CN109281655B - 一种抽油机的功率载荷确定方法、工况诊断方法及装置 - Google Patents

一种抽油机的功率载荷确定方法、工况诊断方法及装置 Download PDF

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CN109281655B CN201811217400.2A CN201811217400A CN109281655B CN 109281655 B CN109281655 B CN 109281655B CN 201811217400 A CN201811217400 A CN 201811217400A CN 109281655 B CN109281655 B CN 109281655B
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Abstract

本发明涉及一种抽油机的功率载荷确定方法、工况诊断方法及装置。本发明基于调径变距游梁式抽油机的悬点运动规律，分析曲柄输出轴轴心以及游梁支点处的力矩平衡方程，得到功率载荷模型，然后根据悬点位移和电机功率绘制功率位移图，建立调径变矩抽油机功率位移图图谱集，实现利用电功图对调径变距游梁式抽油机工况的直接诊断。本发明加强了调径变距游梁式抽油机的实时监测和工况诊断，提高了调径变距游梁式抽油机的生产效率；可从调径变矩抽油机功率位移图图谱集中提取典型特征值，便于实时电功图的比较和工况诊断，易于实现自动化诊断，准确度高、速度快，有利于加强油田的智能化管理。

Description

一种抽油机的功率载荷确定方法、工况诊断方法及装置
技术领域
本发明涉及一种抽油机的功率载荷确定方法、工况诊断方法及装置。
背景技术
调径变距游梁式抽油机是一种装备深抽、长冲程、低冲次的游梁式抽油机，由于其良好的采油工艺性能、综合效率高等特点，在油田得到了广泛应用，为油田创造了较好的经济效益。调径变距游梁式抽油机具有如下特点：装备深抽、长冲程、低冲次、节能、结构简单、工作可靠、操作维护方便、运转平稳和综合效率高。
但是，在调径变距游梁式抽油机广泛应用的同时，由于现场缺乏相应的工况诊断方法，无法对调径变距游梁式抽油机的生产进行实时精细的监测，使得井下及地面的异常情况不能及时被发现并进行判断处理，给现场带来极大的损失。
目前，对抽油机的故障判断主要依赖示功图，示功图是悬点载荷同悬点位移之间的关系曲线图，测示功图的工具为动力仪。通过示功图可以测出抽油泵在提升过程中的最大载荷和最小载荷，以及增载、卸载等的变化情况，且利用示功图也可以判断出抽油机故障情况。但是，目前对示功图的分析主要依赖于人工或利用简单的几何分析来判断，人工分析严重依赖现场工作人员的丰富经验且效率低下，而几何分析法无法对复杂的示功图形状进行准确判断，因此准确度不高。
电功图由于具备测取方便，安装及维护成本低，分辨率高，信息反应全面，既能反应井下情况也能反应地面情况，且能够长期连续测量等诸多优点，因此它的应用越来越受各油田的重视。现有技术一般是先分析示功图，然后将示功图转换为电功图。由于抽油机本身复杂的机械结构和电路结构，因此在示功图转换为电功图的过程中，经常因为分析对象的选取不合适导致转换后的电功图不能准确的反应抽油机当前的工况，使工作人员对抽油机的工况判断错误。
发明内容
本发明的目的是提供一种抽油机的功率载荷确定方法，用以解决现有技术由于分析对象的选取不当导致建立的功率载荷模型不准确，进而建立的电功图不能准确的分析抽油机工况的问题。本发明还提供了一种抽油机的工况诊断方法，用以解决现有技术由于分析对象的选取不当导致建立的电功图不能准确的反应抽油机工况的问题。本发明还提供了一种抽油机的功率载荷确定装置，用以解决现有技术由于分析对象的选取不当导致建立的功率载荷模型不准确，进而建立的电功图不能准确的分析抽油机工况的问题。本发明还提供了一种抽油机的工况诊断装置，用以解决现有技术由于分析对象的选取不当导致建立的电功图不能准确的反应抽油机工况的问题。
为实现上述目的，本发明提供了一种调径变距游梁式抽油机的功率载荷模型确定方法，包括以下步骤：
根据曲柄输出轴轴心的受力情况建立第一力矩平衡方程，根据游梁支点处的受力情况建立第二力矩平衡方程；
根据第一力矩平衡方程和第二力矩平衡方程得到减速箱输出轴扭矩与载荷的关系；
根据电机功率与减速箱输出轴扭矩的关系，结合减速箱输出轴扭矩与载荷的关系，建立功率载荷模型。
本发明基于调径变距游梁式抽油机的悬点运动规律，分析曲柄输出轴轴心以及游梁支点处的力矩平衡方程，得到功率载荷模型，为根据悬点位移和电机功率绘制功率位移图，建立调径变矩抽油机功率位移图图谱集，实现利用电功图对调径变距游梁式抽油机工况的直接诊断奠定基础。
进一步的，所述第一力矩平衡方程为：
