油井实际生产水平的变化，从而优选机杆泵和抽汲参数组合。本文主要研究内容包括以下几个方面：（1）在充分调研油田聚驱油井实际状况的基础上，对有杆泵抽油系统进行了全面的分析，针对聚驱抽油机井特点进行了相关模型的修正和完善。（2）建立了聚驱抽油机井各系统的计算模型，能够根据油藏、生产和设备参数对抽油机井系统进行模拟计算。（3）针对抽汲参数配置和系统设计不当的聚驱抽油机井，以整个系统的效率为优化的目标，合理地选择设备的运行参数，具有很强的实用性和可操作性，可以实现聚驱油井的系统优化设计。（4）开展了聚驱抽油机井室内模拟和现场试验，对理论模型和系统参数间相互影响的关系进行了实际验证
聚合物驱抽油机井参数优化设计研究第2章 有杆泵采油系统设计游梁式抽油机有杆泵采油是有杆泵采油系统中最重要的，主要通过抽油机悬点的往复运动，通过抽油杆将地面动力传递给井下柱塞泵，以此将井下液体举升到地面。2.1 油井流入动态准确预测油井产能是确定油井合理工作制度的依据，也是分析油井动态的基础。2.1.1 单向液流测试点的井底流压大于堡和压力时，油藏内为单相液体渗流，油井产能可按下式计算： （2-1） （2-2）式中 qL—产液量，m3/d；pwf—井底流压，MPa；JL—产液指数，m3/(dMPa)；qLtest—测试产液量，m3/d； —地层平均压力，MPa；pwftest—测试压力，MPa。2.1.2油气水三相渗流IPR方程对于注水开发的油藏，油气水三相同时存在。Petrobras根据油流Vegol方程，从几何学角度导出油气水三相渗流时的IPR曲线及井底流压和采油指数计算式。Petrobras方法计算综合IPR曲线的实质是按含水率取纯油IPR曲线和水IPR曲线的加权平均分子值。当已知测试点计算采液指数时，可按产量加权平均；当预测产量或流压时，可按流压加权平均。 （2-3） （2-4） （2-5）若0
聚合物驱抽油机井参数优化设计研究1—IPR曲线；2—H~P曲线；3—P~ŋ曲线图2-1 井泵参数选择的协调原理
根据所建立的三条压力分布曲线，将三条曲线处理后可以绘制在一个图上。综合三条曲线，建立联立方程可求解其中参数。在上图中，L轴为油管深度；P轴为井底流压及垂直管压力；Q轴为油层产量及排液量；p轴是三条曲线的公用轴。由于p轴和Q轴的公用，给三条曲线建立方程关系创造了条件，求解时，依据四个协调条件：当pr(IPR) = pr (t)，即油井渗流特性曲线上的流压，等于垂直管流曲线上的井底流压。当P=P吸，即垂直管流曲线泵口处的压力，等于泵抽曲线上的泵吸入口压力。 当ΔPr=ΔP’，即泵吸入口到油层中部这段液柱在正常生产条件下产生的压力降，必须等于渗流特性曲线上的流压与泵吸入口处的压力差(A-B)。当Q(IPR)=Q泵（C点），即地层产液量体积(Q(IPR))和泵抽排液体积(Q泵)必须相等。保证油井稳定生产必须满足以上四个协调条件。
在低渗透油田油井产能受岩石渗透率的影响。岩石的渗透率体现了岩石的综合导流能力，它的高低决定了地层流体的渗流情况。2.3泵挂深度设计抽油泵的吸入口压力常低于饱和压力，因此总有气体进泵。气体进泵占据部分泵筒空间，必然减少进泵液体的量，并导致液体不能充满泵筒，从而使得泵效降低。当气体影响严重时，由于气体在泵内的压缩和膨胀，使得吸入阀无法打开而抽不出油，这种现象称为“气锁”。气体对泵效的影响程度常用泵的充满系数来反映，充满系数β是指每冲次吸入泵内的原油(或液体)的体积与活塞让出容积之比，即 (2－14)令K=Vs/Vp，上式可改写为： (2－15)式中 K—泵余隙比；R—经泵生产的气液比，m3/m3。由上式可知，减小气体影响可减小余隙比和气液比，是提高充满系数的重要途径。泵内条件下的气液比可表示为： (2－16)若忽略泵的余隙，充满系数可表示为泵吸入压力的函数。 (2－17) (2－18)由上式便可作出充满系数β与沉没压力(相当于下泵深度)ps的关系曲线。由此作为优选下泵深度的依据。根据泵沉没压力P、利用计算管流压降的Beggs-Brill方法计算井底流压，根据井底流压可以作为泵挂深度设计的基本依据： (2－19)2.4合理泵径的确定合理的泵径是地层与井筒协调生产的关键因素。泵的排量可表示为： (2－20)式中 Q—泵排液量，t/d； D—泵径，m;； S—冲程，m； N—冲次，min-1； ηv—泵效。整理得： (2－21)式中 fp—柱塞面积，m2； δ—柱塞间隙，m。根据我国抽油机、抽油杆、抽油泵设备制造水平，其推荐值为SN=20~40（m•spm），因此泵径可按下式计算： (2－22)
表2-1 活塞与衬套的配合间隙选择配合等级 配合尺寸，mm 适 用 条 件一 级 0.02-0.07 下泵深度大，含砂少，粘度较低的油井二 级 0.07-0.12 含砂不多的油井三 级 0.12-0.17 含砂多，粘度高的浅井
抽油泵的间隙选择应保证抽油泵有良好的润滑条件和较小摩擦损耗，又能使漏失量减小，以提高泵效。2.5抽油杆杆柱设计抽油杆柱的组合尺寸直接影响到抽油系统的效率，经济安全合理设计抽油杆柱，其技术关键在于正确地计算各级杆柱的载荷。2.5.1强度条件抽油杆柱工作是承受着交变载荷，因此，在抽油杆内产生了由 到 的非对称循环应力： ； 式中 —抽油杆最大应力，Pa； —抽油杆最小应力，Pa； —抽油杆最大载荷，N； —抽油杆最小载荷，N； —抽油杆横截面积，m2。在交变载荷作用下，抽油杆柱往往是由于疲劳而发生破坏，而不是在最大拉应力下破坏，因此抽油杆柱必须按照疲劳强度来计算。应用Goodman应力修正图可计算抽油杆的最大需用应力。其中σr代表材料的最小抗拉强度，阴影部分为抽油杆应力允许使用的安全区，根据各级杆的最小应力，就可以查出许用最大应力或用下式计算第i级抽油杆柱上端的许用应力。 (2－23)式中 —许用最大应力，N/m2； —实际工作最小应力，N/m2； —抽油杆的最小抗拉强度，N/m2；SF—工作介质常数，即考虑到液体腐蚀因素而附加的系数。
