3156

Эксплуатация наклонно направленных насосных скважин

Книга

География, геология и геодезия

Одна из характерных особенностей разработки нефтяных месторождений в последние годы - массовое разбуривание скважин наклонно направленным профилем. Опыт эксплуатации таких скважин показывает, что в большинстве случаев кривизна c...

Русский

2012-10-25

1.88 MB

152 чел.

ВВЕДЕНИЕ

Одна из характерных особенностей разработки нефтяных месторождений в последние годы  -  массовое разбуривание скважин наклонно направленным профилем. Опыт эксплуатации таких скважин показывает, что в большинстве случаев кривизна cтвoла в сочетании с другими осложняющими факторами оказывает отрицательное влияние на технико - экономические показатели работы добывающих скважин.

К другим осложняющим факторам эксплуатации относятся сравнительно большая глубина залегания пластов, высокое содержание воды и газа, отложения парафина и неорганических солей, образование высоковязких эмульсий и др. Влияние этих факторов приводит к повышению напряженности работы фонда добывающих скважин и, следовательно, к снижению дебита и надежности работы оборудования. Это прежде всего касается фонда скважин, эксплуатируемого механизированным способом, получившим наибольшее распространение благодаря простоте, экономичности и гибкости в отношении регулирования отборов жидкости, необходимых объемов с различных глубин.

Особую актуальность проблема повышения надежности скважинного оборудования приобрела в связи с окончанием фонтанного периода работы скважин нефтяных месторождений Западной Сибири.

В этих условиях прежде всего необходимо сохранить и даже увеличить производительность установок и период их безотказной работы. Некоторый опыт в этом отношении уже накоплен на предприятиях объединения "Бапшефть". Здесь в связи с массовым внедрением индустриально - комплексного метода разбуривания, обустройства и зксплуатащш нефтяных месторождений подавляющее большинство добывающих скважин бурится наклонно направленным профилем. Максимальный угол отклонения ствола скважин от вертикали достигает 58° , смещение забоя  -  1100  - 140 м, количество скважин в кусте до 20 - 24.

Результаты анализа промысловых данных вследствие многочисленности и большого разнообразия факторов, влияющих на эксплуатационную надежность скважинного оборудования, часто имеют качественный характер и не позволяют строго оценить допустимые пределы изменения параметров профиля наклонных скважин. Тем не менее на основе обобщения данных проведенных исследований, выработанных в первом приближении, требования к профилю наклонной скважины заложены в регламенты по бурению наклонно направленных скважин. По этим регламентам профили наклонных скважин не должны иметь участки с интенсивностью искривления более 2° на 10 м при наборе угла наклона и 3° на 100 м на участке регулируемого снижения угла наклона.

 

Однако практика показывает, что значительная часть фонда добывающих скважин пробурена с нарушением этих требований. В этих условиях для обеспечения эффективной эксплуатации скважин требуется качественное изменение технологии работы насосных установок.

В данной работе сделана попытка обобщить результаты исследования степени влияния пространственных параметров ствола наклонно направленной скважины на рабочую характеристику насосного оборудования и на этой основе выработать требования как к проводке скважин, так и к ее эксплуатации. Кроме того, предлагаются технологические регламенты и технические средства, обеспечивающие увеличение срока безотказной работы и подачи насосной установки в указанных условиях.

 

Глава    1

СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ ЭКСПЛУАТАЦИИ НАКЛОННЫХ СКВАЖИН

Условия работы насосного оборудования в наклонно направленных скважинах (ННС) и условно - вертикальных существенно различаются.

Вопросам повышения эффективности использования насосного оборудования в ННС в последнее время уделяется большое внимание. Однако недостаточная изученность проблемы порождает противоречивые мнения об эффективности использования ННС для добычи нефти механизированным способом и снижает эффективность эксплуатации фонда наклонных скважин.

Так, по мнению большинства специалистов, при эксплуатации наклонных скважин штанговыми насосами наблюдается интенсивный износ штанг, штанговых муфт и насосно - компрессорных труб. Вследствие этого резко снижаются показатели межремонтного периода (МРП) в наклонных скважинах по сравнению с аналогичными показателями вертикальных скважин в идентичных условиях. Кроме того, возрастают эксплуатационные затраты из - за увеличения осевых нагрузок на колонну штанг в точке подвеса при их ходе вверх.

В работах, выполненных в разных нефтяных районах страны, на основе анализа опыта эксплуатации штангового насосного оборудования показано, что межремонтный период их работы резко снижается с увеличением угла отклонения ствола скважины от вертикали. Например, по данным ЦНИЛ ПО "Нижневартовскнефтегаз" прослеживается существенное влияние угла наклона ствола на продолжительность МРП для скважин, оборудованных УЭЦН и УСШН [26] (табл. 1).

В то же время существует широко распространенное представление, что наклонно направленный характер профиля

Таблица    1

Зависимость продолжительности МРП от угла наклона ствола

Угол наклона

ствола, град

Длина подвески, м

МРП, сут

УЭЦН

УСШН

20

1270

170

365

365

25

1310

165

345

30

1350

160

315

35

1400

155

275

40

1450

145

225

45

1560

135

175

 

Рис.  1. Распределение штанговых насосов НГДУ "Южарланнефть" по длине

подвески:

а  -  НСН2 - 56; б  -  НСВ1 - 43; в  -  НСН2 - 43

скважины не оказывает существенного влияния на технико - экономические показатели эксплуатации скважины механизированным способом. Более того, данные анализа опыта эксплуатации ННС, выполненного группой исследователей, показывают возможность увеличения МРП скважин, имеющих наклон ствола свыше 20° , т.е. по их данным, при угле наклона до 20° МРП снижается, затем стабилизируется и при увеличении выше 34° возрастает.

Исследователи объясняют это разгруженном веса штанг и делают вывод о том, что технико - экономические показатели глубинно - насосного фонда могут быть существенно улучшены путем сокращения количества скважин с максимальным углом наклона 10 - 34° . Однако практика показывает, что необходимость поддержания МРП на достаточно высоком уровне приводит к тому, что в осложненных условиях часто устанавливают щадящий режим эксплуатации насосного оборудования. Для наклонно направленных скважин это выражается прежде всего в уменьшении глубины подвески насоса по вертикали с возрастанием угла наклона скважин, т.е. глубина подвески однотипных насосов устанавливается одинаковой по длине ствола скважины. Поэтому распределение насосов одинакового типоразмера по глубине подвески по стволу имеет ярко выраженный максимум. Так, например, в НГДУ Южарланнефть более 50% скважин, оборудованных насосами НСН2 - 56, имеет глубину подвески по длине ствола 850 м, при этом глубина подвески по вертикали колеблется в пределах от 650 до 850 м, а на скважинах, оборудованных насосами диаметром 43 мм, глубина подвески насосов по длине ствола составляет 1050 м и колеблется в пределах от 850 до 1050 м по вертикали (рис, 1). С увеличением угла наклона

 

Рис. 2. Профили ствола и подвески насосов в скважинах:

а  -  оборудованных насосами НСВ1 - 43; б  -  оборудованных насосами НСН2 - 56 (1 - 8  -  номера скважин по порядку); I  -  рекомендуемая глубина спуска насоса; II  -  существующая глубина спуска насоса; III  -  существующий динамический уровень; IV  -  рекомендуемый динамический уровень

ствола скважины уменьшается глубина подвески насоса по вертикали. Это естественно приводит к снижению депрессии на пласт и дебита скважины.

На рис. 2 показаны профили ствола и подвески насосов в скважинах, оборудованных насосами НСВ1 - 43 и НСН2 - 56. Показатели добычи нефти при различных значениях угла наклона ствола приведены в табл. 2.

Оценка потерь степени использования добывной возможности скважины в добыче жидкости в наклонно направленной скважине по сравнению с вертикальной произведена со следующими допущениями: продуктивность скважины не зависит от угла наклона ствола; глубина динамического уровня жидкости в скважине изменяется в строгом соответствии с изменением глубины подвески насоса.

Результаты показали, что потери в добыче жидкости возрастают с увеличением угла наклона скважины (рис. 3). Предположив, что закономерность, полученная по анализируемой группе скважин, правомерна и для остальных скважин, оборудованных насосами диаметром 43 и 56 мм, имеющими глубину подвески по вертикали 1050 и 850 м соответственно, можно оценить общую потерю в жидкости. Она составляет 20% для рассматриваемого фонда [19].

Таким образом, если даже, согласно утверждению ряда авторов, и происходит увеличение дебита скважин при наклонном вскрытии пласта, на практике возможна компенсация прироста

 

Рис. 3. Зависимость потерь в добыче нефти от максимального угла наклона ствола скважины:

1 -  насосы типа НСН2 - 56 с глубиной подвески по стволу 850 м; 2  -  насосы типа НСВ1 - 43 с глубиной подвески по стволу 1050 м

 

Таблица   2

Дебит наклонно направленных скважин, оборудованных насосами различных марок

№ скважины п/п

Максимальный

угол наклона ствола, градгмин.

Дебит, м3/сут

Потери в добыче, %

существующий

ожидаемый

Насосы НСВ1 - 43

1

0  -  45

16

16,0

0

2

2

16

16,0

0

3

14  -  52

15

17,0

11,76

4

26  -  30

10

11,1

9,91

5

32

2

2,3

13,04

6

42

13

17,6

26,14

7

53

2

2,7

25,93

Насосы НСН2 - 56

1

2 - 30

38

38,0

0

2

11 - 15

24

25,2

4,76

3

14 - 20

47

47,7

1,47

4

21 - 30

35

39,0

10,26

5

39

50

87,1

42,59

6

41 - 30

34

37,7

9,80

7

48 - 30

40

54,5

26,61

8

55 - 45

20

58,2

65,64

дебита потерями в добыче или даже снижение добычи по сравнению с вертикальными скважинами при существующей практике эксплуатации штангового насосного оборудования. По утверждению других авторов, увеличение продуктивности скважины незначительно при углах отклонения от вертикали до 45 - 50°. Сложившаяся практика эксплуатации, несомненно, влияет на продолжительность МРП скважин. Прежде чем перейти к анализу степени влияния такой практики на МРП ННС, остановимся на определении в первом приближении нагрузок, действующих на головку балансира. Как известно, основным фактором,

 

определяющим надежность работы насосных штанг, являются максимальные нагрузки, возникающие при ходе колонны штанг вверх.

В   вертикальной   скважине  на   головку  балансира   действует сила

(1)

где  Рж    -    вес жидкости; Ршт  -    вес   штанг  в   жидкости;   Рдин    - динамическая нагрузка.

В   наклонной   скважине   головка   балансира   испытывает   нагрузку

(2)

где  - Ршт * cosα  -  осевая составляющая веса штанг; Ршт * sinα*f - сила трения штанг о колонну труб.

С увеличением угла наклона скважины, если длины штанговых колонн равны, осевая составляющая веса штанг убывает, а сила трения возрастает.

Для удобства дальнейшего рассмотрения обозначим

(3)

где   Кα      -    угловой   коэффициент   нагрузки,   характеризующий изменение нагрузки от веса штанг в зависимости от угла наклона.

Таким  образом,   уравнение  нагрузки  на  головку  балансира примет следующий вид:

(4)

Дифференцируя уравнение (3) и приравнивая его нулю, получим

(5)

Из уравнения (5) определим угол наклона скважин, при которых угловой коэффициент нагрузки принимает максимальные значения для каждого конкретного значения f.

При изменении коэффициента трения штанговой колонны о насосные трубы в пределах от 0,16 до 0,25 происходит смещение максимума углового коэффициента нагрузки в интервале углов наклона от 9 до 14° (рис. 4, а, кривые 7,2).

Для анализа обрывности насосных штанг по НГДУ "Арлан - нефть" было выбрано 150 скважин с максимальным углом наклона от 0 до 50°. Скважины были разбиты на группы по углу наклона в соответствии с характером изменения угловых коэффициентов нагрузки и по интервалам обводненности. Скважины, осложненные наличием песка, гипса, парафина и сероводорода, при рассмотрении не учитывались. Динамические условия, глубина подвески насоса, число качаний и длина хода головки балансира для всех скважин были одинаковыми.

В результате анализа получены зависимости количества обрывов штанг на одну скважину в год от максимального угла

 

Рис. 4. Усилия и обрывность в штангах:

а  -  изменение составляющих веса штанг и коэффициента нагрузки от угла наклона ствола скважины α; 1  -  осевая составляющая веса штанг; 2  -  сила трения штанг о трубы; 3  -  угловой коэффициент нагрузки; б  -  зависимость количества обрывов штанг на 1 скв/год от максимального угла наклона ствола скважины; 1 -  угловой коэффициент при коэффициенте трения, равном 0,16; 2  -  угловой коэффициент при коэффициенте трения, равном 0,25; 3  - обрывность штанг для насосов диаметром 32 - 43 мм; 4  -  обрывность штанг для насосов диаметром 56 - 68 мм

наклона скважины для насосов диаметром 32 - 43 мм и 56 - 68 мм с водосодержанием 0 - 25% (рис. 4, б, кривые 3, 4). Полученные кривые по характеру повторяют зависимости углового коэффициента нагрузки от угла наклона (рис. 4, б, кривые 1,2).

Таким образом, продолжительность безотказной работы насосных штанг увеличивается с возрастанием угла наклона ствола, но только для скважин, имеющих одинаковую длину колонны, или, другими словами, если при увеличении угла наклона ствола скважины уменьшается фактическая глубина подвески насоса.

Если анализируемые группы скважин приводить к одной глубине по вертикали, то МРП скважин с увеличением угла отклонения ствола скважины от вертикали уменьшается аналогично изменению рабочих характеристик штанговых установок в наклонных скважинах (рис. 5).