Tr+Wtrsinθ＝Fprsinα
其中T为曲柄销处的切线力，单位为kN；r为曲柄半径，单位为m；Wt为曲柄折算到曲柄半径为r处的平衡重，单位为kN；θ为曲柄与竖直向上方向沿顺时针的夹角；α为曲柄和连杆的夹角；Fp为连杆作用在曲柄上的力，单位为kN；其中，曲柄折算到曲柄半径为r处的平衡重Wt为：
Figure BDA0001833891820000031
其中，Wc为曲柄总重，单位为kN；Rc为曲柄重心半径，单位为m。
本发明通过分析曲柄输出轴轴心处的力矩平衡关系建立了第一力矩平衡方程，得到曲柄销处的切线力，为得到减速箱输出轴扭矩与载荷的关系提供数据支持。
进一步的，所述第二力矩平衡方程为：
(PA-B)a＝±Fp'bsinβ+mWbaWbla+WblWb
其中，等号右边第一项在上冲程时符号取“+”，在下冲程时符号取“-”；
Figure BDA0001833891820000032
Figure BDA0001833891820000033
Figure BDA0001833891820000034
Figure BDA0001833891820000035
其中，PA为悬点载荷，单位为kN；B为不平衡重，单位为kN；Wb为吊臂配重，单位为kN；mWb为吊臂配重的质量，单位为kg；lWb为吊臂配重重心投影至水平线上的点至游梁支撑中心的距离，单位为m；aWb为吊臂配重的重心点的加速度，单位为m/s2；aA为悬点加速度，单位为m/s2；β为游梁后臂与连杆的夹角；γ为游梁与水平方向间的夹角；
Figure BDA0001833891820000041
为吊臂与游梁间的夹角；la为吊臂配重到游梁支点的距离，单位为m；l为吊臂长，单位为m；a为游梁前臂的长度，单位为m；b为游梁后臂的长度，单位为m；g为重力加速度；
其中：
Figure BDA0001833891820000042
通过受力分析，Fp与Fp'大小相等，方向相反。
本发明综合考虑悬点的上冲程和下冲程运动，分析游梁支点处的力矩方程，得到减速箱输出轴扭矩与载荷的关系，便于后续建立与电机功率的关系式。
进一步的，减速箱输出轴扭矩M为：
Figure BDA0001833891820000043
电机功率与减速箱输出轴扭矩的关系为：
Figure BDA0001833891820000044
所述功率载荷模型为：
Figure BDA0001833891820000045
其中，M为减速箱输出轴扭矩，单位为kN·m；Nd为电机功率，单位为kW；n为曲柄轴转速，单位为r/min；ηt为电机至减速箱输出轴的总传动效率。
本发明根据电机功率与减速箱输出轴扭矩的关系，求取电机功率与载荷的关系方程，为获取体现电机功率与悬点位移的功率位移图奠定基础。
本发明还提供了一种调径变距游梁式抽油机实时工况诊断方法，包括以下步骤：
根据曲柄输出轴轴心的受力情况建立第一力矩平衡方程，根据游梁支点处的受力情况建立第二力矩平衡方程；
根据第一力矩平衡方程和第二力矩平衡方程得到减速箱输出轴扭矩与载荷的关系；
根据电机功率与减速箱输出轴扭矩的关系，结合减速箱输出轴扭矩与载荷的关系，建立功率载荷模型；
根据功率载荷模型，结合载荷位移的示功图，得到电机功率与悬点位移的功率位移图；
将功率位移图和功率位移图图谱集进行比较，确定抽油机的工况类型。
本发明基于调径变距游梁式抽油机的悬点运动规律，分析曲柄输出轴轴心以及游梁支点处的力矩平衡方程，得到功率载荷模型，然后根据悬点位移和电机功率绘制功率位移图，建立调径变矩抽油机功率位移图图谱集，实现利用电功图对调径变距游梁式抽油机工况的直接诊断。本发明加强了调径变距游梁式抽油机的实时监测和工况诊断，提高了调径变距游梁式抽油机的生产效率；可从调径变矩抽油机功率位移图图谱集中提取典型特征值，便于实时电功图的比较和工况诊断，易于实现自动化诊断，准确度高、速度快，有利于加强油田的智能化管理。
进一步的，所述第一力矩平衡方程为：
Tr+Wtrsinθ＝Fprsinα
其中T为曲柄销处的切线力，单位为kN；r为曲柄半径，单位为m；Wt为曲柄折算到曲柄半径为r处的平衡重，单位为kN；θ为曲柄与竖直向上方向沿顺时针的夹角；α为曲柄和连杆的夹角；Fp为连杆作用在曲柄上的力，单位为kN；其中，曲柄折算到曲柄半径为r处的平衡重Wt为：
Figure BDA0001833891820000061
其中，Wc为曲柄总重，单位为kN；Rc为曲柄重心半径，单位为m。
本发明通过分析曲柄输出轴轴心处的力矩平衡关系建立了第一力矩平衡方程，得到曲柄销处的切线力，为得到减速箱输出轴扭矩与载荷的关系提供数据支持。
进一步的，所述第二力矩平衡方程为：
(PA-B)a＝±Fp'bsinβ+mWbaWbla+WblWb
其中，等号右边第一项在上冲程时符号取“+”，在下冲程时符号取“-”；