表2-2 抽油杆的使用系数使 用 介 质 API D 级杆 API C 级杆无腐蚀性 1．00 1．00矿 化 水 0．90 0．65含硫化氢 0．70 0．50
图2-3 修正古德曼应力图
要保证抽油杆柱不发生疲劳破坏，抽油杆柱的最大应力不应超过上式计算的许用最大应力 ，即： 通过计算抽油杆柱强所允许的悬点最大载荷的公式，可确定在一定抽汲参数和设备下抽油杆的允许下入深度，或者在一定泵深度下使抽油杆不超载的组合。抽油杆的许用应力不仅和杆的材料以及抽汲流体的腐蚀性有关，而且与所受的最小应力有关，即修正古德曼图和公式给出的是许用应力范围。所以在抽油杆柱设计及应力分析中常采用应力范围比 ，即： (2－24)式中 —许用应力范围； —抽油杆的应力范围。2.5.2 抽油杆设计方法步骤通常人们把确定抽油杆柱组合称为抽油杆柱设计，其具体设计计算步骤为：
聚合物驱抽油机井参数优化设计研究（1）根据下泵深度及泵径，假设一液柱载荷 ；（2）给最大和最小载荷分别赋初值： ； ；（3）给定最下级抽油杆直径 ，取计算段长度为 ，以抽油泵为计算段的起点，其距油层中部的高度为 ；（4）计算段上端距油层中部的高度为 ，则该计算段的中心距油层中部的高度为 ；（5） 计算该段中心 处的井温以及原油与混合物的粘度； （6) 求该段的最大载荷增量 和最小载荷增量 ，并进行累积： ； ； ； （7) 校核该段抽油杆，如不满足强度，则将抽油杆直径增大为 ，返回步骤（4)重新计算该段；如满足强度条件，则取起点 ，返回步骤（4)继续计算上一段，直到井口为止； （8) 计算液柱载荷 ，并与假设的液柱载荷 比较，如满足精度要求，则计算结束；否则重新假设液柱载荷 ，返回步骤（2)再次计算。 2.6抽油机悬点载荷计算抽油机在工作时悬点所承受的载荷，是进行抽油设备选择及工作状况分析的重要依据。因此，在进行抽油设备选择之前，必须掌握抽油机悬点载荷的计算方法。2.6.1悬点承受的载荷抽油机在正常工作时，悬点所承受的载荷根据其性质可分为静载荷、动载荷以及其它载荷。静载荷通常是指抽油杆柱和液柱所受的重力以及液柱对抽油杆柱的浮力所产生的悬点载荷；动载荷是指由于抽油杆柱运动时的振动、惯性以及摩擦所产生的悬点载荷；其它载荷主要有沉没压力以及井口回压在悬点上形成的载荷。（1）抽油杆柱的重力产生的悬点静载荷抽油杆柱所受的重力在上、下冲程中始终作用在悬点上，其方向向下，故增加悬点载荷。上冲程中抽油杆柱的重力作用在悬点的载荷为： （2-25）式中 —抽油杆柱的重力，N； —抽油杆(钢)密度， =7850 ； —重力加速度，取9.807 ； —抽油杆截面面积， ； —抽油杆柱长度, 。 下冲程中抽油杆柱受液体的浮力，作用在悬点的载荷为 （2-26）式中 —抽油杆柱在液体中的重力，N； —抽汲液的密度， 。（2）液柱的重力产生的悬点载荷在上冲程中，液柱的重力经抽油杆柱作用于悬点，其方向向下，使悬点载荷增加，其值为： （2-27）式中 —上冲程中由液柱的重力产生的悬点载荷，N； —活塞截面积， 。 在下冲程中，液柱的重力作用于油管上，因而对悬点载荷没有影响。 （3）振动载荷与惯性载荷抽油机从上冲程开始到液柱载荷加载完毕，这一过程称之为初变形期。初变形期之后，抽油杆才带动活塞随悬点一起运动。抽油杆柱本身是一个弹性体，在周期性交变力的作用下做周期性变速运动，因而将引起抽油杆柱做周期性的弹性振动。这种振动还将产生振动冲击力，这个力作用于悬点上便形成振动载荷。同时，变速运动将产生惯性力，作用于悬点上便形成惯性载荷。 据资料和实践表明，液柱载荷一般都不会在活塞上(即抽油杆下端)产生明显的振动载荷，因此，在下面的讨论中忽略了液柱的振动载荷。 ①抽油杆柱的振动引起的悬点载荷 在初变形期末激发起的抽油杆柱的纵向振动，可用一端固定、一端自由的细长杆的自由纵振动微分方程来描述 （2-28）式中 —抽油杆柱任一截面的弹性位移，m； —自悬点到抽油杆柱任意截面的距离，m； —弹性波在抽油杆柱中的传播速度，等于抽油杆中的声速， ； —从初变形期末算起的时间， 。 假定悬点载荷在初变形期的变化接近于静变形，沿杆柱的速度按直线规律分布，则微分方程的初始条件和边界条件分别为： 初始条件 ； 边界条件 ； 式中 —初变形期末抽油杆柱下端(活塞)相对于悬点的运动速度。根据分离变量法，在以上初始条件和边界条件下，方程组的解为 （2-29）式中 —抽油杆柱自由振动的固有频率， = 。抽油杆柱的自由纵振动在悬点处产生的振动载荷 为 （2-30）式中 —抽油杆材料的弹性模量。由上式可看出，悬点的振动载荷是 的周期性函数，其周期为2 。初变形期末激发的抽油杆柱的自由纵振动，在悬点处产生振动载荷的振幅，即最大振动载荷为 （2-31） 最大振动载荷发生在 , ...处。但实际上由于存在阻尼，振动将会随时间逐渐衰减，故最大振动载荷发生在 处，出现最大振动载荷的时间则为 （2-32） ②抽油杆柱与液柱的惯性产生的悬点载荷 驴头带动抽油杆柱和液柱做变速运动时存在加速度，因而将产生惯性力。