Обеспечение одинаковой глубины подвески насосов по вертикали в сочетании с достаточно высокой надежностью их работы позволит увеличить добычу из наклонно направленных скважин. Это может быть достигнуто при условии отказа от сложившейся практики подбора насосного оборудования и выбора режима их работы для наклонно направленных скважин по инструкциям, составленным для вертикальных скважин.

Кроме   того,   необходимо   отметить,   что   при   исследовании

 

Рис. 5. Рабочие характеристики штанговых установок, работающих в трехинтервальных наклонно направленных скважинах c интенсивностью набора кривизны 1° /10 м (диаметр насоса 43 мм, глубина спуска по вертикали 900 м):

1  -  максимальная нагрузка на головку балансира Ртях; 2  -  крутящий момент на валу редуктора М; 3    -    удлинение   подвески   насоса   ∆l;  4  -  приведенное напряжение в теле штанг σ

 

работоспособности штанговых установок выбор МРП в качестве показателя надежности также может привести к ошибочным выводам. Показатель надежности в виде МРП недостаточно характеризует работу насосного оборудования, поскольку в зависимости от скорости откачки этот показатель может изменяться в самых широких пределах, а при нулевом дебите  -  стремиться к бесконечности. Учитывая это, Б.Б. Круман за показатель надежности принимает число циклов работы насосных штанг.

Однако показатель надежности в виде числа циклов так же, как и МРП, не отражает полный объем работы, совершаемой насосной установкой, в нем не учитываются длина пробега штанговой колонны (длина хода станка - качалки), нагруженность установки (масса штанг и жидкости). Это значит, что число циклов также не может служить объективным показателем работоспособности насосной установки.

С учетом этих обстоятельств разработан метод обработки статистической информации, основанный на использовании в качестве критерия при исследовании механизма формирования аварийных ситуаций работы, совершаемой за межремонтный период (РСН). Предложенный РСН позволяет оценивать технические ресурсы узлов насосной установки в зависимости от действительно совершенной работы (в физическом смысле слова работа), определяемой по формуле

W  = 17,28 * 104 *S*n*T*Pа,

где W  -  работа, совершаемая насосной установкой за межремонтный период, Дж; S  -  длина хода полированного штока, м; п  -  число ходов головки балансира, 1/мин; Т -  межремонтный период, сут; Ра  -  амплитуда нагрузок на головку балансира, Н. О степени влияния угла наклона ствола скважины на подачу

 

насоса мнения специалистов также расходятся. Так, например, в работах Ш.Н. Алиева утверждается, что подача глубинного насоса значительно снижается с увеличением отклонения его оси от вертикали. Проведенные им эксперименты на стендовой скважине показали, что с ростом угла наклона скважины утечки жидкости через клапаны увеличиваются и, как следствие этого, происходит преждевременное истирание седла клапана.0 Кроме того, установлено, что при углах наклона 15, 45 и 60° подача насоса уменьшается соответственно на 10, 25 и 40%. Другие исследователи утверждают, что в наклонных скважинах в связи с отклонением движения клапанов от осевой линии пропуски жидкости через клапан намного увеличиваются, и рекомендуется устанавливать насос на участке, соответствующем наименьшему значению зенитного угла. С другой стороны, опыт эксплуатации наклонных скважин на месторождениях Башкирии показывает, что подача штангового насоса при установке его на участке ствола скважины с углом наклона до 40 изменяется весьма незначительно. На подачу насоса в скважинных условиях влияет множество факторов. Очевидно, что отрицательное влияние одного фактора компенсируется положительным влиянием другого. Например, увеличение угла отклонения оси насоса от вертикали ухудшает условия работы шарового клапана, но улучшает условия сепарации газа у приема, так как наклонная труба служит естественным сепаратором. Пространственные параметры ствола скважины существенное влияние оказывают также на эффективность работы УЭЦН.

Одно из первых исследований опыта эксплуатации работоспособности погружных центробежных насосов в наклонно направленных скважинах проведено Особым конструкторским бюро по бесштанговым насосам (ОКБ БН) в 1966 г. В процессе исследований была проанализирована работоспособность установок ЭЦН в 207 наклонных и 229 вертикальных скважинах производственных объединений "Башнефть", "Татнефть" и "Куйбышевнефть". В этой работе на основе анализа промысловых данных сделан вывод, что работоспособность установок ЭЦН в наклонных скважинах в исследованных пределах искривления их стволов (зенитный угол в зоне подвески ЭЦН до 37° , максимальная интенсивность искривления ствола скважины до 4° на 10 м) не отличается от работоспособности этих установок в вертикальных скважинах.

Однако опыт эксплуатации погружных центробежных насосов на Советском, Самотлорском и Трехозерном месторождениях Западной Сибири, проанализированной в 1976 г. в СибНИИНП, показывает, что для этих месторождений наличие в профиле ствола скважины участков с приращением кривизны более 2° на 10 м уже приводит к резкому возрастанию числа повторных ремонтов из - за повреждения кабеля при спуске насосного агрегата. Сравнительно большие приращения кривизны (более 0° 15' на 10 м) в интервале установки насоса значительно снижают

 

продолжительность его работы из - за усталостных напряжений вала. Особую сложность представляет эксплуатация скважин насосами фирмы "РЭДА", имеющими габариты значительно больше отечественных.

По данных исследований СибНИИНП, при интенсивности искривления 5 и более на 10 м ствола межремонтный период работы УЭЦН сокращается со 140 до 68 сут. При наборе кривизны 2° на 10 м МРП снижается лишь на 10 сут.

Таким образом, несмотря на многочисленность проведенных исследований, зависимость между рабочими характеристиками насосных установок и параметрами, определяющими пространственную конфигурацию ствола скважины, имеет весьма расплывчатый характер. Также не регламентированы ограничения по кривизне на условие спуска и эксплуатации штанговых установок.

В связи с этим в БашНИПИнефти проведен ряд теоретических, лабораторных и промысловых исследований степени влияния пространственных параметров ствола скважины на рабочую характеристику насосных установок.

Для выявления основных закономерностей влияния параметров скважины на эффективность работы насосных установок выполнен статистический анализ по 600 скважинам НГДУ "Туймазанефть" за 5 лет работы. Обработкой данных по стандартной статистической программе, использующей кибернетические методы, получена иерархия эксплуатационных факторов по степени влияния на показатели работы УСШН. Подтвердилось, что характер профиля скважины влияет на работу насосной установки. Но оказалось, что наиболее сильное влияние оказывает кривизна в области набора. Это дало возможность сделать вполне логичное предположение, что работу насосной установки осложняет деформация ее элементов, обусловленная искривленным профилем. Таким образом, усложнение технологических процессов при эксплуатации наклонных и искривленных скважин в сочетании с прогрессирующим обводнением продукции и повышением ее вязкости и превышением в связи с этим фактических нагрузок над расчетными приводит к снижению эксплуатационной надежности оборудования. Несоответствие расчетных и фактических нагрузок на штанги, работающие в наклонно направленных скважинах, обусловлено ростом сил трения. Работа, затрачиваемая на трение, направлена в основном на преодоление внешних сопротивлений, к которым относятся трение штанг о трубы и плунжера о цилиндр, трение столба жидкости о насосно - компрессорные трубы и трение колонны штанг о жидкость. Трение штанг о стенки труб и плунжера о цилиндр происходит в жидкостной среде. Но вследствие несовершенства смазки и шероховатости поверхностей труб и штанговых муфт и штанг трение подчиняется закону полусухого трения. Последнее имеет место в том случае, если слой смазки недостаточно толстый или трущиеся поверхности сильно шероховаты. Тогда кроме сопротивления при сдвиге

 

слоев смазки возникает сила сопротивления от взаимного задевания выступов трущихся поверхностей.

Сила полусухого (граничного) трения штанг о трубы в вертикальных скважинах при статическом режиме работы УСШН незначительна, и поэтому ее обычно не учитывают. При динамическом режиме сила трения штанг о трубы достигает определенных значений и ее необходимо учитывать. В то же время в наклонно направленных скважинах даже при статическом режиме работы УСШН силы граничного трения настолько значительны, что пренебречь ими невозможно.

При эксплуатации наклонных скважин штанговыми насосами в отдельных случаях наблюдается интенсивный износ штанг, штанговых муфт и насосно - компрессорных труб. Это приводит к снижению срока службы штанг, муфт и особенно НКТ по сравнению со сроком службы в аналогичных по условиям эксплуатации вертикальных скважинах. Кроме того, в наклонных скважинах возрастает амплитуда нагрузок вследствие увеличения нагрузок при ходе вверх и снижения их при ходе вниз. По этой причине формулы для определения экстремальных значений нагрузок в точке подвеса штанг в вертикальных скважинах не могут быть использованы для расчетов в наклонно направленных скважинах.

Известные исследования основываются на предположении, что коэффициент трения одинаков для тела штанг и штанговых муфт, а значения коэффициентов трения принимаются различными авторами в очень широких пределах (от 0,1 до 0,6).

Первые исследования коэффициента трения штанг о трубы проведены В.Ф. Троицким на основе промысловых материалов. Использовалась методика зпределения коэффициента трения по концевой части динамограммы при работе насоса с неполным заполнением:

f = T/N,

где Т  -  сила трения при движении штанг вверх по динамограмме; N  -  прижимающая сила, вычисленная по формуле A.M. Пирвердяна.

Коэффициенты трения определены для трех категорий скважин, различающихся по вязкости откачиваемой жидкости (табл. 3).

Исследования проведены при допущениях, что коэффициент трения по всей длине скважины остается неизменным и его значение определяется в основном вязкостью откачиваемой жидкости.

Результаты исследования сил трения, проведенного по той же методике Ш.Н. Алиевым, показывают неправомерность последнего допущения В.Ф. Троицкого. Из данных табл. 4 видно, что при одной и той же вязкости откачиваемой продукции с изменением нормальных усилий, прижимающих штангу к трубе, значение коэффициента трения изменяется в широких пределах.

Н.Д.  Дрэготеску считает,  что коэффициент трения штанг о

 

Таблица   3

Коэффициенты трения штанг о трубы по данным В.Ф. Троицкого

Количество исследованных наклонно направленных скважин

Откачиваемая

жидкость

Вязкость, 104 м2

Средний коэффициент трения колонны насосных штанг о трубы

17

Нефть с водой

0,01

0,25

20

Легкая нефть

0,1

0,2

15

Вязкая нефть

0,3

0,159

Таблица    4

Коэффициенты трения штанг о трубы по данным Ш.Н. Алиева

Вязкость откачиваемой жидкости, 104 м2

Нормальные усилия по формуле A.M. Пирвердяна при ходе вверх, кН

Коэффициент трения

0,292

5,05

0,27

0,261

9,02

0,18

0,261

7,60

0,22

0,315

10,59

0,11

0,293

46,10

0,15

0,361

62,00

0,12

0,300

23,00

0,16

0,300

89,90

0,16

0,261

27,80

0,26

трубы связан с удельным весом нефти и имеет следующие значения: при удельном весе 9,04; 9,60 и 9,80 кН/м3 коэффициент трения составляет соответственно 0,25; 0,33 и 0,60.

В указанных работах изучалось влияние на коэффициент трения отдельных факторов в отрыве от остальных, действующих на процесс, а также сделано допущение о неизменности коэффициента трения по всей длине ствола скважины. На практике интенсивность искривления ствола скважины от устья до забоя не остается постоянной, соответственно изменяется нормальное усилие. А это влечет за собой изменение значения коэффициента трения.

Имеется ряд работ, посвященных изучению коэффициента трения штанг о трубы на лабораторных стендах. Исследования выполнены на лабораторной модели, состоящей из горизонтально расположенной модели трубы и модели штанговой муфты.

Существенное снижение работоспособности штанговых установок происходит также при подъеме высоковязких нефтей и водонефтяных эмульсий. Основные осложнения обусловлены в

 

первую очередь большими силами трения штанг о жидкость при их движении в насосных трубах. Трение штанг о жидкость вызывает увеличение нагрузок (особенно знакопеременных) и, наконец, отставание полированного штока от головки балансира, что приводит к удару.

Эксплуатационная надежность УСШН в значительной степени зависит от правильного выбора типоразмера и режима работы оборудования. Для проектирования технологического режима в таких скважинах необходимо оценить значение сил гидродинамического трения. Однако проведение расчетов, как правило, осложнено отсутствием данных о вязкости нефти и тем более водогазонефтяных эмульсий в насосных трубах. Отбор глубинных проб из полости насосных труб существующей техникой затруднителен. Кроме того, в силу целого ряда причин невозможно замерить вязкость проб эмульсии в их первоначальном состоянии. Вследствие этого подбор конструкции штанговой колонны и выбор режима работы штанговых установок для подъема вязких жидкостей производится в основном интуитивно. Для определения эффективной (эквивалентной) вязкости жидкости в насосных трубах может быть предложен аналитический метод, основанный на использовании данных промысловых исследований. Для этого по динамограмме существующего режима работы насосной установки определяют минимальную нагрузку и расчетным путем выделяют силы вязкого сопротивления при нисходящем движении штанговой колонны. По этим данным вычисляют эффективную вязкость жидкости в насосных трубах. Затем, учитывая полученную вязкость, рассчитывают конcтрукцию штанговой колонны и режим работы насосной установки. При выборе режима работы штанговых установок также важно соблюдать следующие условия. Первое  -  не допустить зависания штанг, т.е. необходимо рассчитать допустимую скорость, позволяющую откачивать жидкость без отставания полированного штока от головки балансира. Второе  -  скорость жидкости в насосных трубах не должна превышать скорость штанг при ходе вверх. В противном случае будет происходить значительный рост нагрузок на штанги, особенно в нижних сечениях колонны, так как, с одной стороны, появляется подъемная сила потока жидкости, действующая на штанга и НКТ, с другой стороны, возрастает давление на плунжер, обеспечивающий подъемную силу. Это приводит к возникновению дополнительной (скрытой) растягивающей силы в нижней части штанговой колонны.