Figure BDA0001833891820000062
Figure BDA0001833891820000063
Figure BDA0001833891820000064
Figure BDA0001833891820000065
其中，PA为悬点载荷，单位为kN；B为不平衡重，单位为kN；Wb为吊臂配重，单位为kN；mWb为吊臂配重的质量，单位为kg；lWb为吊臂配重重心投影至水平线上的点至游梁支撑中心的距离，单位为m；aWb为吊臂配重的重心点的加速度，单位为m/s2；aA为悬点加速度，单位为m/s2；β为游梁后臂与连杆的夹角；γ为游梁与水平方向间的夹角；
Figure BDA0001833891820000066
为吊臂与游梁间的夹角；la为吊臂配重到游梁支点的距离，单位为m；l为吊臂长，单位为m；a为游梁前臂的长度，单位为m；b为游梁后臂的长度，单位为m；g为重力加速度；
其中：
Figure BDA0001833891820000071
通过受力分析，Fp与Fp'大小相等，方向相反。
本发明综合考虑悬点的上冲程和下冲程运动，分析游梁支点处的力矩方程，得到减速箱输出轴扭矩与载荷的关系，便于后续建立与电机功率的关系式。
进一步的，减速箱输出轴扭矩M为：
Figure BDA0001833891820000072
电机功率与减速箱输出轴扭矩的关系为：
Figure BDA0001833891820000073
所述功率载荷模型为：
Figure BDA0001833891820000074
其中，M为减速箱输出轴扭矩，单位为kN·m；Nd为电机功率，单位为kW；n为曲柄轴转速，单位为r/min；ηt为电机至减速箱输出轴的总传动效率。
本发明根据电机功率与减速箱输出轴扭矩的关系，求取电机功率与载荷的关系方程，为获取体现电机功率与悬点位移的功率位移图奠定基础，进而将得到的功率位移图与功率位移图图谱集进行比较，从而确定工况。
本发明还提供了一种调径变距游梁式抽油机的功率载荷模型确定装置，包括处理器和存储器，所述存储器中存储有所述处理器实现上述任意一种功率载荷模型确定方法的指令。
本发明还提供了一种调径变距游梁式抽油机实时工况诊断装置，包括处理器和存储器，所述存储器中存储有所述处理器实现上述任意一种工况诊断方法的指令。
附图说明
图1是本发明方法的流程图；
图2是本发明中对抽油机进行几何分析的示意图；
图3是本发明中速度瞬心法的示意图；
图4是本发明功率位移图图谱集中正常工况的功率位移图；
图5是本发明功率位移图图谱集中欠平衡工况的功率位移图；
图6是本发明功率位移图图谱集中过平衡工况的功率位移图；
图7是本发明功率位移图图谱集中泵充不满工况的功率位移图；
图8是本发明功率位移图图谱集中气体影响工况的功率位移图；
图9是本发明功率位移图图谱集中泵脱出工作筒工况的功率位移图；
图10是本发明功率位移图图谱集中上碰泵工况的功率位移图；
图11是本发明功率位移图图谱集中下碰泵工况的功率位移图；
图12是本发明功率位移图图谱集中游动阀漏失工况的功率位移图；
图13是本发明功率位移图图谱集中固定阀漏失工况的功率位移图；
图14是本发明功率位移图图谱集中双阀漏失工况的功率位移图；
图15是本发明功率位移图图谱集中卡泵工况的功率位移图；
图16是本发明功率位移图图谱集中出砂工况的功率位移图；
图17是本发明功率位移图图谱集中抽油杆断脱工况的功率位移图；
图18是本发明方法实施例中的实测示功图；
图19是本发明方法实施例中的实测电功图。
具体实施方式
下面结合附图对本发明做进一步详细的说明。
本发明提供了一种抽油机的功率载荷确定方法、工况诊断方法及装置，如图1所示，本发明中工况诊断方法包括下列步骤：
1)分析计算得到调径变距游梁式抽油机的悬点运动规律；
2)对调径变距游梁式抽油机进行几何分析，计算得到曲柄转角；
3)对调径变距游梁式抽油机进行受力分析，得到曲柄输出轴轴心的力矩平衡关系和游梁支点的力矩平衡关系；
4)对调径变距游梁式抽油机的电机功率与减速箱输出轴上的扭矩的关系进行分析计算，得到载荷功率转化模型；
5)根据载荷功率转化模型，结合载荷位移的示功图，绘制悬点位移和电机功率的功率位移图，并与调径变距游梁式抽油机的功率位移图图谱集进行比较，实现工况诊断。
本发明中功率载荷确定方法包括上述步骤1)至步骤4)。本发明提供的方法依托于具体的硬件装置实现，硬件装置包括处理器和存储器，存储器存储有处理器实现本发明方法的指令。
图2是本发明中对抽油机进行几何分析的示意图，其中，a为游梁前臂的长度，单位为m；b为游梁后臂的长度，单位为m；p为连杆长度，单位为m；r为曲柄长度，单位为m；l为吊臂长，单位为m；H为基杆垂直投影长度，单位为m；I为基杆水平投影长度，单位为m；G为抽油机基杆的长度，单位为m；α为曲柄和连杆的夹角，单位为°；β为游梁后臂与连杆的夹角，单位为°；θ为曲柄与竖直向上方向沿顺时针的夹角，单位为°；γ为游梁与水平方向间的夹角，单位为°；