如果忽略抽油杆柱和液柱的弹性影响，则可以认为抽油杆柱和液柱各点和悬点的运动规律完全一致。抽油杆柱与液柱的惯性力的大小与其质量和加速度的乘积成正比，方向则与加速度方向相反。 由前面分析知道，悬点在接近上、下死点时加速度最大，因此，惯性载荷也在接近上、下死点时达到最大值。并且，惯性载荷在上死点附近方向向上，减小悬点载荷；在下死点附近方向向下，增加悬点载荷。 如果采用曲柄滑块机构模型来计算加速度，抽油杆柱和液柱在上、下冲程中产生的最大惯性载荷值分别为 （2-33） （2-34） （2-35）式中 , —抽油杆柱和液柱在上冲程中产生的最大惯性载荷，N； —抽油杆柱在下冲程中产生的最大惯性载荷，N； —油管过流断面扩大引起液柱加速度降低的系数，可由下式计算： ；式中 —油管的过流断面面积。 实际上，由于抽油杆柱和液柱的弹性，抽油杆柱和液柱各点的运动与悬点的运动并非一致，因此，上述按悬点最大加速度计算的惯性载荷将大于实际值。下面讨论考虑抽油杆柱的弹性时，抽油杆柱产生的惯性载荷。 初变形期末抽油杆柱随悬点做变速运动，必然会由于强迫运动而在抽油杆柱内产生附加的惯性载荷。惯性载荷的大小取决于抽油杆柱的质量、悬点加速度及其在杆柱上的分布。为了讨论问题方便，将悬点运动近似地看做简谐运动。这时，悬点运动的加速度为 （2-36）式中 —悬点加速度； —从悬点下死点算起的上冲程时间。 抽油杆柱上距悬点 处的加速度 为 （2-37） 在 处单元体上的惯性力 为单元体的质量 与加速度 的乘积，即 （2-38）对式(2－38)求积分，可得任一时刻作用在整个抽油杆柱上的总惯性力 为 （2-39） 考虑到弹性波在抽油杆中的传播速度 ，则上式的解为 （2-40）由此看出：抽油杆柱的惯性力并不正比于加速度的瞬时值，而是正比于在时间 期间内悬点速度的增量。当 时，抽油杆柱的惯性力随 而减小；当 时，抽油杆柱的惯性力等于零；当 时，惯性力将改变方向，并且随 而增大。 （4）摩擦载荷 抽油机在工作时，作用在悬点上的摩擦载荷由以下五部分组成。 ①抽油杆柱与油管的摩擦力该摩擦力 在上、下冲程中都存在，其大小在直井内通常不超过抽油杆重量的1.5％。其表达式为
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式中： 为抽油杆柱与油管的摩擦力； 为抽油杆柱在空气中的质量。 （2-42）式中： 为抽油杆级数； 为抽油杆柱直径； 为抽油杆长度。 ②柱塞与衬套之间的摩擦力该摩擦力 在上、下冲程中都存在，一般泵径不超过70 mm时，其值小于1717 N，其值可由下式计算确定： （2-43）式中 ΔP—柱塞两端的压差；δ—柱塞与衬套之间的径(直径)向间隙；μ—液体粘度；ε—偏心比； —柱塞与衬套之间的摩擦力；L—柱塞长度。 ③抽油杆柱与液柱之间的摩擦力 抽油杆柱与液柱之间的摩擦发生在下冲程，其摩擦力的方向向上，是稠油井内抽油杆柱下行遇阻的主要原因。阻力的大小随抽油杆柱的下行速度而变化，其最大值可近似确定为 （2-44）式中 —抽油杆柱与液柱之间的摩擦力，N； —井内液体的动力粘度，Pa•s； —油管内径与抽油杆直径之比， ； —油管内径， ； —抽油杆直径， ； —抽油杆柱最大下行速度， 。 可按悬点最大运动速度来计算，当把悬点简化成简谐运动时可得 由式(2－44)看出，决定 的主要因素是井内液体的粘度及抽油杆柱的运动速度。因此，在抽汲高粘度液体时，往往采用低冲次、长冲程工作方式。 ④液柱与油管之间的摩擦力 液柱与油管之间的摩擦力发生在上冲程，其方向向下，故增大悬点载荷。资料表明，下冲程杆柱与液柱的摩擦力 约为液柱与油管间摩擦力 的1.3倍。因此，可根据 来估算 （2-45） ⑤液体通过游动阀的摩擦力 在高粘度大产量油井内，液体通过游动阀产生的阻力往往是造成抽油杆柱下部弯曲的主要原因，对悬点载荷也会造成不可忽略的影响。液流通过游动阀时产生的压头损失为 （2-46）式中 —液体通过游动阀的压头损失， ； —液体通过阀时的流速， ； —重力加速度， ； —活塞运动速度， ； —活塞截面积， ； —阀孔截面积， ； —阀流量系数，对于常用的标准型阀，可根据雷诺数 查标准型阀的流量系数图。其中 式中 —阀孔径, ； —液体的运动粘度， 。 如果把活塞运动看成简谐运动，则式(2－46)可写成 （2-47） 由液流通过游动阀的压头损失而产生的活塞下行阻力为 （2-48） （5）其它载荷 除上述各种载荷以外，还有如沉没压力和管线回压产生的载荷等都会影响到悬点载荷。沉没压力的影响只发生在上冲程，它将减小悬点载荷。液流在地面管线中的流动阻力所造成的井口回压，将对悬点产生附加载荷，其性质与油管内液体的作用载荷相同，即上冲程中增加悬点载荷，下冲程中减小悬点载荷。因二者可以部分抵消，一般计算中常可忽略。2.6.2悬点的最大和最小载荷 抽油机在上、下冲程中悬点载荷的组成是不同的。最大载荷和最小载荷的计算式分别为上冲程 （2-49）下冲程 （2-50）式中 , —悬点承受的最大和最小载荷，N； , —上、下冲程中井口回压造成的悬点载荷，N； , —上、下冲程中的最大摩擦载荷，N； —振动载荷，N； —上冲程中沉没压力产生的悬点载荷，N。 在下泵深度及沉没度不是很大，井口回压及冲数不很高的稀油直井内，常可以忽略 , , , , 及 。