Снижения скорости потока жидкости ниже скорости штанг можно достичь, если площадь проходного сечения, образованная насосными трубами и штангами, не меньше площади поперечного сечения плунжера; оптимальный режим достигается, если названные сечения равны. Известно, что в любом случае скорость потока жидкости в насосных трубах изменяется в соответствии со скоростью штанговой колонны, которая имеет синусоидальный характер, а сила вязкого трения прямо пропорциональна

 

Рис. 6. Технико - технологические средства для добычи вязких нефтей и водонефтяных эмульсий:

а, б, в  -  конструкции пневмокомпенсаторов, применение которых эффективно при вязкости продукции 250  -  450 Мпа*с и водосодержании 0 - 80%, г, д  - схемы способа внутрискважинной деэмульсации (схема г эффективна при водосодержании 65  -  80%, схема д  -  для дозировки реагента при водосодержании 30  -  80%); е  -  схема способа затрубной. эксплуатации для продукции вязкостью 350  -  400 Мпа*с

скорости. В связи с этим при откачке высоковязких жидкостей момент действия экстремальных нагрузок смещается и проявляется близко к середине хода штанг. Это приводит к ограничению области применения штанговых насосов вязкостью откачиваемой жидкости порядка 350 мПа*с. Выравнивание скорости потока жидкости в трубах позволило бы снизить экстремальные нагрузки на штанговую колонну. Один из методов технического решения этой задачи заключается в использовании газовых колпаков или компенсаторов. Эти устройства позволяют снизить экстремальные нагрузки на колонну штанг при вязкости откачиваемой жидкости 250  -  450 мПа*с. При дальнейшем возрастании вязкости эффективность работы пневмокомпенсаторов падает, что, по - видимому, связано с возрастанием сил сопротивления в отверстиях компенсаторов, приводящих к рассогласованности в работе пневмокомпенсатора (рис. 6).

При добыче высоковязких водонефтяных эмульсий известен метод внутрискважинной деэмульсации, эффективность его применения не вызывает сомнения. Однако использование этого метода в широких масштабах в настоящее время сдерживается рядом объективных причин. Прежде всего несовершенны техника и технология, используемые для внутрискважинной деэмульсации.

На нефтяных промыслах Башкортостана испытаны технико - технологические средства, позволяющие обеспечить широкое внедрение и повышение эффективности методов внутрискважинной деэмульсации [3].

Первый метод заключается в использовании для подлива воды, содержащейся в продукции скважины. Для этого на устье

 

Рис. 7. Конструкции установок для подъема вязких нефтей:

а  -  ОКБ Нефтемаш; б  -  АзНИПИнефть; в  -  МИНГ им. Губкина;  г  -  Печор-НИПИнефть; д  -  Союзтермнефты; е  -  "Пемекс"; ж  -  "Хопс"

скважины устанавливают сепаратор, нижняя часть которого соединена с затрубным пространством, а продукция скважины проходит через сепаратор и откачивается в коллектор. Применение этого варианта эффективно при откачке эмульсий с водосодержанием 65 - 80%, так как при меньшем водосодержании происходит значительное снижение отбора жидкости из скважины.

Широко известен другой метод внутрискважинной деэмульсации. Однако дозировка деэмульгатора в неразбавленном виде приводит к неоправданно большим расходам и снижению эффективности метода. Опыт использования композиции на основе деэмульгатора  -  сепарола 5014, доведенного с помощью растворителя до плотности нефти, показал хорошую ее эффективность.

Область применения методов внутрискважинной деэмульсации ограничивается вязкостью нефти, которую способна откачивать штанговая насосная установка, т.е. порядка 350 мПа*с.

В Башкирии в последние годы в разработку вводятся месторождения тяжелых нефтей, образующих эмульсии с водой, вязкость которых достигает 4000 мПа*с в устьевых пробах. В таких условиях хорошие результаты показал метод добычи нефти через затрубное пространство. Для повышения надежности разобщения работы разделительного элемента и упрощения спуско - подъемных операций пакер установлен ниже приема насоса и снабжен хвостовиком. Кроме того, в последние годы в практике насосной добычи нефти находят применение специальные насосы для подъема аномально - вязких пластовых жидкостей, разработанные как в нашей стране, так и за рубежом (рис. 7) [4].

В ОКБ Нефтемаш создано несколько типов скважинных насосов, которые могут быть использованы для откачки продукции скважины с повышенной вязкостью. Например, насос глубинный невставной скважинный (НГНС) применяют в установке для одновременно - раздельной добычи высоковязкой нефти в качестве нижнего насоса, а также самостоятельно при однопластовой глубинно - насосной эксплуатации.

 

В АзНИПИнефти разработана конструкция скважинного глубинного вставного насоса для откачки вязкопластичной жидкости НСВ - 1ВП (НСВГ - 55/43). Это дифференциальный плунжерный насос одинарного действия, состоящий из двух плунжеров, соединенных между собой полым штоком. При этом нижняя секция оборудована нагнетательным и всасывающим клапанами и выполняет роль насоса, откачивающего жидкость. Верхняя секция является силовой частью насоса, создающего дополнительные усилия, за счет которых нижний плунжер проталкивается в цилиндр (при ходе вниз), преодолевая гидравлические сопротивления в насосе и силы гидравлического трения в колонне насосно - компрессорных труб. Дополнительные усилия возникают в результате положительного перепада давления, действующего на разность площадей сечения верхнего и нижнего плунжеров.

В ПечорНИПИнефти разработан скважинный невставной насос с цельным цилиндром и разрядной камерой (НСН БРК), предназначенный для работы в скважинах внутренним диаметром не менее 144 мм, с вязкостью продукции в пластовых условиях 400  - 700, на устье 13000  -  15000 мПа*с, объемной долей свободного газа на приеме насоса не более 10%, содержанием механических примесей не более 1,3 г/л (ТУ 39 - 1178 - 87).

Работа УСШН с насосом НСН БРК в высоковязкой жидкости обеспечивается за счет гидравлического утяжеленного низа колонны штанг при помощи разрядной камеры, где давление паров скопившейся жидкости существенно ниже давления на приеме насоса.

В РАНГ им. И.М. Губкина разработан насос для откачки вязких нефтей с вакуумным усилителем, способствующим движению штанговой колонны вниз.

В НПО "Союзтермнефть" создана конструкция установки с изолированной колонной штанг и вынесенными расширенными клапанами.

За рубежом широко применяются глубинно - насосные установки фирмы "Пемекс". Установка "Пемекс" служит для подъема нефти по кольцевому пространству. В скважину спускают два ряда НКТ вплоть до эксплуатационного объекта. Кольцевое пространство между первым рядом НКТ и эксплуатационной колонной служит для отвода нефтяного газа на поверхность, а также для обработки забойного оборудования растворителем и очищающими агентами. Кроме того, открытое затрубное пространство уравнивает давление над и под забойным сальниковым устройством, снижая количество газа, попадающего в насос.

Ключевые узлы  -  специальное сальниковое уплотнение и полированный шток, устанавливаемые внизу второго ряда труб перед насосом. Таким образом, внутренняя колонна НКТ оказывается изолированной от нефти и заполняется водой, что позволяет снижать трение штанг в жидкости до минимума. Тяжелая нефть транспортируется на поверхность по кольцевому пространству между рядами двумя НКТ. Полированный шток проходит через  сальниковое  устройство  и соединяется  с глубинным  насосом. Работа насоса аналогична вышеописанным.

Установка фирмы "Хопс" служит для подъема высоковязкой нефти по затрубному пространству. В скважину на трубах спускают плунжерный насос, непосредственно под которым расположен пакер. Для герметизации специального полированного штока над плунжером устанавливают специальный сальник. Между сальником и плунжером устанавливают дополнительные обратные клапаны, соединяющие полость над плунжером с затрубным пространством. Трубы заполняют маловязкой жидкостью, в которой двигаются штанги. Таким образом в системе устраняется влияние сил трения на работу штанг.

Глава   2

НАГРУЗКИ В ШТАНГОВОЙ КОЛОННЕ, РАБОТАЮЩЕЙ В НАКЛОННО НАПРАВЛЕННОЙ СКВАЖИНЕ

Процессы трения в скважинах происходят в специфических условиях. Штанговая колонна во время движения способна менять форму своей оси и подвержена всякого рода колебаниям (продольным, поперечным).

Кроме того, штанговая колонна и внутренняя стенка ношеных труб не имеют постоянной линии контакта. Известно, что ствол скважины состоит из участков различной формы, для большинства которых осью является пространственная кривая. При чередовании выпуклых и вогнутых участков на некотором расстоянии между ними штанги отрываются от поверхностей труб, линия контакта становится прерывистой. В зависимости от интенсивности искривления оси скважины, жесткости штанговой колонны и ее натяжения контакт трения происходит либо между трубами и муфтами штанг, либо между трубами и телом штанг.

В условиях скважины смазка трущихся поверхностей также имеет специфические особенности, т.е. нет принудительной смазки и толщина смазочного слоя в основном определяется контактным давлением, вязкостью нефти и скоростью откачки.

Перечисленные специфические условия требуют детального экспериментального изучения закономерностей изменения коэффициентов трения штанг и муфт о трубы и жесткости на изгиб элементов штанговой колонны.

2.1. МЕХАНИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ РАБОТЫ КОЛОННЫ НАСОСНЫХ ШТАНГ

Принципы   построения   лабораторной   механической модели штанговой глубиннонасосной установки   рассмотрены   в работе Г.И. Иокима.   Однако   предложенная  модель   адекватна вертикальной 

 

скважине, где трение между штангами и трубами пренебрежимо мало. Рассмотрим вопросы моделирования работы насосных штанг в наклонно направленных скважинах.

Моделирование работы глубиннонасосный установки включает:

    1) моделирование вынужденных колебаний штанговой колонны;

2) моделирование напряженного состояния штанговой колонны.

Для упрощения задачи деформации насосно-компрессорных труб влияние газа на работу установки, образование эмульсии в трубах, в насосе и др. не учитываются. Таким образом, задача сводится к рассмотрению упругих явлений в длинном стержне, совершающем вынужденные продольные колебания и подверженном нагрузкам, аналогичным тем, которые испытывает колонна насосных штанг.

Геометрическое подобие

При моделировании колонны насосных штанг воспользуемся известным методом - аффинным подобием, т.е. введем для размеров поперечного сечения один масштаб (/О, а для длины -другой 2). Тогда

(6)

где X, Y - координаты точки; D - внутренний диаметр НКТ; d,d0 - диаметр тела и муфты штанг; F - площадь поперечного сечения штанг; I - момент сопротивления поперечного сечения.

(7)

где Z - координата точки; L - длина колонны штанг; l - длина штанги.

Разделив каждое соотношение полученных равенств на dн/dм и введя обозначения ХНМ =  λХ    и т.д., получим

(8)

где α = K1 / K2

 

Моделирование вынужденных колебаний штанговой колонны

Для получения критериев подобия вынужденных колебаний допускаем, что штанговая колонна ведет себя как абсолютно твердое тело, так как закон движения головки балансира мало зависит от деформации штанг. При этом дифференциальным уравнением движения штанговой колонны является следующее:

 

(9)

 

где т - масса штанговой колонны; f - коэффициент трения штанг о трубы; Р - сопротивление в насосе; F0sinwt - возмущающая сила, действующая на колонну штанги.

Опустив знаки дифференцирования, поделим все члены уравнения на один из его членов. Получаем безразмерные комплексы

 

 

Как известно, критерии подобия, если в них вместо переменных величин ввести соответствующие начальные условия, дают достаточные условия подобия двух систем. Если  и Х0 - соответственно скорость и координата в начальный момент времени, то достаточными условиями подобия являются:

Очевидно, вместо текущих значений координат, скорости и времени можно подставить некоторые их характерные значения, например, длину хода головки балансира S, максимальную скорость vmax и число ходов головки балансира n.

 

или

 

 

(10)

Преобразованием выражений (10) можно получить следующие критерии подобия:

 

 

Для моделирования напряженного состояния штанговой колонны воспользуемся критериями подобия, полученными в работе П.В. Балицкого, описывающими напряженное состояние бурильных труб, так как они являются общими и для колонны насосных штанг. Натура и модель выполнены из разных материалов.

Критерии подобия напряженного состояния:

а) растяжение (сжатие)

 

 

  или (12)

б) изгиб

Для того чтобы модель и натура были подобны по напряженному состоянию от изгиба, необходимо выполнение условия

 

(13)

 

где  или

 

 

Тогда

(14)

Радиус искривления ствола скважины определяют по формуле

(15)

Основные критерии подобия моделирования работы штанговой колонны в наклонно направленных скважинах сведены в табл. 5. Как видно из таблицы, даже применение материалов с различными физико-химическими свойствами не позволяет добиться подобия по весу 1 м штанг. Наиболее подходящий материал для моделирования штанговой колонны - латунная проволока диаметром 0,1 см. Недостающий вес 1 м может быть дополнен латунными втулками с зазором, насаженными на проволоку.

 

Таблица   5

Основные параметры, моделирующие аффинное подобие, напряженное состояние (растяжение, изгиб), вынужденные колебания штанговой колонны

Материал модели

dм, см

qм,    Н/м

λЕ

λq

[qм], Н/м

α,0

rн, м

rм, м

sin α.