Figure BDA0001833891820000091
为吊臂与游梁间的夹角，单位为°；φ为关于任意的某个时刻游梁与基杆的夹角，单位为°；k为O1O2的长度，单位为m；θ0为O1O2与θ零度线的夹角，单位为°；J为O2D的长度，单位为m；M为O1B的长度，单位为m；ω是指曲柄的角速度；B为游梁后臂与连杆的交点；O1为曲柄轴旋转中心；O2为游梁支撑轴。
下面结合附图2，对上述步骤进行详细分析。
步骤1)中，调径变距游梁式抽油机的悬点运动规律包括：
冲程长度S为：
Figure BDA0001833891820000101
式中，φmax、φmin分别为悬点上、下死点处所对应的游梁与基杆的夹角；S为冲程长度，单位为m；a为游梁前臂长度，单位为m。
若以下死点视为位移的起始点，把向上视作位移正方向，则在任意一个时刻对应的悬点位移SA为：
Figure BDA0001833891820000102
式中，φ是任意的某个时刻游梁与基杆的夹角；SA是游梁与基杆的夹角为φ时的悬点位移，单位为m；则：
Figure BDA0001833891820000103
悬点速度采用速度瞬心法求解，速度瞬心法的图解如图3所示，作O2B的延长线与DO1的延长线，其交点O3就是速度瞬心。
Figure BDA0001833891820000104
Figure BDA0001833891820000105
利用正弦定理可得：
Figure BDA0001833891820000106
游梁摆动的角速度为：
Figure BDA0001833891820000111
可得悬点速度为：
Figure BDA0001833891820000112
设游梁摆动的角加速度为αB，由角速度ωB对时间t求导得：
Figure BDA0001833891820000113
Figure BDA0001833891820000114
θk＝θ-θ0(11)
式中，θk为O1O2与O1D的夹角；k为O1O2的长度，单位为m；θ0为O1O2与θ零度线的夹角；ω是指曲柄的角速度。
Figure BDA0001833891820000115
Figure BDA0001833891820000116
Figure BDA0001833891820000117
则悬点加速度为：
Figure BDA0001833891820000118
步骤2)中，对调径变距游梁式抽油机的几何分析包括：
根据图2，对抽油机的几何关系进行相应的分析可得：
Figure BDA0001833891820000119
Figure BDA00018338918200001110
Figure BDA0001833891820000121
Figure BDA0001833891820000122
Figure BDA0001833891820000123
上冲程时，β计算如式(21)：
Figure BDA0001833891820000124
下冲程时，β计算如式(22)：
Figure BDA0001833891820000125
由β可计算曲柄转角θ，包括：
Figure BDA0001833891820000126
设上下冲程中当曲柄与O1O2处于同一直线时的β值分别为βu和βd。上冲程时，当β＞βu，则：
Figure BDA0001833891820000127
否则：
Figure BDA0001833891820000128
下冲程时，当β＞βd，则：
Figure BDA0001833891820000131
否则：
Figure BDA0001833891820000132
步骤3)中，对调径变距游梁式抽油机的受力分析包括：
a.受力分析
(a)对曲柄输出轴轴心取力矩平衡有：
Tr+Wtrsinθ＝Fprsinα (28)
可得：
T＝Fpsinα-Wtsinθ (29)
式中，T为曲柄销处的切线力，单位为kN；r为曲柄半径，单位为m；Wt为曲柄折算到曲柄半径为r处的平衡重，单位为kN；θ为曲柄与竖直向上方向沿顺时针的夹角；α为曲柄和连杆的夹角；Fp为连杆作用在曲柄上的力，单位为kN。
其中，曲柄折算到曲柄半径为r处的平衡重Wt：
Figure BDA0001833891820000133
式中，Wc为曲柄总重，单位为kN；Rc为曲柄重心半径，单位为m。
(b)考虑抽油机的结构不平衡及吊臂配重的影响，对游梁支点取力矩平衡分析有：
(PA-B)a＝±F'pbsinβ+mWbaWbla+WblWb (31)
其中，等号右边第一项在上冲程时符号取“+”，在下冲程时符号取“-”，下同。
Figure BDA0001833891820000141