则最大和最小载荷分别简化为 （2-51） （2-52）令 则悬点所承受的最大和最小载荷公式可分别写成另一种形式 （2-53） （2-54）式中 —抽油杆在液柱中的重量，即抽油杆柱所受的重力与液体对其浮力之差，N； —占据整个油管流通面积的液体重量，亦为上、下冲程静载荷差，N； —光杆冲程， ； —冲次， 。2.7抽油机平衡、扭矩与功率计算2.7.1抽油机平衡计算当抽油机没有平衡装置时，由于上、下冲程中悬点载荷不均衡，满足上冲程负载要求的电动机在下冲程中将做负功，从而出现抽油机不平衡现象。不平衡将造成电动机功率的浪费，降低电动机的效率，缩短电动机及抽油装置的寿命，破坏曲柄旋转速度的均匀性。（1）平衡原理 要使抽油机在平衡条件下运转，就应使电动机在上、下冲程中都做正功且做功相等。最简单的方法便是在抽油机游梁后臂上加一重物，在下冲程中让抽油杆自重和电机一起来对重物做功，而在上冲程时，则让重物储存的能量释放出来和电动机一起对悬点做功，即 式中 , ——悬点在上、下冲程做的功； , ——电机在上、下冲程做的功； ——重物在下冲程储存的能量或重物在上冲程释放的能量。 要使抽油机工作平衡，则应使电机在上、下冲程中所做的功相等，即 = 则 即，为了达到平衡，在下冲程中需要对重物做的功和上冲程中需要重物释放的能量为 (2-55) 上式表明，为了使抽油机平衡运转，在下冲程中需要储存的能量应该是悬点在上、下冲程中所做功之和的二分之一。式(2-55)便是进行平衡计算的基本公式。（2）抽油机平衡计算 抽油机的平衡计算，就是在一定抽汲参数条件下，计算为使抽油机工作在平衡状态下所需要的平衡物的重量或确定一定平衡重量重物的位置。由于惯性载荷在上、下冲程所做的功等于零，因此在讨论悬点在上、下冲程中所做的功时，可以不考虑惯性载荷。 悬点在上、下冲程中所做的功分别为： （2-56） （2-57）将上面结果代入式(2－55)中得 （2-58） 对于不同平衡方式，重物储存能量的方式不同，因此平衡时所需要重物的重量也不同。 对于游梁平衡，重物在下冲程中所储存的能量为 。将其代入式(2－58)中可得平衡条件下重物的重量为 （2-59）式中 —抽油机本身的不平衡值，是折算到游梁平衡块重心位置上的附加平衡力。2.7.2抽油机曲柄轴扭矩计算 一定型号的抽油机所配置的减速箱都有其允许的最大扭矩，因此，抽油机在
聚合物驱抽油机井参数优化设计研究工作时，除了悬点的最大载荷要小于抽油机的许用载荷之外，还必须使曲柄轴上产生的实际扭矩应小于减速箱的许用扭矩。在一定条件下，减速箱的许用扭矩既限制着油井生产时所采用的最大抽汲参数，也限制着保证大参数生产所需要的电动机功率。 抽油机工作时，由悬点载荷及平衡重物在曲柄轴上造成的扭矩与电动机输入给曲柄轴的扭矩相平衡，因此，通过悬点载荷及平衡来计算曲柄轴扭矩，不仅可以检查减速箱是否在超扭矩条件下工作，而且可以用来检查和计算电动机功率的利用情况。 （1）计算扭矩的基本公式抽油机结构受力分析如图2－2所示，可从游梁系统和曲柄连杆系统两部分进行分析。
图2－2 抽油机几何尺寸与曲柄销受力图
分别在曲柄连杆系统和游梁系统中，取力矩平衡可得 (2-60) (2-61) (2-62)式中 ——悬点运动加速度； , ——分别为作用在曲柄销处的切线力和连杆的拉力，N； ——折算到曲柄上回旋半径 处的平衡重量，N。 由式(2－60)和式(2－61)消去 ，可求得复合平衡条件下的扭矩计算公式： (2-63)曲柄平衡抽油机， ，则扭矩计算公式为 (2-64)游梁平衡抽油机， ，则扭矩计算公式为 (2-65) 对于曲柄平衡的抽油机，公式(2－64)中的第一项表示悬点载荷 在曲柄轴上产生的扭矩，称之为油井负荷扭矩，用 表示，可写成 (2-66)令 则 称作扭矩因数或扭矩因子，即为悬点载荷在曲柄轴上造成的扭矩(负荷扭矩) 与悬点载荷 的比值。 式(2－64)中的第二项 表示曲柄及其平衡重在曲柄轴上造成的扭矩 ，称之为曲柄平衡扭矩，可写成 (2－67) 把曲柄轴上的负荷扭矩 与曲柄平衡扭矩 之差，称作净扭矩，用 表示为 (2－68)式中 ——曲柄最大平衡扭矩， 。 当考虑抽油机本身的结构不平衡时，公式(2－63)可写成 （2－69)式中 抽油机结构不平衡值，等于连杆与曲柄销脱开时，为了保持游梁处于水平位置而需要加在光杆上的力。 为了简化计算，可忽略游梁摆角 及游梁平衡重的惯性力矩产生的影响(一般计算误差不超过10％，扭矩峰值的误差小于5％)，则扭矩计算公式简化为复合平衡： (2－70)曲柄平衡： (2－71)游梁平衡： (2－72) （2）悬点位移与曲柄转角的关系 欲绘制扭矩曲线，需先求出悬点载荷 与曲柄转角 的变化关系，为此，可利用示功图中悬点载荷 与悬点位移 之间的关系，以及悬点运动规律中悬点位移 与曲柄转角 之间的关系，建立悬点载荷 与曲柄转角 的关系。 在研究悬点运动规律时，曾得出了悬点位移 随曲柄转角 变化的计算公式，因此，曲柄转角 同悬点位移 的关系式应是对 ～ 关系式求反函数。 由于 ～ 关系式的反函数很难直接求得，而用迭代方法求解的计算工作量大、较麻烦，因此，建议采用插值方法求解。 首先选定一定步长 ,预先计算出不同角 对应下的位移 的值，然后利用插值方法便可求出任一悬点位移 所对应的曲柄转角 的值。只要将计算步长选得充分小(一般选1°便足够了)，利用最为简单的线性插值方法进行计算，便足可以满足精度要求。 （3）扭矩因数计算在利用悬点载荷及平衡计算曲柄轴扭矩时，关键是计算扭矩因数 ，而由前面知，求 需计算角 和角 值。根据四连杆机构的几何关系， 和 可分别由下述两式求得 (2－73) (2－74)式中 ——游梁后臂 与铅垂线的夹角。 另外，由于 ，故可得 (2－75)这表明，用悬点运动速度 除以曲柄旋转角速度 也可得到扭矩因数 的值。 （4）计算最大扭矩公式 在实际生产中，计算曲柄轴的扭矩固然是很重要的，但由于扭矩是随曲柄转角的变化而变化，并且计算很麻烦，而在抽油技术设计和一般应用分析中，常常只需要知道曲柄轴的最大扭矩，因此多采用近似计算公式或经验公式计算最大扭矩。 ①计算最大扭矩的近似公式 当把抽油机悬点运动简化为简谐运动，并忽略抽油机系统的惯性和游梁摆角的影响，以及认为最大峰值扭矩发生在曲柄转角为 时，式(2－69)可变为 (2－76)将 代入式(2－76)，整理得 (2－77)令 值实际上是抽油机结构不平衡及平衡重物在悬点处产生的平衡力，它表示被实际平衡掉的悬点载荷值，因此，称之为实际有效平衡值。 为了使抽油机工作达到平衡状态，实际所需要的有效平衡值应为 (2－78) 为实际需要的有效平衡值。当 = 时，抽油机达到了平衡，即工作在平衡状态。 一般认为，最大扭矩与最大载荷出现在同一曲柄转角位置。由式(2－77)看出，当 或 ，并且不考虑悬点载荷 的变化时， 达到最大值。因此，将 和 以及 = 代入式(2－77)，整理得 (2－79) ②计算最大扭矩的经验公式
聚合物驱抽油机井参数优化设计研究|气田试井论文|免费论文前苏联拉玛扎诺夫(Р.A.Pамазанов)于1957年，根据类似于式(2－79)的近似公式和拉比诺维奇(А．М．Рабинович)的精确公式，利用一批实测示功图，分别计算了曲柄销处的切线力，并经回归分析得出了计算最大扭矩的经验公式(SI单位制) (2－80) 我国一些学者根据国内油井扭矩曲线的峰值，也建立了类似的经验公式(SI单位制) (2－81)2.7.3电动机的功率计算 选择电动机时，除了确定适合于抽油机工作特点的类型之外，还要确定适合各型抽油机工作能力的电动机容量，即功率大小。 已知传动效率 、冲次 、传动比 和电机转数 ，电机功率 与曲柄轴扭矩 关系为 (2－82) 由上式可得，需要的电动机功率为 (2－83) 曲柄轴扭矩在工作过程中是变化的，应当按均方根取其等值电流或等值扭矩来计算，即 (2－84) 所谓等值扭矩，就是用一个固定扭矩来代替变化的实际扭矩，使其电动机的发热条件相同，则此固定扭矩称为实际变化扭矩的等值扭矩(即均方根值)。它可由扭矩曲线来计算 (2－85) 对于抽油机来说，等值扭矩与最大扭矩之间存在一定关系，可以写成如下形式 式中 —不同方法确定的比例系数，简谐模型 =0.707。计算出电动机的功率后，在具体选择电动机的型号时，还应注意电动机的转数与皮带轮直径和冲次的配合，以及考虑电动机的超载能力和启动特性。2.8系统效率的计算2.8.1机械采油井的输入功率用指针式三项电能表测量时，用下式计算输入功率： (2－86)式中 P1—输入功率，Kw；np—有功电能表所转的圈数，r； K—电流互感器变比，常数； K1—电压互感器变比，常数； NP—有功电能表耗电为1 kW•h时所转圈数，r/( kW•h)； tP—有功电能表转nP圈所用时间，s。2.8.2 机械采油井的有效功率 (2－87)式中 Q—油井产液量，m3/d； H—有效扬程，m； ρ—油井液体密度，t/m3； g—重力加速度，g=9.8m/s2。2.8.3 有效扬程 (2－88)式中 H—有效扬程，m； Hd—油井动液面深度，m； PO—油管压力，MPa； Pt—套管压力，MPa。2.8.4 油井液体密度 (2－89)式中 fw—含水率； ρo—油的密度，t/m3； ρw—水的密度，t/m3。2.8.5光杆功率 (2－90)式中 A—示功图的面积，mm2；Sd—减程比，m/mm；fd—力比，N/mm；ns—光杆实测平均冲次，min-1 。2.8.6 抽油机井的地面效率 (2－91)2.8.7抽油机井的井下效率 (2－92)2.8.8 单井的系统效率 (2－93)
聚合物驱抽油机井参数优化设计研究|气田试井论文|免费论文第3章 聚驱抽油机井参数优化设计模型 以提高抽油机井系统效率、降低运行能耗为目标的聚驱抽油机井参数优化计算方法就是把抽油机井做为一个有机整体，在保证油井产量的条件下，以低投入和低能耗为目标，对抽汲参数进行优化设计，找出产液量、能耗和设备投入及运行状态的最佳经济结合点，减少能量传递和转化过程中的损失，以实现抽油机井的高效运行。提高系统效率主要分两部分，地面效率和井下效率。地面部分的能量损失发生在电动机、皮带、减速箱和四连杆机构中，井下部分的能量损失在盘根盒、抽油杆、抽油泵和管柱中。3.1已知变量产液量：Q，t/d；含水率：W，%；液面：h2，m；油气比：GOR，m3/m3；机型（冲程：S1、S2、S3，m）；防冲距：m，m；泵径：D，mm；杆径：d，mm，d1=Φ16mm，d2=Φ19mm，d3=Φ22mm，d4=Φ25mm；杆长：L1，L2，m；管径：G，mm；G1=Φ62mm；G2=Φ76mm；管长：L，m；从已知条件可知，在开展抽油机井参数优化设计前，可根据油井近期的生产状况或通过IPR曲线给出其合理的产液量和井底流压。3.2约束条件3.2.1杆柱强度校核条件抽油杆柱在工作中受不对称循环载荷作用，应满足疲劳强度条件即当量条件和最大许用应力强度条件。