αм,0

Sн, см

αn

nм, мин-1

αF0

F0м, Н

штанговой колонны

Сталь

0,11

0,074

1

80

0,88

10

144

28,8

0,1736

10

120

0,5

12

400

88,40

Вольфрам

0,11

0,18

0,7

56

0,54

10

144

28,8

0,1736

10

120

0,5

12

280

126,20

Медноникелевый сплав ТБ

0,11

0,086

2,5

200

0,15

10

144

28,8

0,1736

10

120

0,5

12

800

44,10

Мягкий свинец

0,11

0,1078

44

3520

0,0085

10

14.4

28,8

0,1736

10

120

0,5

12         

17 600

2,00

Твердый свинец

0,11

0,1078

31

2480

0,012

10

144

28,8

0,1736

10

120

0,5

12

12 400

2,85

Латунь

0,11

0,08

2,31

184,8

0,163

10

144

28,8

0,1736

10

120

0,5

12

924

38,30

’’

0,10

0,067

2,31

223,6    

0,135

10

144

28,8

0,1736

10

120

0,5

12

1118

3,16

’’

0,10

0,067

2,31

223,6    

0,135

15

96,6

19,32

0,2588

15

300

0,32

18,75

1118

3,16

’’

0,10

0,067

2,31

223,6    

0,135

20

73,09

14.62

0,3420

20

40

0,86

6,94

1118

3,16 .

Примечание: dH =2,2 см; qн = 30,2 Н/м; λL = 5; hн = 25 м; λr =- 5;  пн = 6 м-1;Sм = 30 см; F = 35 350 Н.

 

Рис. 8. Схема лабораторного стенда, моделирующего наклонно направленную скважину, оборудованную штанговой установкой

На основе полученных критериев подобия спроектирован лабораторный стенд (рис. 8). Стенд включает механизм возвратно-поступательного движения 1, поворотные ролики 2, пары груз-пружина 3, модель колонны штанг 6 и насосных труб 7,

 

модель глубинного насоса 4 и устройство для замера нагрузок 5 на привод. Расчеты показывают, что для нашего случая втулки должны иметь наружный диаметр 0,15 см при внутреннем диаметре 0,11 см Анализ табл. 5 показывает, что моделирование полной длины штанговой колонны выполнить сложно, так как при длине штанговой колонны 1000 м длина модели должна быть 200 м. Поэтому часть штанговой колонны моделируем латунной проволокой (соответствующей длине натуры 25 м), помещенной в трубу, моделирующую насосные трубы. Остальную часть модели выполняем в виде грузов, соединенных между собой цилиндрическими пружинами растяжения. При этом каждую пару груз-пружина изготовляем в соответствии с длиной натуры (100 м), это позволит перестановкой грузов выше или ниже проволоки имитировать глубину расположения изогнутого участка строла скважины. Расчет размеров груза и пружины производим следующим образом. Определяем удлинение проволоки, имитирующей длину натуры (100 м), затем выбираем пружину, имеющую удлинение ∆l при действии нагрузки NK. Для нашего случая: вес груза - 2,76 Н, пружина № 296, число рабочих витков - 9.

2.2.  МЕХАНИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ  РАБОТЫ НАСОСНО-КОМПРЕССОРНЫХ ТРУБ

Довольно значительная часть подземных ремонтов скважин (ПРС) связана с неполадками НКТ. Только в 1988 г. в объединении "Башнефть" проведено 708 ремонтов, связанных с утечками в НКТ (около 5% от общего количества ПРС). Около 55% составили утечки в резьбовой части, остальные - по телу НКТ. Такое распределение видов утечек характерно для всех НГДУ. Наибольшее количество ремонтов из-за утечек отмечено в НГДУ "Южарланнефть", наименьшее - в НГДУ "Арланнефть", "Уфа-нефть". В остальных НГДУ доля ремонтов из-за утечек находится примерно на одном уровне.

Анализ утечек по заводам-изготовителям показывает, что наибольшая аварийность характерна для НКТ производства Азтрубзавода, Руставского завода (табл. 6). По всем заводам-изготовителям сохраняется преобладание утечек в резьбовой части НКТ [5].

Как показали выборочные проверки, основные причины утечек в резьбовой части - это коррозия, дефекты изготовления и эксплуатации, а также работа НКТ в сложнонапряженном состоянии в ННС. Структура утечек приведена на рис. 9.

Утечки по телу НКТ наблюдаются по трем причинам: скрытые заводские дефекты, истирание тела НКТ штангами в наклонно направленных скважинах и коррозия. Из-за коррозии произошло около 90% ремонтов, связанных с утечками по телу НКТ.

Для защиты колонн НКТ рекомендуются ингибиторы коррозии типа К-2175, коррексид 7798, Нефтехим, Викор-1, Урал-2. Периодическая заливка ингибитора К-2175 позволила сократить

 

Таблица   6

Распределение ремонтов, связанных с утечками в НКТ, по заводам-изготовителям (данные 1988 г.)

Показатели

Завод-изготовитель

Всего

Азовский труб ный

Рустав-ский

Нижне-днепро петровский

Перво уральский

Каменск -Уральский

Зарубежные

Изготовитель не установлен

Всего ремонтов       

125

121

117

29

17

82

148        

709

В том числе:

из-за утечек             по резьбовой части НКТ

66

68

74

17

7

52

79

386

из-за утечек          по телу трубы

62

53

43

12

10

30

69

322

Аварийность              в расчете на 1000 м НКТ

0,29

0.21

0.15

0,02

0,19

0,09

-

0,18


число   ПРС   из-за утечек в теле   НКТ   в 4 раза   (НГДУ   "Чек-магушнефть").

Анализ аварийности по новым НКТ (со сроком службы до 5 лет) показал, что из-за отсутствия опрессовки при проведении входного контроля труб происходит дополнительно до 3% "лишних" ремонтов от общего количества ПРС. Коррозионное разрушение характерно для НКТ всех заводов. Наиболее подвержены коррозии трубы Нижнеднепропетровского трубопрокатного завода, затем - японские и австрийские. Отклонение геометрических параметров резьбы приводит к ее размыву на трубах. Высок процент таких дефектов у труб Сумгаитского, затем Нижнеднепропетровского, Руставского, Каменск-Уральского заводов. Следует отметить высокое качество резьбовых соединений импортных труб.

Существенный резерв сокращения подземных ремонтов - предупреждение спуска в скважины дефектных труб. Для этого необходимо проводить входной контроль НКТ. Методы и средства входного контроля качества НКТ даны в разработанном БашНИПИнефтью СТО 03-136-89 "Штанги насосные, трубы насосно-компрессорные и муфты к ним. Порядок проведения входного контроля". На продолжительность безотказной работы НКТ значительное влияние оказывают условия работы насосно-компрессорных труб в ННС, оценить которые в промысловых условиях крайне затруднительно либо вообще невозможно. Поэтому с целью повышения эффективности работы НКТ на искривленных участках скважины важное значение приобретают экспериментальные исследования по оценке влияния отдельных факторов [16].

 

Рис. 9. Структура утечек в подземной части УСШН

 

 

Опыт эксплуатации колонн НКТ показывает, что в качестве основных факторов, определяющих условия их работы применительно к искривленным участкам ствола скважины, следует признать изменяющиеся во времени осевые нагрузки, вызывающие линейные деформации, давление рабочей среды, а также обусловленную искривлением ствола скважины деформацию от изгиба.

Применительно к эксплуатации скважин с помощью штанговых скважинных насосов растягивающая нагрузка, действующая на муфтовое соединение НКТ на глубине Я, согласно [12] определяется по формуле

(16)

где L - длина колонны насосных штанг; qm    - вес 1 м НКТ; ρ -

 

плотность  жидкости;   ру   -  давление   на   устье   скважины;   F  -площадь кольцевого сечения над плунжером насоса.

Моделирование осевых нагрузок, действующих на колонну НКТ, возможно с помощью силового гидроцилиндра, в котором необходимо создать давление

(17)

где Fц - площадь рабочей поверхности поршня гидроцилиндра; P0 - давление внутри образца НКТ;  Fm    - площадь проходного сечения образца НКТ.

Давление внутри образца НКТ

(18)

Линейное удлинение насосных штанг и НКТ можно определить по формуле

(19)

где g - ускорение свободного падения; Е - модуль упругости I рода для материала штанг и труб; Lш, Lт  - длина штанг и труб соответственно; fш, fт  - площадь сечения по металлу штанг и труб соответственно.

С   учетом  выражений   (16)   и   (19)   линейную  деформацию образца НКТ со штоком гидроцилиндра можно определить как

(20)

где L0 , Lшт - длина образца НКТ и штока гидроцилиндра соответственно; f0, fшт  - площадь сечения по металлу образца НКТ и штока цилиндра соответственно.

Среднюю скорость движения головки балансира при ходе на величину S' можно рассчитать так:

(21)

где п - число качаний балансира в минуту.

Тогда время погружения муфтового соединения колонны НКТ на глубине Н составит

(22)

С учетом (21) выражение (22) примет вид

(23)

 

Рис. 10. Схема стенда для исследования работы труб в ННС

Для исследования работы труб в ННС спроектирован лабораторный стенд, в котором образец НКТ 9 с муфтовым соединением 7 устанавливается шарнирно в опоры 5 и 10 (рис. 10). Стенд монтируется на станине 21. Ручным насосом 2 из резервуара 1 во внутреннюю полость образца 9 через заглушку 4 нагнетается рабочая жидкость, давление которой контролируется манометром 3. Образец трубы изгибается винтовой опорой 6, выполненной совместно с накопителем 8 для сбора жидкости. Плунжерный насос 17 нагнетает масло из резервуара 18 в гидроцилиндр 13, управляемый золотниковым устройством 19 и диафрагмами 20. При создании избыточного давления в левой полости гидроцилиндра 14 через шток 11 и заглушку передается растягивающая нагрузка на образец, а при создании избыточного давления в правой полости образец сжимается. Регулятор давления 16 позволяет в процессе работы создавать в гидросистеме нормируемое давление, т.е. регулировать осевую нагрузку. Аккумулятор давления 15 сглаживает его колебания, возникающие

 

вследствие неравномерности работы насоса 77 и гидроцилиндра 13. Давление в гидросистеме контролируется манометрами 3, 12 [16].

Стенд позволяет использовать результаты исследования на модели для прогнозирования работы колонны НКТ в искривленном участке ствола скважины.

2.3. КОЭФФИЦИЕНТ ТРЕНИЯ ШТАНГ И МУФТ

С целью экспериментального исследования совместного влияния вязкости нефти, относительной скорости движения трущихся тел и удельной нормальной нагрузки на коэффициент трения муфт и штанг были созданы два стенда: для исследования на образцах в натуральную величину (горизонтальный стенд) и для исследования на уменьшенных образцах (моделирующий сильно искривленный участок ствола скважины). Горизонтальный стенд состоит из модели муфты или штанги 1 и модели насосной трубы 2 (рис. 11, а). Модель штанговой муфты имеет диаметр 46 мм. Диаметр отрезка трубы - 62 мм. Длина отрезка трубы равна 100 мм, что обеспечивает длину зоны касания трущихся элементов 1 и 2, равную длине натурного образца муфты. Образец штанги опирается на ролики 4 и соединен с приводом, обеспечивающим его возвратно-поступательное движение. Насосная труба через тензодатчик 3 соединена с регистрирующей аппаратурой. Прижимающая сила создается нагрузкой 2 на отрезок насосной трубы 5, приложенной к его середине через шарнирное соединение. Шарнирное приложение нагрузки обеспечивает возможность свободного поворота образца. Это соответствует

Рис. 11. Схема стенда для штанг и труб:

а - для  образцов  в  натуральную  величину;   б  -  для образцов штанг уменьшенных размеров

 

представлению, что штанги из-за своей малой жесткости при изгибе не препятствуют повороту муфты. В этом случае соблюдаются условия моделирования трения при гидродинамическом режиме, когда образуется жидкостный смазочный клин между муфтой и трубой (условия однозначности согласно третьей теореме подобна).

При исследовании трения натурных образцов штанг вместо цилиндра устанавливают отрезок штанги диаметром 19, 22, 25 мм. Для оценки влияния концевых эффектов были использованы отрезки труб двух длин: 100 и 200 мм. Влияние концевых эффектов не наблюдалось, и поэтому основное количество измерений проведено для отрезков 100 мм.

Для определения влияния искривления ствола скважины на коэффициент трения штанг создан стенд уменьшенных размеров (рис. 11, б) [20]. Этот стенд представляет собой вращающееся колесо 2, по ободу которого сделана канавка 5, моделирующая искривленную насосную трубу - Штанга моделируется проволокой 3, расположенной в канавке и охватывающей часть колеса. Один конец проволоки прикреплен к датчику усилия 1. К другому концу приложена нагрузка 4, создающая прижимающую силу. Геометрическое подобие обеспечивается критериями подобия

где d - диаметр штанг; h - длина искривленного ствола скважины; λ - масштаб геометрического подобия; r - радиус искривления ствола скважины; индекс "н" соответствует размерам натуры, а индекс "м" - модели.

Принимая λd = 20 и λh  = 34 для интенсивного искривления ствола скважины 2 на 10 м, получаем rм = 0,2 м. В соответствии с полученными масштабами спроектирован и изготовлен стенд, имеющий диаметр колеса 400 мм, диаметр канавки 3,1 мм, диаметр проволоки 1,1 мм. Отношение диаметра проволоки к диаметру канавки равно отношению диаметра штанг 22 мм к внутреннему диаметру труб 62 мм, коэффициент геометрического подобия равен 20. Измерения проводили при угле охвата колеса проволокой, равном 900 , Контрольные измерения при угле охвата 1800 показали, что концевые эффекты не сказываются на результатах.