Figure BDA0001833891820000142
Figure BDA0001833891820000143
Figure BDA0001833891820000144
式中，PA为悬点载荷，单位为kN；
B为不平衡重，单位为kN；
Wb为吊臂配重，单位为kN；
mWb为吊臂配重的质量，单位为kg；
lWb为吊臂配重重心投影至水平线上的点至游梁支撑中心的距离，单位为m；
aWb为吊臂配重的重心点的加速度，单位为m/s2；
aA为悬点加速度，单位为m/s2；
β为游梁后臂与连杆的夹角；
γ为游梁与水平方向间的夹角；
Figure BDA0001833891820000145
为吊臂与游梁间的夹角；
la为吊臂配重到游梁支点的距离，单位为m；
l为吊臂长，单位为m；
g为重力加速度。
本发明中涉及得到的角度和夹角单位为度。
则有：
Figure BDA0001833891820000151
通过受力分析，Fp与Fp'大小相等，方向相反。故有减速箱输出轴扭矩为：
Figure BDA0001833891820000152
步骤4)中得到功率-载荷转化模型包括：
电机功率与减速箱输出轴上的扭矩的关系为：
Figure BDA0001833891820000153
式中，M为减速箱输出轴扭矩，单位为kN·m；
Nd为电机功率，单位为kW；
n为曲柄轴转速(等于冲次)，单位为r/min；
ηt为电机至减速箱输出轴的总传动效率，包括电机效率、皮带效率和减速箱效率。
电机功率-载荷关系模型：
Figure BDA0001833891820000154
步骤5)中，结合抽油机的载荷-位移示功图，并根据步骤4)中得到的电机功率-载荷关系模型，绘制抽油机的功率-位移图(即电功图，载荷-位移示功图的获取属于本领域的现有技术，这里不再详细描述)，从绘制的功率-位移图中提取反应抽油机工况的典型特征值，并与从调径变距抽油机功率-位移图图谱集中提取出来的典型特征值进行比较，从而对调径变距游梁式抽油机的工况进行直接诊断。
功率-位移图中的典型特征值以及对应的14种工况包括：
1)正常工况：无特征值；
2)泵充不满工况：0.1＜xi＜0.9，xi＞xi+1，num(kk(i)＞70)＝1，num(kk(i)＜-70)＝1，S(N＜0.2)＞0.2；
3)气体影响工况：0.1＜xi＜0.9，num(kk(i)＜-100)＝0，S(N＜0.2)＞0.2；
4)泵脱出工作筒工况：xi＜xi+1，0.1＜xi＜0.9，num(kk(i)＜-500)≥1；
5)上碰泵工况：xi＜xi+1，xi＞0.9，
num(N(i)-N(i-2)＞0.01,N(i)-N(i+2)＞0.01,kk(i)＞500)＝1；
6)下碰泵工况：xi＞xi+1，xi＜0.1，
num(N(i)-N(i-2)＞0.01,N(i)-N(i+2)＞0.01,kk(i)＞500)＝1；
7)游动阀漏失工况：xi＜xi+1，0.1＜xi＜0.9，num(kk(i)＜-100)＝0；xi＞xi+1，
Figure BDA0001833891820000161
num(kk(i)＜-100)＝1；
8)固定阀漏失工况：xi＜xi+1，
Figure BDA0001833891820000162
num(kk(i)＜-100)＝1；xi＞xi+1，0.1＜xi＜0.9，num(kk(i)＜-100)＝0；
9)双阀漏失工况：0.1＜xi＜0.9，num(kk(i)＜-100)＝0，
Figure BDA0001833891820000163
10)卡泵工况：0.05＜xi＜0.95，xi＜xi+1，当xi＜xc，Ni＜Nc，当xi＞xc，Ni＞Nc；xi＞xi+1，当xi＜xc，Ni＞Nc，当xi＞xc，Ni＜Nc；
11)出砂工况：0.1＜xi＜0.9，num(|kk(i)|＞500)＞20；
12)抽油杆断脱工况：xi＜xi+1，Ni＜0.5，xi＞xi+1，Ni＞0.5，Q＜0.1；
13)抽油机过平衡工况：Rn＞1.2；
14)抽油机欠平衡工况：Rn＜0.8。
下面结合附图对每种工况进行分析，图中红色线(灰度图中深灰色的曲线)代表上冲程，蓝色线(灰度图中浅灰色的曲线)代表下冲程。
一、当调径变距式抽油机处于正常工况时，调径变距式抽油机的电功图如图4所示。
在抽油机平衡的状态下，上下冲程的功率峰值基本相同，且功率曲线的变化趋势基本一致。在上冲程加载结束点和下冲程卸载结束点处，功率曲线出现明显拐点，在加载段与卸载段曲线斜率较大，在载荷平稳段曲线斜率较小，与理论相符。上下冲程功率曲线交点近似在光杆位移中点处。
典型特征值：上下冲程的平均功率比值介于0.8～1.2之间，即0.8＜Rpjgl＜1.2。
二、当调径变距式抽油机处于欠平衡状态时，调径变距式抽油机的电功图如图5所示。