一是当量条件： (3－1)式中，σd—当量应力；σ-1—疲劳极限；[σd]—许用当量应力；K—安全系数。二是最大许用应力强度条件： (3－2)式中 SF—使用系数；σb—杆最小抗拉强度；σmin—最小循环应力；[σmax]—最大许用循环应力。3.2.2产液量预测约束条件抽油机井参数优化设计的前提是满足油井产量的前提下，即给定了产量和液面，并通过不同抽汲参数组合达到给定产量的同时保证能耗和投资最优，即产液量的约束条件为：（|Q预测- Q实|）/ Q实≤K式中 Q预测—预测日产量；Q实—实际日产量；K—误差系数，一般取K=0.02。3.3抽汲效率模型的建立主要以冲程、冲次、泵挂深度、泵型号、泵径为参数，在保证油井产量（即供液能力）的条件下，建立了井下管柱优化模型，通过多种抽汲参数组合，预测出产液量，在给定的误差范围内求得多种满足产量的抽汲组合方式。产液量主要受抽汲效率影响，而有效的抽汲效率主要是泵效率，由泵的实际冲程决定，其影响因素有三项，一是上下冲程中，液柱载荷变化使抽油杆柱产生的伸长量造成的冲程损失；二是液柱载荷使油管产生的伸长量造成的冲程损失；三是上下冲程中，动载产生的抽油杆柱所引起的泵柱塞位移增量。3.3.1液柱载荷和惯性载荷对冲程的影响模型 （3－3） （3－4） （3－5） （3－6） （3－7） （3－8） （3－9）式中 Sp—实际冲程，m；E—纲的弹性模量， ；S—光杆冲程，m；P液’—作用在活塞上的液柱载荷，N；L，L1，L2—泵挂、杆长，m；n—冲次；D—杆径，mm。3.3.2有效泵冲程模型 （3－10） （3－11） （3－12） （3－13）式中 —流量系数，先定Re后查曲线，定流量系数 ； （3－14）其中，d0—吸入阀孔径； —运动粘度；f0—吸入阀孔截面积；g—重力加速度。3.3.3泵漏失量计算模型 （3－15） （3－16）式中，L柱—柱塞高长度； —柱塞与衬套间隙； 。3.3.4产液量预测模型 （3－17） （3－18）3.3.5抽汲系统杆柱应力诊断预测模型通过对光杆处载荷—位移关系可计算出光杆功率，同时，能够计算出泵功图，对抽油泵和杆柱应力，保证优化设计结果的可靠性。建立吉布思（即抽油杆系一维带阻尼波动方程）诊断模型。 （3－19）式中，u(x,t)—抽油杆x断面处在t时刻的位移； a—应力传播速度；c—粘滞阻尼系数。离散化上述方程，得到位移与深度、时间函数和载荷与深度、时间函数： （3－20） （3－21）式中，xi—在i点的深度；t—时间；E—杆弹性模量；fr—杆截面积；w—曲柄角速度；N—傅立叶级数所取的项数；On、Pn—位移函数和载荷函数中的系数。通过上述方程即可计算出杆柱任意点位移和载荷，以此计算杆柱强度，满足杆柱强度校核条件。根据等强度设计原则，即等当量应力条件、等许用应力条件、等应力幅条件，同时利用现场经验和半经验公式，以最大为两级杆组合为限，进行等疲劳强度设计，求解出各级抽油杆长度上限值：当D＝Φ38mm时，组合杆柱的强度条件为：d1=16mm，d2=19mm，L1<900m，L2<800m，L1/L2=54/46；当D＝Φ44mm时，组合杆柱的强度条件为：d1=16mm，d2=19mm，L1<650m，L2<800m，L1/L2=45/55；当D＝Φ56mm时，组合杆柱的强度条件为：d1=19mm，d2=22mm，L1<590m
聚合物驱抽油机井参数优化设计研究L2<690m，L1/L2=46/54；当D＝Φ70mm时，组合杆柱的强度条件为：d1=22mm，d2=25mm，L1<600m，L2<510m，L1/L2=55/54；当D＝Φ83mm时，组合杆柱的强度条件为：d1=22mm，d2=25mm，L1
聚合物驱抽油机井参数优化设计研究|气田试井论文|免费论文第4章 程序功能与流程结构 聚驱抽油机井参数优化设计软件主要是按照抽油机井输入功率计算理论，实现上述能量最低机采参数优化设计方法。软件应具备以下主要功能：根据油井设备及油藏基础数据进行机采参数优化设计，对测试数据进行计算处理，对机采系统进行系统效率、消耗功率、成本评价分析。4.1软件的流程结构根据“测试—设计—实施—验收”实施步骤，确定软件的流程结构如图4-1所示。 图4-1 优化软件流程图4.2软件开发及系统运行要求软件开发基于Windows操作系统，开发语言为Delphi 7.0。运行系统要求如下：（1）Pentium 233 MHz及以上；（2）Win98/ME/NT/2K/XP/2003系统环境；（3）256M以上内存；（4）显示器800 X 600显示模式，16位色以上；（5）64 MB以上RAM 。4.3工程及模块介绍4.3.1程序运行窗体 4.3.2数据输入优化设计前需按标准录取正常生产时的生产数据、能耗水平数据，包括示功图数据等，连同该井的地面设备参数、井下泵管杆参数以及设备经济成本数据进行输入。既可单井输入，同样可由数据库导入。 需测试及录入数据如下：（1）油井设备数据机型、厂家、电动机型号、额定功率、转速、冲程、冲次、油管内径、套管内径、油管锚定、气锚、抽油杆杆径、杆长、杆类型、使用系数、抽油泵径、泵型、游动阀数。（2）油井生产数据日产液量、原油相对密度、生产油气比、油压、套压、含水率、泵挂深度、动液面、液体粘度、油层中深、井口温度、井底温度。（3）油井产能数据地层压力、饱和压力、最大产液量、产液量、产液指数。（4）示功图测试数据库 示功图载荷、位移、冲次。（5）抽油机数据 抽油机型型号、生产厂家、连杆长、前臂长、后臂长、支架高、相对距离、曲柄重量、曲柄平衡块重、冲程、冲次、曲柄旋转半径、曲柄偏置角、游梁配重最大力臂。 4.3.3计算结果优选在计算结果的选择上，分别设置了人工确定，总投最优，泵效最高，保持泵效以及效率最高等多种最终方案优化方式。给除了各项参数的预测结果有利于根据不同需要进行方案优选，能够满足不同生产状况的油井，在不同设备水平、不同生产水平下以及不同管理水平下的优化设计要求。