В процессе трения значительную роль играет шероховатость трущихся поверхностей. В связи с этим с помощью профилометра была оценена шероховатость трущихся пар в новых образцах муфт, штанг и труб, а также проработавших на скважине. Измерения показали, что поверхность новых штанг и внутренняя стенка насосных труб имеют 4-5 класс чистоты, а за счет притирки во время работы чистота трущихся поверхностей

 

достигает 7-8 класса. Это соответствует данным, приведенным в работе С.К. Кадымовой, согласно которым коэффициент трения в течение 8 ч работы трущихся пар снижается на 50%. Поэтому можно считать, что в реальных промысловых условиях муфты, штанги и трубы имеют малую шероховатость. Приведенные далее результаты получены для поверхностей 7-8 класса чистоты.

Коэффициент трения для протяженных тел определяется из выражения

f = F/N,

где F - сила трения на единицу длины, Н/м; N - прижимающая сила на единицу длины, Н/м.

При наличии смазки трение зависит от безразмерной величины, которая называется обобщенным числом Зоммерфельда [2]

 

где μ -  вязкость  жидкости,  Па*с;   υ -  относительная скорость трущихся тел, м/с.

Верхняя граница диапазона числа Зоммерфельда, для которого необходимо провести исследование, определяется выражением

 

 

Для штанговой насосной  эксплуатации можно принять,  что υmax = 1 м/с, μmax=0,1 Па*с. В условиях скважины Nmax может иметь очень малые значения, однако проведение исследований трения целесообразно, когда сила трения F существенна, т.е. сравнима с весом единицы длины штанг q. Для муфт это условие принимает вид:

(24)

где lм - длина муфты; lш - длина штанги.

Здесь   принято,    что   сила    трения   составляет    1/10   веса штанг.

Учитывая, что  из (24), при f = 0,2 находим

 (25)

Так как q 30 Н/м, то из (23) имеем

 (26)

Из таких же соображений находим верхнюю границу для тела штанг Somax = 10-3. При определении нижней границы числа So для муфт и штанг воспользуемся  известной из области машиностроения зависимостью . Можно предположить, что f не превышает значений 102. Тогда находим Somax  10-6. Таким

 

Рис. 12. Преобразователь усилий:

а - обший вид; б - схема электрических соединений

образом, если So > Somax, то трение соответствует малой прижимающей силе, когда трение вообще несущественно. Если So < Somin, то граничное трение со смазкой незначительно по сравнению с общим трением.

В указанном диапазоне было проведено 102 опыта для муфт и 240 опытов для штанг. Силу трения регистрировали при помощи аппаратуры, включающей преобразователь усилий (рис. 12, а), состоящий из чувствительного элемента / в виде прямоугольника из упругого металла, установленного на текстолитовом основании 2. На поверхности чувствительного элемента в областях растягивающих и сжимающих деформаций наклеивают проволочные тензорезисторы 3. Выводы из резисторов, образующих смежные плечи активного полумоста, припаивают к контактам 1, 2, 3 (рис. 12, б) основания датчика.

Принцип действия преобразователя заключается в передаче деформаций упругого элемента, испытывающего растягивающие усилия, к тензорезисторам. Деформируясь, тензорезисторы изменяют свое сопротивление, уменьшая его от сжатия и увеличивая от растяжения. Общее изменение сопротивления обоих плеч вызывает разбаланс всей мостовой схемы. Разность потенциалов, возникающая в измерительной диагонали моста, фиксируется на регистраторе в виде диаграммы усилий в функции времени. Типовая запись силы трения показана на рис. 13. По среднему значению записанной силы трения вычисляют коэффициент трения.

На рис. 14 представлены результаты измерений на стенде, моделирующем сильно искривленный участок ствола скважины, и на горизонтальном стенде с использованием уменьшенных образцов. Результаты исследований свидетельствуют о том, что искривление ствола в геометрическом смысле не оказывает влияния на коэффициент трения и поэтому исследования на образцах в натуральную величину проведены на горизонтальном стенде.


 

Рис. 13. Типовая запись силы трения:

1 -  v = 0,0146 м/с,  N = 80 Н/м. μ = 59*10-3 Па*с;   

2  -  v = 0,0024 м/с,  N = 50 Н/м. μ = 59*10-3 Па*с;   

Рис. 14. Зависимость коэффициента трения от числа Зоммерфельда:

1 - для муфт; 2 - для штанг

 

На рис. 14 кривая 1 представляет результаты измерений для муфт. Она имеет характерный вид зависимости коэффициента трения от числа Зоммерфельда для случаев трения смазанных тел [2]. Кривая f(So) состоит из падающего и восходящего участков, а в средней части достигает минимума. На падающем участке при малых значениях So трение происходит в режиме граничной смазки, а на восходящем при больших So - в режиме гидродинамической смазки. При средних So отмечается переходный (смешанный) режим смазки.

Кривая 2 на рис. 14 построена по результатам измерений коэффициента трения тела штанг. Основное различие зависимостей коэффициентов трения муфт и штанг состоит в том, что для штанг граница перехода на режим граничного трения смещается в сторону увеличения числа Зоммерфельда.

Гидродинамический режим характеризуется наличием жидкости, полностью разделяющей трущиеся поверхности. Так как

 

Рис. 15. Схема граничного слоя по Боудену:

1   -   поверхность   насосной   трубы;   2   - поверхность штанг

 

твердые детали не касаются друг друга, то износ практически не существует, а сопротивление движению определяется только вязкостью жидкости. Режим трения определяется обобщенным числом Зоммерфельда. При снижении числа Зоммерфельда ниже указанных значений невозможно обеспечить полное гидродинамическое разделение двух трущихся поверхностей, в этом случае возникает смешанный режим или режим граничного слоя. Режим смешанной смазки включает частичный контакт выступающих вершин неровностей и наличие достаточно большого количества смазки в полостях. На рис. 15 приведена схема граничного слоя по Боудену [2]. В этом случае сопротивление движению определяется как вязкостью смазочного слоя, так и задеванием вершин неровностей трущихся поверхностей. Нижняя граница смешанной смазки по экспериментальным данным находится ниже числа Зоммерфельда (10-5 для тела штанг и 10-6 для штанговых муфт). Дальнейшее снижение числа Зоммерфельда вызывает твердое трение (трение без смазки). При этом смазка между трущимися поверхностями полностью вытесняется и сопротивление движению вызывает взаимозадевание выступов неровностей.

Коэффициент для граничного трения в общем случае может быть рассчитан так  [11]:

(27)

Для удобства проведения расчетов сил трения опытные данные аппроксимированы четырехпараметрической функцией, значения коэффициентов а, Ь, с, d представлены в табл. 7.

Таблица7

Коэффициенты граничного трения

Пара трения

а

b

с

d

Труба - муфта

7,01

0,10

0,54

9,13 * 103

Труба - штанга

30,51

0,06

0,49

5,77 * 103

 

Рис. 16. Схема стенда для исследования трения муфт, штанг и центраторов

Сухое трение сопровождается заеданием трущихся тел, повышенным износом труб и штанг. Если в продукции скважины, в которой пара трения труба - штанга работает в режиме сухого трения, содержится большое количество пластовой воды и агрессивных газов, износ может принять катастрофический характер, что служит причиной частых отказов насосного оборудования.

Увеличение числа Зоммерфельда во избежание режима сухого трения может быть достигнуто повышением вязкости откачиваемой жидкости и добавлением высокомолекулярных соединений или применением технико-технологических средств для уменьшения прижимающей силы.

Третья серия экспериментальных исследований трения штанг, муфт и штанговых центраторов проведена на лабораторной установке (рис. 16) [21].

Стенд содержит механизм возвратно-поступательного движения, приводящий в движение раму, на которой закреплена модель колонны штанг 2. Возникающая при этом сила трения непрерывно фиксируется при помощи тензометрической аппаратуры 1.

Имитатор НКТ прижимается снизу к модели штанг посредством узла нагружения 3. Воспроизводство натурных (скважинных) условий обеспечивается циркуляцией жидкости в зоне трения. Гидравлическая система 4 позволяет варьировать вязкость и обеспечивает естественный вынос продуктов износа. В скважинных условиях в зоне трения штанг и муфт о насосные трубы в основном жидкость движется в ламинарном режиме. Ламинарный режим достигается применением в качестве рабочей

 

Рис. 17. Коэффициент трения штанг, муфт и центраторов:

1  -  штанга диаметром   19  мм; 2 - штанга 22 мм; 3 - муфта 46 мм; 4 - муфта 42 мм; 5 -шариковый центратор 12,7 мм; б - то же, 11,5 мм; 7 - то же, 10,5 мм; 8 - центратор сборный из двух частей; 9 - центратор цельный цилиндрический

 

жидкости индустриального масла И - 40А вязкостью 0,064 Па*с и регулированием его расхода. Прижимающая сила в опытах составляла от 70 до 700 Н. Скорость движения образца колонны штанг изменяется по синусоидальному закону, что соответствует скважинным условиям. Достигаемая максимальная скорость на стендах равна 0,7 м/с при S = 0,15 м и п =  90 мин-1, на скважинах наиболее распространенный режим характеризуется S = 2,5 м, п = 6 мин-1 и максимальной скоростью 0,78 м/с.

В скважине из-за высокой гибкости штанг касание штанговой муфты стенок трубы происходит в большинстве случаев по всей ее длине. Поэтому при исследовании штанговых муфт и полимерных центраторов обеспечивался контакт по всей длине образцов. Исследуемые имитаторы до начала опыта предварительно притирают друг к другу при максимальной (700 Н) нагрузке в течение часа, так как в период первичной притирки коэффициент трения резко изменяется во времени. Полученные результаты без предварительной притирки показали, что происходит заметное снижение значений коэффициента трения при одном и том же прижимающем усилии в течение первого часа притирки. Сказывается значительное уменьшение шероховатости поверхностей новых образцов штанг, муфт и НКТ.

Исследования проводили при увеличивающейся (от 0 до 700 Н) удельной прижимающей нагрузке, при этом фиксировали силу трения в паре. Для исключения случайных ошибок при

 

Рис. 18. Зависимость коэффициента трения штанг, муфт и центра-торов от приведенного числа Зоммерфельда (Обозначения см. рис. 17)

 

измерении силы трения установку выводили на режим в течение 30 мин. После этого производили запись силы трения. При замене имитатора колонны штанг имитатор НКТ не меняли, а только поворачивали вокруг своей оси для смены места трения. Опыты проводили с использованием натурных образцов штанг диаметром 19 и 22 мм (рис. 17, кривые 1, 2), а также соответствующих им штанговых муфт (кривые 3, 4). Кроме того, исследовались специально разработанные шариковые металлические центраторы штанг трех типов (кривые 5, 6, 7) и цилиндрические полимерные центраторы двух типов (кривые 8, 9) для штанг диаметром 22 мм. Исследования проводили с использованием образцов длиной 50 см в качестве имитатора штанг, а также образца НКТ длиной 26 см.

На графиках показана зависимость коэффициента трения штанг, муфт и центраторов от числа Зоммерфельда. Расчет производили для максимальной скорости движения образца. Силу трения определяли соответствующую этой скорости.

На рис.  18 показаны графики, для которых число

 

Рис. 19. Зависимость коэффициента трения:

а - от прижимающей нагрузки для муфт диаметром 42 мм; 1 - нефть вязкостью 35 МПа*с; 2 - то же, 64 МПа * с; 3 - то же, 262 МПа * с; 4 - масло И-40А; б -от числа Зоммерфельда; 1,1' - тело штанг диаметром 22 мм; 2,2 - муфта 42 мм; 3,3' - полиэтиленовый центратор 53 мм; 4,4' - шариковый центратор 46 мм; I - нефть вязкостью 35 МПа*с; II - то же, 262 МПа * с; III - то же, 64 МПа * с; IV - смазочное масло И-40А вязкостью 64 МПа * с

Зоммерфельда приведено на длину штанги (0,5 м) с целью упрощения сопоставительного анализа коэффициентов трения разных конструкций центраторов при одинаковых удельных прижимающих силах на длину штанги.

Анализ результатов показывает, что наименьший коэффициент трения имеют полимерные центраторы обеих вариантов в довольно большом диапазоне изменения So (см. рис. 17, кривые 8, 9), причем он меньше для цилиндрического удлиненного варианта. Металлические центраторы имеют больший коэффициент трения (см. рис. 17, кривые 5, 6, 7) по сравнению с полимерными центраторами, но меньший по сравнению со штанговыми муфтами. Это достигается частичной заменой трения скольжения на трение качения - конструкция центраторов предусматривает применение шариков, свободно вращающихся в обоймах. Данные центраторы отличаются друг от друга лишь диаметром шариков. Больший коэффициент трения для тела штанг (см. рис. 17, кривые 7, 2) по сравнению с муфтами (кривые 3, 4) объясняется большей шероховатостью поверхности и меньшим диаметром. Результаты опытов, показанные на рис. 17, 18, позволяют определить предпочтительность применения предлагаемых центраторов путем сравнения соответствующих значений коэффициентов трения.

 

На рис. 19, а представлена зависимость коэффициента трения от усилия, приложенного к штанговой муфте для нефтей различной вязкости. Из графиков видно, что характер зависимости коэффициента трения от прижимающей нагрузки с изменением вязкости нефти меняется. Для нефтей высокой вязкости (262 МПа * с) с увеличением прижимающей нагрузки коэффициент трения вначале падает до минимума, а затем монотонно возрастает, а для нефтей меньшей вязкости (35 и 64 МПа*с) имеет только возрастающий характер.

По этим  же данным построен график в координатах  (рис. 19, б, кривая 2). Такая обработка данных позволила установить закономерность изменения коэффициента трения от числа Зоммерфельда. Причем данные, дающие разный характер графиков на рис. 19, а и 19, б, четко располагаются на одной кривой 2 [21].