欠平衡时，下冲程电功率峰值明显低于上冲程电功率峰值。典型特征值：Rpjgl＜0.8。
三、当调径变距式抽油机处于过平衡状态时，调径变距式抽油机的电功图如图6所示。
过平衡时，下冲程电功率峰值明显高于上冲程电功率峰值。
典型特征值：Rpjgl＞1.2。
四、当调径变距式抽油机处于供液不足状态时，调径变距式抽油机的电功图如图7所示。
上冲程的功率曲线变化趋势与正常工况基本一致，下冲程由于悬点载荷不能及时卸载，起始段功率值较低且变化较小，直至卸载开始后才迅速上升，功率曲线在下冲程卸载开始点和卸载结束点处均存在拐点，拐点位置对应位移相对正常工况时向左移动。若充不满情况严重，下冲程功率无法达到正常工况时的最大值，因此下冲程功率峰值略小于上冲程功率峰值。
典型特征值：0.1＜xi＜0.9，xi＞xi+1，num(kk(i)＞100)＝1，num(kk(i)＜-100)＝1，S(N＜0.2)＞0.2。其中，num()为满足括号内条件的点的个数，kk(i)为斜率变化率，S(N＜0.2)为下冲程起始段归一化功率小于0.2的功率曲线段对应的位移长度。xi为下冲程任意一点处的位移，xi+1指xi的下一个点处的位移。
五、当调径变距式抽油机处于气体影响状态时，调径变距式抽油机的电功图如图8所示。
上冲程时由于固定阀打开滞后，示功图加载线变化较平缓，对应功率曲线在加载结束点处没有明显拐点。下冲程时由于游动阀打开滞后，卸载变慢，功率曲线的拐点位置对应位移相对正常工况时向左移动。上下冲程的功率峰值基本相同。
典型特征值：0.1＜xi＜0.9，num(kk(i)＜-100)＝0，S(N＜0.2)＞0.2。
六、当调径变距式抽油机处于泵脱出工作筒状态时，调径变距式抽油机的电功图如图9所示。
上冲程时由于活塞脱出工作筒，悬点突然卸载，对应功率曲线上功率值迅速降低，然后再缓慢增加直至上冲程结束，功率曲线存在两处明显拐点。下冲程时由于没有卸载段，功率曲线没有拐点。上冲程功率峰值明显低于下冲程功率峰值。
典型特征值：xi＜xi+1，0.1＜xi＜0.9，num(kk(i)＜-500)≥1。
七、当调径变距式抽油机处于上碰泵状态时，调径变距式抽油机的电功图如图10所示。
在上冲程上死点附近处活塞与游动阀相碰，导致载荷突然增加，对应功率曲线在上死点附近处存在明显凸起。典型特征值：xi＜xi+1，xi＞0.9，num(N(i)-N(i-2)＞0.01,N(i)-N(i+2)＞0.01,kk(i)＞500)＝1。
八、当调径变距式抽油机处于下碰泵状态时，调径变距式抽油机的电功图如图11所示。
在下冲程下死点附近处活塞与固定阀相碰，导致载荷突然减小，对应功率曲线上在下死点附近处存在明显凸起。典型特征值xi＞xi+1，xi＜0.1，num(N(i)-N(i-2)＞0.01,N(i)-N(i+2)＞0.01,kk(i)＞500)＝1。
九、当调径变距式抽油机处于游动阀漏失状态时，调径变距式抽油机的电功图如图12所示。
在上冲程开始阶段，由于悬点载荷不能及时加载，加载线变化平缓，对应功率曲线在上冲程阶段没有拐点。在下冲程开始阶段，由于上冲程后半程悬点载荷提前卸载，导致卸载线变短，因此下冲程功率曲线拐点位置对应位移相对正常工况时向右移动。上下冲程的功率峰值基本相同。
典型特征值：xi＜xi+1，0.1＜xi＜0.9，num(kk(i)＜-100)＝0；xi＞xi+1，
Figure BDA0001833891820000191
num(kk(i)＜-100)＝1。其中，
Figure BDA0001833891820000192
为x∈(0.8，1)范围内的最小归一化功率值对应的归一化位移。
十、当调径变距式抽油机处于固定阀漏失状态时，调径变距式抽油机的电功图如图13所示。
在上冲程开始阶段，由于上一冲程在下冲程结束时悬点载荷提前加载，导致上冲程加载线变短，对应功率曲线在上冲程的拐点对应位移相对正常工况时向左移动。在下冲程开始阶段，由于卸载变缓，对应功率曲线在下冲程的拐点对应位移相对正常工况时向左移动，或没有明显拐点。上冲程功率峰值略高于下冲程功率峰值。
典型特征值：xi＜xi+1，
Figure BDA0001833891820000193
num(kk(i)＜-100)＝1；xi＞xi+1，0.1＜xi＜0.9，num(kk(i)＜-100)＝0。
十一、当调径变距式抽油机处于双阀漏失状态时，调径变距式抽油机的电功图如图14所示。
由于电功图没有明显的加载段和卸载段，功率曲线的上下冲程均没有拐点。漏失严重时，上下冲程的载荷均难以达到正常工况时的最大值，功率曲线上冲程的功率峰值点对应位移向左移动，下冲程的功率峰值点对应位移向右移动。上下冲程的功率峰值基本相同。
典型特征值：0.1＜xi＜0.9，num(kk(i)＜-100)＝0，