聚合物驱抽油机井参数优化设计研究第5章 实际应用效果应用优化设计软件共设计3口井，平均泵径由优化前的70.0mm上升到81.4mm，冲程由4.2m上升到4.56m，冲次由6.7min-1下降到3.87min-1，实施后进行了生产水平和能耗参数的测试，并计算系统效率,对比20口井，平均有功功率由13.87kW下降到12.09kW，下降了1.78kW，平均系统效率由20.86提高到32.01%，提高了11.15个百分点，从而证实了该方法的有效性。
表5-1 聚驱抽油机井优化效果对比— 产液t/d 产油t/d 含水% 动液面m 泵径mm 泵挂m 冲程m 冲次min-1 有功功率kW 系统效率%试验前 64.5 10.3 84.68 591.1 70.0 936.00 4.20 6.70 13.87 20.86试验后 66.8 9.97 85.07 753.2 81.4 932.39 4.56 3.87 12.09 32.01差 值 2.3 -0.06 1.4 162.1 11.4 -3.61 0.4 -2.8 -1.78 11.15
应用该软件可以完成聚驱抽油机井运行工况、生产水平以及能耗效率的模拟计算。以6-3702井计算敏感性程度为例，系统计算结果见下表5-2。计算结果表明，泵径和冲次对该井的能耗影响最大，因此，结合该井的实际调整能力通过选择适合调整且敏感程度较大的泵径和冲次等参数进行了优化，泵径由Ф57调整为Ф70，冲次下调3次。通过系统效率预测结果表明参数敏感程度分析有助于提高系统效率2-4个百分点。
表5-2 喇6-3702井部分参数敏感程度计算结果表敏感性参数 泵径 冲次 传动机构效率 当量杆径 冲程 泵深 粘度 盘根预紧压力 扭矩平衡度 电机额定功率 套压 油压敏感度 24.16 -17.33 14.42 -13.35 -11 9.46 -0.36 -0.3 -0.28 -0.24 -0.24 -0.09
以喇3-P2888优化设计和实施为例，该井优化后，选取了换大泵型、降低冲次，相应上提泵挂深度的设计方案。实施后，产液增加12t/d，有功功率由15.9kW下降到13.02kW，下降了2.88kW，平均系统效率由17.00%提高到25.13%。
表5-3 喇3-P2888井设计方案和优化效果对比井号 试验 产液t/d 含水% 动液面m 泵径mm 泵挂m 冲程m 冲次min-1 有功功率kW 系统效率%3-P2888 前 102 97.6 166 70 982.76 5.5 6 15.9 17.00 后 112 90.5 379 83 970 5.5 4 13.02 25.13
聚驱抽油机井参数优化设计结果以表格形式给出。这里列出1 口井基础数据及选参设计计算结果, 见下表。从这些表中可以看出, 参数优化后, 可提高抽油井的系统效率, 达到节能降耗的目的。
表5-4 北1-丁3-P50井基础数据冲 程(m) 5.500 冲 数(min-1) 6.000额定功率(kW) 75.000 生产气油比(m3/ m3) 45.000供液半径(m) 125.000 原油密度(kg/m3) 860.000油层深度(m) 960.300 天然气密度(kg/m3) 0.650油层厚度(m) 8.800 地层静压(MPa) 10.640孔隙度( %) 26.3 饱和压力(MPa) 9.320渗透率(μm2) 0.7340 套 压(MPa) 1.040下泵深度(m) 847.390 油 压(MPa) 0.550油管直径(m) 0.076 动液面深度(m) 752.570泵 径(m) 0.075 流 压(MPa) 5.060产液量(t/ d) 198.637 含水率 80.5
表5-5 选参计算结果流 压(MPa) 5.000 理论排量(m3/d) 238.571下泵深度(m) 839.339 最大载荷(N) 71413.898含水率(%) 80.0 泵 径(m) 0.080泵 效(%) 69.6 最小载荷(N) 26411.287预测产液量(m3/d) 223.376 冲 程(m) 4.800系统效率(%) 32.1 冲 数(min-1) 7.000
表5-6 抽油杆柱设计结果级 次 杆 径(mm) 杆 长(m)第1 级 杆 51.00 24.8598第2 级 杆 25.00 814.4792
通过前面的模型建立和现场试验，简要给出聚驱抽油机井优化设计以下原则方法： 一是在抽汲参数设计上，采用长冲程、低冲次，可减少能耗损失，又可提高系统效率；二是在抽油杆柱设计上，考虑到聚驱抽油机井杆柱偏磨问题严重影响检泵指标，为此，应采用高强度的抽油杆，并且采取全井扶正；三是在抽油泵设计上，采用三级泵、大流道泵、低摩阻泵来减小上顶力，延缓杆管偏磨，从而延长聚驱井检泵周期。