В опытах с применением полимерных центраторов наблюдался их значительный механический износ [13]. Металлические центраторы не изнашиваются, но подвергают незначительному износу образец НКТ. Следует отметить, что присутствие абразивных механических примесей, особенно мелких фракций, существенно уменьшает срок службы центраторов.

2.4. ЖЕСТКОСТЬ  МУФТОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ НАСОСНЫХ ШТАНГ ПРИ ИЗГИБЕ

При работе колонн в искривленных скважинах возникают изгибающие усилия. Форма, которую принимает колонна при продольном изгибе, определяется жесткостью при изгибе самих штанг и резьбовых соединений. муфт. В значительной степени удельные прижимающие силы, определяются длиной соприкасающихся штанг, которая зависит от формы изогнутой штанговой колонны.

Для оценки.влияния муфтовых соединений и высаженных частей штанг на их жесткость были проведены сравнительные

 

Рис. 20. Зависимость прогиба штанг от нормальной нагрузки:

1, 3, 5 - штанги с муфтовыми соединениями диаметрами соответственно 0,025, 0,022, 0,019 м; 2, 4, 6 -штанги без муфт диаметрами соответственно 0,025, 0,022, 0,019 м

 

испытания. В опытах использовали штанги диаметром 22, 25 и 19 мм, длиной 4 м. До начала опытов муфтовые соединения свинчивали в соответствии с моментами, рекомендованными в РД 39-3-589-81. Испытываемые образцы укладывали на две опоры, установленные на расстоянии 3,8 м друг от друга, и среднюю часть образца нагружали. Нагружение и разгружение образцов производили дискретно, с интервалом между измерениями 50 Н. Для исключения случайных погрешностей образцы нагружали одним и тем же усилием в четырех положениях образца штанги, т.е. измеряли прогиб штанги с проворотом его на 90 .

Исследования показали, что муфтовые соединения не снижают жесткость штанг для всех трех размеров (рис. 20). Это, по-видимому, достигается за счет утолщений тела штанги в области резьбовых соединений.

2.5.  ВЛИЯНИЕ  ДЛИНЫ  ЗОНЫ  КАСАНИЯ ШТАНГ НА  СИЛЫ ГРАНИЧНОГО ТРЕНИЯ

Экспериментальное изучение трения показало, что коэффициенты трения муфт и штанг существенно отличаются. Кроме того, коэффициент трения зависит от удельной прижимающей силы. В свою очередь, удельная прижимающая сила определяется длиной зоны касания тела штанг; если штанга по всей длине прилегает к трубе, то прижимающая сила распределяется равномерно вдоль штанги. Однако вследствие различия диаметров штанг, муфт и труб штанги касаются труб не на всем протяжении. На провисающих участках штанг силы граничного трения отсутствуют.

Рассмотрим два крайних случая. В одном случае наблюдается сплошное касание муфт и штанг к внутренней поверхности труб, а в другом - касаются только муфты, штанги полностью провисают. В обоих случаях запишем условие равновесия сил, действующих на одну штангу с муфтой, в виде проекции на нормаль и касательную к оси скважины.

 

(28)

 

где Р и F - нормальные и касательные силы; индексы "м" и "ш" указывают на принадлежность величины к муфте и штгнге без муфты.

По   определению   коэффициент   трения   колонны   штанг   с муфтами

 

(29)

 

Если штанги полностью провисают, то Рш = Fш = 0, Р = Рм , F = Fм и для коэффициента трения колонны получаем

(30)

где  fм - коэффициент трения муфт о насосные трубы.

 

В случае сплошного касания штанг и муфт с трубами предположим, что нормальная нагрузка распределена пропорционально протяженности зон касания. Это предположение соответствует пренебрежению растягивающей силой и силой упругости при изгибе колонны. Тогда

где lм - длина муфты; lш - длина штанги с муфтой. Для силы трения штанги с муфтой

(31)

где fш - коэффициент трения штанги о трубы.

В  результате  получаем  для  коэффициента  трения  колонны штанг в случае сплошного прилегания колонны

(32)

Таким образом, в зависимости от протяженности зон провисания и касания штанг суммарный коэффициент трения штанговой колонны может изменяться в широких пределах.

2.6. РАСЧЕТ ЗОН КАСАНИЯ И КОЭФФИЦИЕНТА ТРЕНИЯ КОЛОННЫ ШТАНГ  О  ТРУБЫ

Для расчета размера участков прилегания штанг к НКТ будем считать, что все муфты касаются НКТ, и рассмотрим равновесие одной штанги. Тогда прилегающий участок, если он имеется, заключен с обеих сторон провисающими участками, простирающимися от прилегающего участка до муфт (рис. 21). Прогиб штанг внутри НКТ зависит, вообще говоря, от жесткости на изгиб штанг и муфтовых соединений. Эксперимент показал, что жесткость соединения штанг не меньше жесткости тела штанг. Предположим также, что на протяжении одной штанги можно пренебречь изменением эффективной продольной силы Те и удельной силы прижатия и отклонение силы штанги совпадает с направлением силы N. Кроме того, пренебрегаем различием жесткости по' длине штанги. В этих предположениях уравнение провисающей части штанги имеет вид [10]

(33)

где X(S) - отклонение оси штанги от оси НКТ; Е - модуль упругости стали; I - момент инерции поперечного сечения штанги.

Будем отсчитывать длину штанги S от муфтового соединения и обозначим длину провисающего участка l (см. рис. 21). Граничные условия имеют вид

 

Рис- 21. Насосная штанга в искривленном участке ствола скважины

 

(34)

где   h0   и  h1 -   средний   зазор   между   НКТ   и   соответственно штангами и муфтами; Dт - внутренний диаметр НКТ; Dш - диаметр штанг; Dм - диаметр муфт. Можно получить  [11]:

(35)

где Тe = Т + Р*Fш - эффективная продольная сила; Т - внутренняя сила; Р - гидростатическое давление; Fш - площадь поперечного сечения штанги; λ = 1 – (γж / γст) (γж - удельный вес жидкости; γж - удельный вес стали); α, φ - соответственно зенитный и азимутальный угол оси скважины.

Предполагается, что ось НКТ совпадает с осью скважины. Штрих .означает производную по длине дуги оси скважины S.

Прижимающая сила складывается (геометрически) из эйлеровой силы прижатия штанги к искривленной поверхности НКТ Тe / R и нормальной составляющей веса штанг с учетом архимедовой силы λ*q*sinα.

Выражение для прижимающей силы упрощается в двух крайних случаях, когда составляющая силы тяжести значительно больше эйлеровой силы и значительно меньше нее.

(36), (37)

где R - радиус кривизны оси скважины.

 

(38)

 

В случае растяжения колонны при Тe > 0 из решения задачи (33)   и   (34)   получаем   уравнение   для   длины   провисающего участка

(39)

Роль жесткости колонны при изгибе определяется значением величины   .   При   большой    жесткости или малом натяжении, когда Z «  1, имеем    Ф(Z) = Z4 / 72, и из формулы (39) получаем

(40)

где lш - длина штанги.

Из условия касаний штанги   находим

 

Для штанг lш = 8 м, Dш - 22 мм, Dм = 46 мм, q 30 Н/м, EI2*103Н*м2 получаем, что штанга может прилегать к НКТ при N > 6,7 Н/м.

Такая прижимающая сила за счет собственного веса штанг возникает при угле наклона скважины более 130. Натяжение штанг мало в нижней части колонны при ходе вниз, и поэтому при большом наклоне скважины расчет зоны провисания можно производить по формуле (40). Однако в большинстве случаев пренебрегать растягивающей силой нельзя.

При большом натяжении, когда Z » 1, Ф(Z) = Z2/2. Из выражения (39) находим

(41)

Формула (41) определяет длину провисающей части штанги, когда можно пренебречь ее жесткостью на изгиб. Подставив (41) в неравенство Z » 1, получим условие справедливости в виде

(42)

Проверим условие (42) в двух крайних случаях (36) и (37), В

 

случае (36) для рассмотренных выше штанг диаметром 22 мм из (42) находим Те » 103 H. В случае (37) при наименьшем радиусе кривизны R = 100 м также получаем Тс » 103 Н.

Следовательно, для расчета отклонения штанг внутри труб можно пренебречь их жесткостью при изгибе, если растягивающая сила равна весу нескольких десятков метров штанг. Следует отметить, что при движении колонны вверх уже на плунжер действует значительно большая нагрузка. Поэтому для расчета длины провисающей части штанг будем пользоваться формулой (42). При этом длина прилегающей части, т.е. участок трения, определяется с некоторым избытком.

Полученное решение соответствует провисанию тяжелой нити внутри труб. Для отклонения оси штанг имеем

Если штанга не касается НКТ, то

Введем обозначение

 

(43)

 

В случае β ≥ 1 штанга   полностью   провисает, а при β < 1 эта величина определяет долю длины провисающей части штанг

Условие провисания β > 1 в случае, когда можно пренебречь силой тяжести, сводится к геометрическому условию

 

В случае сжатия Те < 0 гибкая штанга вся прилегает к НКТ и будем считать β = 0.

Для сосредоточенной силы, с которой муфта прижимается к НКТ при β = 1, можно найти

Учитывая (41) и (43), получаем

 

(44)

 

Предполагая,   что   эта   сила   равномерно   распределена   по длине муфты, получаем давление муфты на стенку НКТ

(45)

Для силы трения на единицу длины колонны штанг с муфтами

 

(46)

 

где коэффициент трения определяется выражением

 

(47)

 

Для прижимающих сил штанг Рш и муфт Рм имеем

 

2.7. РАСЧЕТ ПРОСТРАНСТВЕННЫХ УГЛОВ И РАДИУСОВ ИСКРИВЛЕНИЯ СТВОЛА СКВАЖИНЫ

Для определения положения ствола скважины в подземном пространстве, степени искривления ствола и его направления при дальнейшем бурении проводят инклинометрию. По данным инклинометрии вычерчивают планы, профили или изометрические графики ломаной линии, которая изображает модель ствола скважины в пространстве (рис. 22). По данным инклинометрии в точках замеров можно рассчитать также пространственные углы, а по ним - радиусы искривления ствола.

Для вывода формулы, по которой можно определить пространственные углы искривления ствола скважины, вводятся обозначения из рис. 22, где АОВ - модель участка ствола скважины, построенная в масштабе по данным инклинометрии; α1 - угол отклонения от вертикали отрезка ствола скважины АО; α2 - угол отклонения от вертикали отрезка OB; ∆φ - изменение азимута между направлениями отрезков АО и ОВ; α0 -пространственный угол искривления модели ствола скважины в точке 0 [25].

Для треугольника АОД имеем

После преобразований получаем

Достаточно точно пространственный угол между двумя прямыми отрезками можно определить по формуле

На рис. 23 представлена номограмма, с помощью которой можно определить пространственные углы искривления ствола скважин (левая часть номограммы). Ключ для вычислений приведен с левой стороны номограммы.

 

Рис. 22. Траектория ствола ННС по данным инклинометрии

 

Рис.   23.   Номограмма   для   определения   пространственного   угла   и радиуса искривления скважины

Для определения радиуса кривизны ствола скважины между точками АОВ (см. рис. 22) составляем уравнения

Принимая ОВ = l1, ОА = l2, находим

По правой части номограммы можно определить радиус кривизны участка ствола скважины. Ключ для решения приведен с правой стороны номограммы.

2,8.  РАСЧЕТ  ГИДРОДИНАМИЧЕСКОГО  СОПРОТИВЛЕНИЯ ДВИЖЕНИЮ  КОЛОННЫ  ШТАНГ

Для расчета сил гидродинамического трения используют известные зависимости, приведенные в работах [3, 9, 13]. Как известно, A.M. Пирвердян получил формулу для расчета сил гидродинамического трения в случае гладкой, т.е. безмуфтовой штанги и при отсутствии движения жидкости в трубах, а А.Р. Каплан дополнительно учел движение жидкости в трубах со скоростью, соответствующей среднему расходу. М.Д. Валеев экспериментально определил коэффициенты, учитывающие дополнительное сопротивление, создаваемое штанговыми муфтами.

 

В ННС штанги в НКТ располагаются эксцентрично. Ламинарное течение вязкой жидкости между двумя неподвижными эксцентрично расположенными цилиндрами рассмотрено в работе Я.В. Шевелева.

Рассмотрим   расчет   ламинарного   течения   в   эксцентричном зазоре между штангами и насосными трубами [9]. ,     Градиент гидростатического давления вдоль скважины равен ,    где   ρж   -   плотность    жидкости;  g   - ускорение   свободного   падения.   Градиент   давления   за   счет вязкого   сопротивления   имеет   порядок     , где μ - коэффициент динамической вязкости; v - скорость жидкости; h - зазор между штангами и трубами. Учитывать вязкое сопротивление нужно, когда оно составляет заметную долю от градиента гидростатического давления, предположим . Если исключить из рассмотрения скважины, близкие к горизонтальным,  то находим ограничение для значения вязкости .

Принимая ρж~ 1033; g ~ 10 м/с; h ~ 10 –2 м, v ~ 1 м/с, получаем μ > l0-1 Пa*c.

Для указанных величин находим число Рейнольдса: Re < 100. С другой стороны, известно, что при подъеме жидкости из скважин поток имеет турбулентный характер, когда Re > 103. Поэтому расчет течения жидкости между штангами и трубами проведем для ламинарного режима.

Опуская динамический и нелинейные члены в уравнении Навье-Стокса, имеем

где F - сила тяжести на единицу объема поднимаемой жидкости; v   -   скорость   жидкости;   (▼p)S - (▼p)μ слагаемые   градиента давления, обусловленные силой тяжести и вязкостью.

Введем цилиндрические координаты r, φ, S, связанные с осью скважины. Для проекции первой составляющей градиента давления на ось скважины

(48)

где γсм  = ρжg - удельный вес жидкости (смеси).