Figure BDA0001833891820000201
Figure BDA0001833891820000202
Figure BDA0001833891820000203
分别为上下冲程功率峰值对应归一化位移。
十二、当调径变距式抽油机处于卡泵状态时，调径变距式抽油机的电功图如图15所示。
功率曲线呈“∞”形，曲线大致关于归一化功率值为0.5的直线上下对称。柱塞的卡死点对应为功率曲线上下冲程曲线的交点。抽油机的平衡状态和上下冲程的峰值比由柱塞卡死点的位置决定，若卡死点靠近上死点，则抽油机处于过平衡状态，上冲程功率峰值小于下冲程功率峰值；若卡死点靠近下死点，则抽油机处于欠平衡状态，上冲程功率峰值大于下冲程功率峰值。
典型特征值：0.05＜xi＜0.95，xi＜xi+1，当xi＜xc，Ni＜Nc，当xi＞xc，Ni＞Nc；xi＞xi+1，当xi＜xc，Ni＞Nc，当xi＞xc，Ni＜Nc。xc、Nc为上下冲程功率曲线交点处的归一化位移和归一化功率。Ni是指任意一点xi处位移所对应的功率。
十三、当调径变距式抽油机处于出砂状态时，调径变距式抽油机的电功图如图16所示。
功率曲线上存在许多的尖刺，且由于出砂的不确定性，上下冲程的峰值比难以确定。
典型特征值：0.1＜xi＜0.9，num(|kk(i)|＞500)＞20。
十四、当调径变距式抽油机处于抽油杆断脱状态时，调径变距式抽油机的电功图如图17所示。
功率曲线大致关于归一化功率值为0.5的直线上下对称，且上冲程归一化功率值恒小于0.5，下冲程归一化功率值恒大于0.5。
典型特征值：xi＜xi+1，Ni＜0.5，xi＞xi+1，Ni＞0.5，Q＜0.1，Q为油井产液量。
本发明绘制调径变距式抽油机的实时电功图，与电功图图谱集中的工况诊断模型及典型特征值比较，实现实时工况诊断。
方法实施例
以某现场一口井为例，关于该井的抽油机参数如表1所示，实测示功图和电功图分别如图18、图19所示。
表1油井生产参数
Figure BDA0001833891820000211
采用本发明的调径变距游梁式抽油机实时工况诊断方法进行诊断。
结合实测电功图(如图19所示)，上冲程的功率曲线变化趋势与正常工况基本一致，下冲程由于悬点载荷不能及时卸载，起始段功率值较低且变化较小，直至卸载开始后才迅速上升，功率曲线在下冲程卸载开始点和卸载结束点处均存在拐点，拐点位置对应位移相对正常工况时向左移动。
典型特征值计算：软件模型特征值自动提取，同时计算出以下结果。
在下冲程段，从上死点到卸载完成点位移大于上冲程中下死点至加载完成点的位移，即：ΔSAd(卸载)-ΔSAd(加载)＞0.2，且游动阀打开前的卸载段斜率k＞5。
软件模型分析特征值属性，包括：油井供液不足特征值；
当0.1＜xi＜0.9，xi＞xi+1时，num(kk(i)＞70)＝1，num(kk(i)＜-70)＝1，S(N＜0.2)＞0.2；
得出诊断结果：油井供液不足。
以上给出了本发明涉及的具体实施方式，但本发明不局限于所描述的实施方式，本发明的关键在于分析了曲柄输出轴轴心处以及游梁支点处的力矩平衡关系，根据两处的力矩平衡关系计算得到减速箱输出轴扭矩，结合电机功率，得到功率载荷模型，从而为绘制功率位移图奠定基础。因此在其他实施方式中，对于抽油机的几何分析以及悬点运动规律的分析可以采用现有技术中的方式，不限于本发明提供的计算方法。
同时，在分析曲柄输出轴轴心或者游梁支点处的平衡关系时，采用其他的方式构建平衡方程，例如对公式的简单变形，对几何关系的等效替换，这些改变后的方案都属于本发明的保护范围。

Claims (4)

1.一种调径变距游梁式抽油机的功率载荷模型确定方法，其特征在于，包括以下步骤：
根据曲柄输出轴轴心的受力情况建立第一力矩平衡方程，根据游梁支点处的受力情况建立第二力矩平衡方程；
所述第一力矩平衡方程为：
Tr+Wtr sinθ＝Fpr sinα
其中T为曲柄销处的切线力，单位为kN；r为曲柄半径，单位为m；Wt为曲柄折算到曲柄半径为r处的平衡重，单位为kN；θ为曲柄与竖直向上方向沿顺时针的夹角；α为曲柄和连杆的夹角；Fp为连杆作用在曲柄上的力，单位为kN；其中，曲柄折算到曲柄半径为r处的平衡重Wt为：
Figure FDA0003151947170000011
其中，Wc为曲柄总重，单位为kN；Rc为曲柄重心半径，单位为m；
所述第二力矩平衡方程为：
(PA-B)a＝±F′pb sinβ+mWbaWbla+WblWb
其中，等号右边第一项在上冲程时符号取“+”，在下冲程时符号取“-”；
Figure FDA0003151947170000012
Figure FDA0003151947170000013
Figure FDA0003151947170000014
Figure FDA0003151947170000015