聚合物驱抽油机井参数优化设计研究第6章 结 论本文从聚合物驱抽油机井抽汲系统的整体出发，分别分析了地层、井筒、地面设备三大子系统的工况特性。为使抽油机井抽汲系统达到系统效率高、能量消耗低的节能目的，本文对聚合物驱抽油机井抽汲系统的多参数整体优化设计进行了深入研究，建立了相关的数学模型，并运用了聚驱抽油机井整体参数优化设计软件，结合喇嘛甸油田机采井数据对模型进行了检验，得出了以下几点结论与认识。（1）聚驱抽油井存在能耗高以及杆管偏磨的问题，需从油藏条件、地面设备、井下杆管设计以及抽汲参数设计等多方面对抽汲系统进行综合参数的优化设计，才能使整个系统的运行达到高效节能的目的。（2）建立了聚驱抽油机井的数学模型能够较准确的对抽油机井各系统进行模拟计算。建立聚驱抽油机井设计模型在参考油井在聚驱开发阶段的产量变化条件下，应充分考虑采出液流体物性变化对载荷、能耗等的影响。（3）采出液含聚浓度高低直接影响聚驱抽油机井杆柱受力状态和使用寿命。（4）油井抽汲速度大小是聚驱抽油机井系统能耗水平、杆柱受力状况、杆柱磨损程度的主要影响因素。（5）以长冲程、低冲次为设计原则，采用高强度杆、全井扶正、大间隙泵等措施可有效降低聚驱抽油机井能耗、提高系统效率、延缓杆管偏磨，延长聚驱井检泵周期。（6）在进行聚驱抽油机井系统优化设计时，在保证产量的前提下，结合系统效率和能耗经济指标作为系统优选目标函数，可以满足设备和生产运行的要求，较好的将各系统指标综合起来，可以作为今后油井系统设计的方向。（7）聚驱抽油机井整体参数优化设计程序是针对聚驱抽油机井生产特点而编制的，设计合理，使用方便，；现场试验中，设计结果与实施后测试结果符合率较好，能有效指导优化聚驱抽油机井生产，证明了程序及模型的正确和实用性。 参考文献[1] 张琪.采油工程原理与设计[M].山东：石油大学出版社，2002.3.[2] 崔振华、余国安等.有杆抽油系统.石油工业出版社，1994.[3] 李颖川.采油工程.北京：石油工业出版社，2002.6.[4] K.E布朗，升举法采油工艺，卷二，卷四.石油工业出版社，1987.[5] 张彦廷，万邦烈.抽油泵合理沉没度的确定.石油钻采工艺.[6] 史云清，郑祥克，何顺利.1PR曲线解析方法在产能评价中的应用，石油大学学报(自然科学版)，2002.4[7] 李淑芳，甘子泉.直井抽油杆扶正器安装位置及安装间距，石油机械，1999. 1[8] 有杆泵API标准及其它资料汇编(上册)[M] .华北石油管理局，1985：195-237.[9] 陈建东.抽油机系统耗能分析.石油知识，1994，( 5).[10] 冯耀忠.高效率地设计和使用有杆泵抽油系统.石油矿场机械，1998，(1) .[11] Gibbs,S.G. and Neely, A.B. Computer Diagnosis of Downhole Conditions in Sucker Rod Pumping Wells，J. Pet. Tech.，Jan. 1966[12] Gibbs, S. G and Nolen, K. B.，Wellsite Diagnosis of Pumping Problem Using Mini一computing Units，J. Pet. Tech, Nov. 1973[13] S. G.Gibbs A General methods for predicting rod pumping system performance SPE 6850. 1977[14] H. J.Foley Derrk Pumping Unit Diagnostics Using an Expert System .ARCO Oil &gas Co SPE 17318[15] Neely.”API Recommend practice for Design Calculation for Sucker Rod Pumping System (Conventional units)”API RP 11L, Third ed, Washington.D. C, 1977[16] J. F. Lea Space material Technology Experts Beam Lift Capacity Amoco Production Research SPE 28523[17] Nolen, H. J, Jennings, J. W, Sucker Rod Pumping Unit Diagnostics Using an Expert system, SPE 17318, 1988[18] 余国安等.有杆泵抽油井的三维振动，石油学报，N0. 2, 1989[19] 袁恩熙主编.工程流体力学.北京:石油工业出版社.1986 .10[20] 陈家琅，陈涛平，魏兆胜.抽油机井的气液两相流动.石油工业出版社，1994[21] 张彦廷，万邦烈.抽油泵合理沉没度的确定.石油钻采工艺，1999. 2 (21)致 谢在毕业设计过程中，得到了**老师的热情帮助，从选题、研究、撰写直到成稿，导师都倾注了大量的心血。**渊博的专业知识及严谨的治学态度使我受益匪浅。导师强调勇于探索，鼓励创新，从严把关，在完成论文的过程中使我的独立科研能力得到了积极的锻炼。同时提供了在毕业设计过程中所用到的基本设备、书籍、资料。使我的毕业设计能够顺利完成。在此，对**老师进行衷心感谢！在毕业设计过程中，同组的其他同学也给予了很大的帮助，在此表示感谢！在此向所有曾对本论文的完成给予我各种形式帮助和支持的同志老师们表示最诚挚的谢意!