В выражении для лапласиана пренебрегаем  слагаемыми . Эти слагаемые тем меньше, чем меньше зазор

 

между штангами и трубами и чем меньше изменение эксцентриситета вдоль колонны. Тогда проекцию слагаемого, обусловленного вязкостью, можно представить в виде

(49)

Распределение скорости в кольцевом зазоре между штангами и насосными трубами с учетом граничных условий υS (r0) = υ0,  υS (r0+h) = 0 представим в виде

(50)

где υ0 - скорость движения штанг: х = rr0,;r0 = Dш/2, h = h0(1 – ε*cosφ) - ширина зазора между штангами и трубами; ε = h/h0 - относительный эксцентриситет.

Если штанги касаются труб, то η = h0 и ε = 1. Постоянную A определяем из условия сохранения объема жидкости

где Q - расход жидкости через НКТ.

В результате для  градиента  давления,  обусловленного вязким сопротивлением, находим

(51)

где   -  средняя  скорость  жидкости  в   кольцевом зазоре между штангами и НКТ.

Изменение давления за счет вязкого сопротивления зависит от эксцентриситета. При максимальном эксцентриситете ε = 1, когда штанги касаются труб, изменение давления в 2,5 раза меньше, чем в концентричном случае. Такой же результат получается при точном решении задачи о течении вязкой жидкости в кольцевом эксцентричном канале по Я.В. Шевелеву.

2.9. ДАВЛЕНИЕ НА ВЫКИДЕ НАСОСА И НАГРУЗКА НА ПЛУНЖЕР

При ходе штанги вверх, когда закрыт нагнетательный клапан, υ0 = υв и Q= υв (Fпл - Fшт), получаем

(52)

 

При  перепад давления вследствие вязкого сопротивления отсутствует [3]. В этом случае расход определяется количеством жидкости, увлекаемой штангами, а градиент давления - только гидростатическим слагаемым γсм*со.

Если , то градиент давления меньше гидростатического, а при больше гидростатического (по абсолютным величинам).

При ходе штанг вниз υ0 = - υн, закрытом всасывающем клапане Qн = vнFшт

 

(53)

 

В этом случае градиент давления всегда больше гидростатического. С помощью найденного отклонения оси штанги η(S) можно определить эксцентриситет в любой точке колонны штанг

 

Так как градиент давления не очень сильно зависит от эксцентриситета, то для простоты вычислений примем для эксцентриситета некоторое постоянное значение , так что

Тогда имеем

(54)

Чтобы учесть дополнительные потери давления при обтекании муфт, можно также воспользоваться формулами (52) и (53). Примем для муфт ε = 1 и учтем, что lм/lш ≈ 0,01. Тогда дополнительное значение градиента давления, усредненное по длине штанги, равно

(55)

Величины (55) сравним с (54) только для одного сочетани труб и штанг DГ = 62 мм и Dш = 25 мм. В остальных случая величины (55) можно не учитывать, и поэтому в общие формулы они далее не включаются.

Интегрируя (48) и (54) по длине колонны штанг, получай для давления на выкиде насоса

 

(56)

 

где Н - глубина подвески насоса.

Выражения легко обобщаются на многоступенчатую колонну. Из условия статического равновесия плунжера определяем нагрузку на штанги в точке подвеса насоса:

(57)

где Рпр - давление на приеме насоса;  - сила трения в плунжерной паре; Рт.н. - вес тяжелого низа; ∆рнагн - потеря давления в нагнетательном клапане насоса.

Сила вязкого сопротивления движению штанг может быть рассчитана с помощью вычисленного выше распределения скоростей (50) в зазоре между штангами и трубами. На единицу длины штанг действует сила

где   σr,S (r0)    -    касательное    напряжение    на    поверхности штанг.

С помощью (50) находим

(58)

Формулу нельзя использовать при ε→ 1, так как Fμ → ∞.

Физический смысл этого результата в том, что при малом зазоре между штангами и трубой нельзя использовать модель Ньютона для жидкости. Случай ε = 1 соответствует касанию труб и штанг и рассматривался в разделе, посвященном граничному трению. Здесь примем ε = 0, тогда получаем

(59)

При  сопротивление движению штанг  вверх   отсутствует.   В   этом   случае   градиент   продольной    скорости    υS    в    радиальном    направлении,    вызванный

движением штанг, равен по абсолютной величине и обратен по знаку градиенту скорости, вызванному расходом жидкости. При

 

 сила сопротивления направлена противоположно движению. При  расход жидкости настолько большой, что результирующая сила действует в направлении движения штанг. При движении колонны вниз сила сопротивления всегда направлена против движения штанг. Чтобы учесть дополнительное сопротивление при обтекании муфт, можно также воспользоваться формулами (59). Дополнительное сопротивление муфт, усредненное по длине штанги, можно рассчитать по формулам

 

(60)

 

Величины (60) следует учитывать только в случае использования штанг Dш = 25 мм и труб Dт = 62 мм.

2.10. УПРОЩЕННЫЕ ФОРМУЛЫ ДЛЯ ОПРЕДЕЛЕНИЯ СИЛ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ ДВИЖЕНИЮ ШТАНГОВОЙ КОЛОННЫ

В настоящем разделе приведены упрощенные зависимости сил трения обоих ходов штанг [14]. Рассмотрим эти зависимости для ходов штанг вниз и вверх, предполагая режим течения жидкости в трубах ламинарным.

Ход вниз. Принимая, что количество штанг в колонне длиной L составляет n' = L/8, можно существенно упростить зависимость для определения силы трения, приведенную в [3].

 

(61)

 

Рис. 24. Зависимость геометрического коэффициента F от отношений диаметра штанг к диаметру труб

 

Таблица   8

Значения коэффициентов с

d,  шт.

m

Cl

С2

С3

С4

С5

С6

С7

С8

С9

С10

12

0,298

640,75

379,00

22266,97

1677,03

453,46

46,51

29,93

142,47

10,51

8,16

0,204

427,86

233,81

1646,77

992,79

254,47

0,42

0,22

2,74

1,83

0,07

0,318

696,16

418,45

2391,84

1876,06

636,23

62,48

44,42

176,47

143,23

12,68

16

0,258

540,70

279,13

1945,84

1340,46

353,85

9,55

11,72

40,79

28,66

1,73

0,378

897,33

566,53

3015,64

2656,48

756,31

380,06

251,30

685,85

554,64

65,25

19

0,306

662,30

394,26

2290,75

1753,59

476,36

70,90

45,64

191,64

144,08

11,78

0,214

447,17

246,44

1696,34

1049,71

270,48

1,54

0,95

8,60

5,73

0,24

0,373

878,81

552,67

2954,79

2579,81

732,14

227,80

151,29

485,97

90,48

44,92

22

0,301

648,16

341,67

2250,56

1704,13

461,36

37,89

24,43

123,76

91,09

7,24

0,219

457,06

252,95

1722,04

1079,29

278,83

0,89

0,56

5,48

3,71

0,16

0,403

999,63

644,04

3349,80

3087,33

894,75

005,29

407,61

969,41

810,27

106,02

25

0,330

732,40

444,65

2499,90

2009,26

554,05

124,08

176,40

266,25

220,43

20,85

0,249

20,45

295,44

1890,24

1275,30

334,98

9,56

6,09

40,11

27,93

1,58

 

где F - геометрический коэффициент; п - число ходов в минуту; S - длина хода, м; μ - вязкость, мПа*с; L - длина подвески насоса, м.

Значение коэффициента F в функции отношения диаметра штанг к внутреннему диаметру НКТ представлено графически на рис. 24.

Графическая зависимость была аппроксимирована формулой, которая позволила преобразовать расчетную зависимость (61) к виду

 

(62)

 

где т =dшт/dтр; υ - скорость штанг, м/с.

Формула (62) - наиболее простая зависимость для определения гидродинамического трения в подземном оборудовании.

Ход вверх. Расчетные формулы для хода штанг вверх имеют более сложный вид, поскольку в зависимости от диаметра плунжера насоса меняется характер приложения гидродинамической нагрузки штанговой колонне.

При малых диаметрах плунжера нагрузка трения рассредоточена по длине штанговой колонны. При больших поперечных размерах насоса нагрузка вязкого трения приложена к торцу плунжера, причем в области средних значений диаметров плунжера нагрузка трения минимальная. Для области малых диаметров плунжера выражение для нагрузки можно записать в следующем виде [14]:

 

(63)

Соответственно для области больших размеров

 (64)

 

Коэффициенты c1, входящие в формулы для определения N1 и M1, приведены в табл. 8. Границы применимости формул (63) и (64) определяются выражениями ,  

При DH <  для расчета нагрузок трения применяется формула (63), а при DH > - формула (64). В интервале значений диаметра плунжера DH  формула для определения нагрузки трения имеет вид

 

2.11. РАСЧЕТ НАГРУЗОК НА ГОЛОВКУ БАЛАНСИРА

Для определения нагрузки на головку балансира используется проекция на ось скважины уравнения равновесия колонны штанг, которое запишем в виде

 

(65)

 

Начальное условие Т(0) = Рпл и силы сопротивления FT и Fμ

зависят, вообще говоря, от самого продольного усилия T(S) в направлении движения штанг. Зависимость FТ от продольного усилия определена с учетом искривления скважины с помощью проекции уравнений равновесия колонны в нормальном к оси скважины направлении. Из выражения (47) имеем

(66), (67), (68)

При определении F и Рпл приняты некоторые постоянные значения эксцентриситета колонны штанг в НКТ, и поэтому здесь F и Рпл зависят не от продольного усилия, а лишь от направления движения колонны.

Обычно частота качаний станка-качалки гораздо меньше, чем частота собственных упругих колебаний колонны штанг. При этом рассматриваемое квазистатическое равновесие колонны соответствует усреднению за период времени больший, чем период собственных колебаний колонны [11].

В течение рабочего цикла насоса полированный шток дважды (в верхнем и нижнем положении) останавливается. Если бы колонна не растягивалась, то в эти моменты она бы тоже вся останавливалась. Поскольку коэффициент трения при нулевой скорости достигает локального минимума (трение покоя), то и нагрузки трения были бы наибольшими. Однако в действительности часть колонны вследствие инерции и упругих перемещений продолжает двигаться, и поэтому трение не достигает экстремальных значений. Кроме того, вблизи моментов остановок штока меняются режим работы клапанов насоса и, следовательно, нагрузки на плунжер. Поэтому в эти моменты общие нагрузки на балансир также не достигают экстремума.

Когда полированный шток располагается вблизи среднего положения, клапаны насоса находятся в одном состоянии и нагрузки от веса и трения жидкости не изменяются. В эти отрезки времени колонна движется практически с одной скоростью, и для определения сил граничного трения можно считать скорость постоянной. Далее будем рассчитывать нагрузки в предположении постоянной вдоль колонны скорости, равной максимальной скорости движения полированного штока.

 

Рис. 25. Изменение прижимающей силы и кривизны оси ствола скважины по глубине: а - кривизна; б -прижимающая сила муфт; в - прижимающая сила тела штанг

 

 

Для расчетов по изложенной методике с помощью ЭВМ во ВНИИ составлена программа INCL. Программа позволяет определить нагрузку на головке балансира при ходе штанг вверх и вниз, а также при ходе вниз с незаполнением насоса. Кроме того, на всем протяжении колонны рассчитывают прижимающую силу и силу граничного трения муфт и штанг о насосные трубы. Дифференциальные выражения для характеристик профиля скважины представляют с помощью конечных разностей, интегрирование уравнения равновесия производят с помощью метода Эйлера. Программа позволяет рассчитывать одно-, двух- и трехступенчатую колонну.

Здесь приводятся результаты расчета для штанговой установки в скв. 548 Сергеевского месторождения в Башкирии. Инклинометрические измерения использованы через 40 м. Колонна составлена из штанг диаметром 19 мм и 22 мм в количестве соответственно 88 и 62. Длина штанги с муфтой 7,8 м. Длина колонны L - 1170 м, глубина подвески Н = 1140 м. Нагрузка от веса колонны составляет Рвш = 30,03 кН. Диаметр насосных труб и плунжера равен соответственно 62 и 43 мм. Максимальная скорость движения колонны 0,437 м/с. Вязкость продукции скважины 1,6 мПа*с.

На рис. 25 показаны кривизна оси скважины и силы граничного трения при ходе колонны вверх в зависимости от

 

Таблица   9

Результаты замеров и расчета усилий на штанговую колонну

Номер скважины и площадь

Способ определения

Ртр, кН

Ршт, кН

Рmin, кН

Рmax, кН 

1591

Расчет

18,4

29,4

23,3

50,0

Волконская

Динамограмма

14,5

27,5

22,9

48,9

1593

Расчет

15,9

31,9

25,2

50,4

Волконская

Динамограмма

13,1

30,4

26,0

52,9

1601

Расчет

32,6

35,0

25,2

65,3

Волконская

Динамограмма

21,1

29,7

20,5

60,9

472

Расчет

10,5

22,4

19,1

43,7

Кушкульская

Динамограмма

9,3

20,0

15,4

41,2

548

Расчет

10,2

26,6

23,2

42,9

Сергеевская

Динамограмма

8,9

26,0

22,3

40,1

Развернутая Динамограмма

10,9

28,6

26,9

45,5

расстояния от устья X = L - S. Силы трения, отнесенные к единице длины, показаны отдельно для муфт и штанг: , . Нагрузка трения колонны составляет 0,20 нагрузки от ее .веса и обусловлена практически только граничным трением колонны. Силы вязкого трения при движении колонны ничтожны - 3,7 Н. Размеры зон касания и граничного трения штанг определяются главным образом кривизной оси скважины. Суммы сил трения муфт и штанг по всей колонне равны 4,98 кН и 0,94 кН, т.е. составляют 0,84 и 0,16 от нагрузки трения всей колонны.