其中，PA为悬点载荷，单位为kN；B为不平衡重，单位为kN；Wb为吊臂配重，单位为kN；mWb为吊臂配重的质量，单位为kg；lWb为吊臂配重重心投影至水平线上的点至游梁支撑中心的距离，单位为m；aWb为吊臂配重的重心点的加速度，单位为m/s2；aA为悬点加速度，单位为m/s2；β为游梁后臂与连杆的夹角；γ为游梁与水平方向间的夹角；
Figure FDA0003151947170000021
为吊臂与游梁间的夹角；la为吊臂配重到游梁支点的距离，单位为m；l为吊臂长，单位为m；a为游梁前臂的长度，单位为m；b为游梁后臂的长度，单位为m；g为重力加速度；
其中：
Figure FDA0003151947170000022
通过受力分析，Fp与F′p大小相等，方向相反；
根据第一力矩平衡方程和第二力矩平衡方程得到减速箱输出轴扭矩与载荷的关系；
所述减速箱输出轴扭矩M为：
Figure FDA0003151947170000023
根据电机功率与减速箱输出轴扭矩的关系，结合减速箱输出轴扭矩与载荷的关系，建立功率载荷模型；
所述电机功率与减速箱输出轴扭矩的关系为：
Figure FDA0003151947170000024
所述功率载荷模型为：
Figure FDA0003151947170000025
其中，M为减速箱输出轴扭矩，单位为kN·m；Nd为电机功率，单位为kW；n为曲柄轴转速，单位为r/min；ηt为电机至减速箱输出轴的总传动效率。
2.一种调径变距游梁式抽油机实时工况诊断方法，其特征在于，包括以下步骤：
根据曲柄输出轴轴心的受力情况建立第一力矩平衡方程，根据游梁支点处的受力情况建立第二力矩平衡方程；
所述第一力矩平衡方程为：
Tr+Wtr sinθ＝Fpr sinα
其中T为曲柄销处的切线力，单位为kN；r为曲柄半径，单位为m；Wt为曲柄折算到曲柄半径为r处的平衡重，单位为kN；θ为曲柄与竖直向上方向沿顺时针的夹角；α为曲柄和连杆的夹角；Fp为连杆作用在曲柄上的力，单位为kN；其中，曲柄折算到曲柄半径为r处的平衡重Wt为：
Figure FDA0003151947170000031
其中，Wc为曲柄总重，单位为kN；Rc为曲柄重心半径，单位为m；
所述第二力矩平衡方程为：
(PA-B)a＝±F′pb sinβ+mWbaWbla+WblWb
其中，等号右边第一项在上冲程时符号取“+”，在下冲程时符号取“-”；
Figure FDA0003151947170000032
Figure FDA0003151947170000033
Figure FDA0003151947170000034
Figure FDA0003151947170000041
其中，PA为悬点载荷，单位为kN；B为不平衡重，单位为kN；Wb为吊臂配重，单位为kN；mWb为吊臂配重的质量，单位为kg；lWb为吊臂配重重心投影至水平线上的点至游梁支撑中心的距离，单位为m；aWb为吊臂配重的重心点的加速度，单位为m/s2；aA为悬点加速度，单位为m/s2；β为游梁后臂与连杆的夹角；γ为游梁与水平方向间的夹角；
Figure FDA0003151947170000042
为吊臂与游梁间的夹角；la为吊臂配重到游梁支点的距离，单位为m；l为吊臂长，单位为m；a为游梁前臂的长度，单位为m；b为游梁后臂的长度，单位为m；g为重力加速度；
其中：
Figure FDA0003151947170000043
通过受力分析，Fp与F′p大小相等，方向相反；
根据第一力矩平衡方程和第二力矩平衡方程得到减速箱输出轴扭矩与载荷的关系；
所述减速箱输出轴扭矩M为：
Figure FDA0003151947170000044
根据电机功率与减速箱输出轴扭矩的关系，结合减速箱输出轴扭矩与载荷的关系，建立功率载荷模型；
所述电机功率与减速箱输出轴扭矩的关系为：
Figure FDA0003151947170000045
所述功率载荷模型为：
Figure FDA0003151947170000051
其中，M为减速箱输出轴扭矩，单位为kN·m；Nd为电机功率，单位为kW；n为曲柄轴转速，单位为r/min；ηt为电机至减速箱输出轴的总传动效率；
根据功率载荷模型，结合载荷位移的示功图，得到电机功率与悬点位移的功率位移图；
将功率位移图和功率位移图图谱集进行比较，确定抽油机的工况类型。
3.一种调径变距游梁式抽油机的功率载荷模型确定装置，其特征在于，包括处理器和存储器，所述存储器中存储有所述处理器实现权利要求1中所述方法的指令。
4.一种调径变距游梁式抽油机实时工况诊断装置，其特征在于，包括处理器和存储器，所述存储器中存储有所述处理器实现权利要求2中所述方法的指令。
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