Были рассчитаны нагрузки еще для некоторых штанговых установок на месторождениях Башкирии. Результаты расчета нагрузки на балансир при ходе вверх  и вниз , а также сил трения сведены в табл. 9. Нагрузка трения Ртр определена сложением абсолютных величин нагрузок трения при ходе штанг вверх и при ходе вниз с незаполнением насоса. В табл. 9 приведены также значения нагрузок, определенные по динамограммам. Сила трения по динамограммам определена с использованием методики "хвоста незаполнения". Для скв. 548 Сергеевского месторождения приведены результаты измерения также по развернутой динамограмме (рис. 26).

В БашНИПИнефти разработан дистанционный гидравлический динамограф, позволяющий получать развернутые динамограммы полированного штока во времени. Дистанционный динамограф состоит из силовой части гидравлического датчика, взятого от прибора ГДМ-3, тензодатчика, преобразующего гидравлический сигнал в электрический, и каротажного регистратора марки КСП-4. Увеличение масштаба записи и исключение из гидравлической системы геликоидальной пружины позволяет повысить точность прибора.

Определение сил трения по развернутой динамограмме производится также по "хвосту заполнения", как и для замкнутой динамограммы.

 

Рис. 26. Динамограммы: а - замкнутая, б - развернутая

 

Из табл. 9 видно, что расчетные значения и данные динамограмм дают близкие результаты. В то же время можно отметить, что нагрузки, определенные для одной и той же скважины по замкнутой и развернутой динамограммам, значительно различаются. Отсюда следует, что точность самого динамометрирования невелика.

Как видно из приведенного на рис. 25, б примера, наибольшие потери на трение приходятся на муфты. Выше отмечено, что трение муфт в наклонных скважинах обычно происходит в условиях граничной смазки, на падающем участке характеристики (см. рис. 14). Поэтому во многих случаях можно понизить нагрузки на колонну, если увеличить вязкость поднимаемой жидкости.

Для такой же штанговой установки и скважины, как скв. 548 Сергеевского месторождения, были рассчитаны нагрузки при различной вязкости поднимаемой жидкости. На рис. 27 показаны в зависимости от вязкости нагрузки на колонну от вязкого и граничного трения Рм и Рт. Показана также результирующая нагрузка Рб - Рвш = Рпл + Рм + Рт.

Нагрузка от граничного трения имеет минимум так же, ,как характеристика коэффициента трения (см. рис. 14). В наклонных скважинах граничное трение превышает вязкое сопротивление движению штанг, поэтому и общая нагрузка имеет минимум при изменении вязкости жидкости. В рассмотренном случае минимум сил трения и нагрузок достигается при вязкости жидкости 5,5 мПа * с. Поэтому в диапазоне вязкости, меньшем этого значения, происходит уменьшение нагрузки на колонну штанг. Следует отметить, что увеличение вязкости

 

Рис. 27. Нагрузки на головке балансира в зависимости от вязкости продукции для скв. 548 Сергеевского месторождения при ходе вверх (а) и вниз (б):

1, 2, 3 - нагрузка соответственно от вязкого трения, на плунжер и от граничного трения; 4 - разность между нагрузкой на головке балансира и весом штанг

должно приводить также к уменьшению износа колонны. Очевидно, аналогичного эффекта уменьшения нагрузки от трения можно добиться также при повышении максимальной скорости движения колонны за счет увеличения длины хода полированного штока.

Приведенные зависимости позволяют, имея промысловые данные, рассчитать усилие в точке подвеса штанг с учетом зон касания штанг, вязкого трения и коэффициента граничного трения колонны в виде интегрального показателя.

Ниже сопоставляются результаты расчетов и экспериментальных исследований по скв. 622 Юсуповской площади. Скважина имеет следующие параметры работы: диаметр насоса -56 мм; длина штанг - 873 м; длина штанг диаметром 22 мм - 417 м; длина штанг диаметром 19 мм - 456 м; вязкость нефти –35*10-3 Па*с; фактическая сила трения - 4615 Н.

Используя зависимости, приведенные в предыдущих разделах, произведены расчеты сил трения движению штанговой колонны. Результаты расчетов приведены в табл. 10 и на рис. 28 в виде эпюр прижимающих сил. Анализ результатов показывает, что наибольшие прижимающие силы развиваются в интервале 200-300 м. Кроме того, видно, что в зависимости от конфигурации скважины прижимающие силы за счет веса штанг и эйлеровой силы могут как складываться, так и противодействовать друг другу. Результаты показывают также, что прижимающие силы за счет искривления ствола скважины по зениту и азимуту могут быть одного порядка. Для этой скважины значительный вклад в суммарную силу трения вносит

 

Результаты расчетов сил сопротивления движению штанговой колонны вверх в скв. 622 НГДУ "Южарланнефгь"

К

Z, м

α, град

φ, град

, н

Nq , Н/м

NТ, Н/м

Nα , Н/м

0

0

0

0

38,89

0

-4,51

-4,51

1

100

0,66

0

35,81

0,33

-8,34

-8,01

2

200

2,00

99

31,73

0,96

-124,70

-123,74

3

300

23,83

260

29,65

11,10

-5,20

4,90

4

400

24,83

263

26,83

11,50

10,20

21,70

5

500

22,66

265

24,04

10,60

9,20

19,80

6

600

21,17

263

21,20

7,20

1,80

9,00

7

700

20,66

267

19,10

7,10

3,90

11,00

8

800

19,50

269

16,90

6,70

4,00

10,70

9

900

18,17

271

-

-

-

-

Рис. 28. Эпюры прижимающих сил для скв. 622

трение по телу штанг (40%), хотя тело штанг касается стенки насосных труб на небольшом протяжении. Результаты расчетов и промыслового эксперимента хорошо согласуются.

2.12.  ОЦЕНКА ПЕРИОДА ДЕЙСТВИЯ ЭКСТРЕМАЛЬНЫХ НАГРУЗОК НА ГОЛОВКУ БАЛАНСИРА СТАНКА-КАЧАЛКИ

Подбор конструкций штанговой колонны, как правило, производится по экстремальным нагрузкам на головку балансира. В зависимости от условий эксплуатации экстремум нагрузки может проявиться в различные моменты. Так, при откачке маловязких нефтей экстремальная нагрузка возникает

 

│Nφ│ , Н/м 

, Н/м

β

Fм, Н/м

Fш, Н/м

Fk, Н

0

4,50

3,53

62,3

-

0,683

0

68,8

8,90

11,97

2,08

38,2

-

1.698

0

169,8

32,20

27,20

0,61

15,0

17,0

11,426

21,040

3246,6

6,00

8,40

2,26

45,6

-

1,215

0

121,5

3,40

21,96

1,33

28,2

-

3,073

0

307,3

2,80

20,00

1,32

29,6

-

2,800

0

280,0

5,30

10,40

1,72

41,0

-

1,485

0

148,5

2,00

11,20

1,57

39,5

-

1,593

0

159,3

2,20

10,90

1,50

40,0

-

1,552

0

155,2

-

-

-

-

-

-

-

-

только в момент начала движения штанговой колонны, что обусловлено силами инерции. При подъеме вязких нефтей и водонефтяных эмульсий возникает гидродинамическое сопротивление движению штанг, зачастую превышающее силы инерции. В таких случаях экстремальные нагрузки смещаются к середине хода штанг и определяются величиной гидродинамического трения.

Возможно существование и третьего варианта действия экстремальной нагрузки. Это может наблюдаться, если период начальной деформации штанг имеет большую продолжительность и колонна штанг получает движение в момент, близкий к максимальной скорости головки балансира. Экстремальная нагрузка в таком случае определяется суммой инерционной нагрузки и гидродинамического трения, и точка экстремума расположена близко к середине хода штанг.

Рассмотрим более подробно период действия экстремальной нагрузки при ходе штанговой колонны вверх.

Из литературы известно, что максимальная нагрузка инерционного характера, связанная с началом движения колонны жидкости и нижнего конца колонны насосных штанг, возникает несколько позже конца периода начальной деформации. Продолжительность периода начальной деформации в первом приближении может быть определена отношением длины колонны и скорости звука в данном материале, т.е.

(69)

где L - длина колонны насосных штанг, м;  υш,  υж - скорость звука соответственно в материале штанг и в жидкости, м/с.

По данным А.С. Вирновского, υш = 4800 м/с; υж =1400 м/с. С момента окончания периода начальной деформации до момента, когда дополнительная инерционная нагрузка достигнет максимума, пройдет время

 

(70), (71)

 

где F - площадь поперечного сечения плунжера, м2; F1 -площадь поперечного сечения насосных труб, м2; f - площадь поперечного сечения насосных штанг, м2; L - длина штанговой колонны, м; γж - удельный вес жидкости, Н/м3; γш - удельный вес материала штанг, Н/м3.

Таким образом, от начала движения головки балансира станка-качалки до момента действия максимальной инерционной нагрузки кривошип успевает повернуться на определенный угол φ1:

если

 

(72)

то

 

 

(73)

где    (п   -   число  двойных   ходов   головки  балансира, мин-1).

Силы  гидродинамического  трения  определяются  по   зависимости [14]

(74)

где v - скорость штанг, м/с; μ - вязкость жидкости, Па*с; А и В - коэффициенты, учитывающие геометрические размеры штанг, труб и глубинного насоса.

Период   действия   и   значение   экстремума   определяются в следующем порядке:

1. Находят инерционную нагрузку.

2. Определяют период действия инерционной нагрузки Т.

3. Рассчитывают скорость движения штанг в момент действия инерционной нагрузки

где а, b - элементы кинематики станка-качалки, м.

4. Определяют силы гидродинамичского трения в момент Т.

5.  Рассчитывают  сумму  сил  инерции  и  гидродинамического трения.

(75)

6. Определяют силы гидродинамического трения по формуле (74) при максимальной скорости головки балансира, т.е. при φ < π/2.

 

Рис. 29. Зависимость угла поворота кривошипа при движении головки балансира от нижней мертвой точки Dтр = 0,062 м, dн = 0,056 м, dш = = 0,022 м, L = 1000 м: 1 - до конца периода начальной деформации штанг и труб; 2 - до достижения максимума инерционной нагрузки

 

7. Сравнением величин Рдин, Рин.в и Ртр(π/2) находят период действия экстремальной нагрузки:

а)  - экстремальная нагрузка определяется силами инерции и действует на головку балансира после периода начальной деформации;

б)  - экстремальная нагрузка определяется силами гидродинамического трения и возникает в середине хода насосных штанг;

в)  и - экстремальная нагрузка определяется суммой инерционной силы и сил гидродинамического трения, а точка экстремума расположена близко к середине хода штанг.

На рис. 29 представлены графики, выражающие зависимость угла поворота кривошипа с момента начала движения головки балансира вверх до окончания периода начальной деформации (кривая 1) и до момента достижения максимума инерционной нагрузки (кривая 2).

Из графиков видно, чем больше число качаний, тем больше вероятность значительного увеличения экстремальной нагрузки за счет сложения сил инерции и гидродинамического трения. Анализ графиков также показывает, что для данных параметров работы насосной установки при п = 16 мин-1 экстремальная нагрузка получается в результате сложения максимальной силы инерции с максимальным значением сил гидродинамического трения, поскольку момент достижения максимума инерционной нагрузки совпадает с моментом максимальной скорости головки балансира.

Для иллюстрации взаимосвязи между составляющими динамической нагрузки на рис. 30 представлены графики, выражающие зависимость между числом двойных ходов полированного штока и

 

Рис. 30. Зависимость нагрузки от числа двойных ходов при ходе головки балансира вверх:

1 - инерционная нагрузка; 2 - гидродинамическая нагрузка в момент максимума сил инерции; 3 - суммарная нагрузка в момент максимума сил инерции; 4 - гидродинамическая нагрузка при максимальной скорости штанг; (μ - 0,7 Па*с, Dтр = 0,062 м; dш = 0,022 м, dH = 0,056 м; L= 1000 м)

 

Рис. 31. Характерные динамограммы работы насосной установки с глубиной подвески насоса 1000 м:

а - откачка маловязкой нефти (S = 3 м, п = 9 мин-1); б - откачка вязкой нефти (S=3м,п = 5,5 мин-1), в - откачка вязкой нефти (S=3м,п = 9 мин-1)

инерционной нагрузкой (кривая 1), гидродинамической нагрузкой в момент максимума сил инерции (кривая 2), суммарной динамической нагрузкой в момент достижения максимума сил инерции (кривая 3), гидродинамической нагрузкой при максимальной скорости движения штанговой колонны (кривая 4).

Сопоставление кривых 3 и 4 показывает, что при одних и тех же параметрах работы насосной установки в зависимости от числа двойных ходов полированного штока существуют различные области проявления экстремальных нагрузок, т.е. для данного примера до n = 5,7 мин-1 экстремальная нагрузка при ходе штанг вверх определяется силами вязкости трения и период ее появления совпадает с максимальной скоростью штанг. При дальнейшем увеличении числа качаний экстремум смещается в сторону конца периода начальной деформации и определяется суммой сил гидродинамического трения и инерции.

Исследования, проведенные на стендовой скважине, подтвердили изложенное. Результаты, приведенные на рис. 31.

 

показывают, что существуют три типа динамограмм. Каждая из них характеризует область существования определенного режима работы насосной установки. Из динамограммы на рис. 31, а видно, что при откачке маловязких жидкостей верхние сечения штанговой колонны испытывают два ярко выраженных экстремума как при ходе вверх, так и при ходе вниз. Причем экстремумы в обоих случаях проявляются после окончания периода начальной деформации и вызваны началом движения жидкой колонны и нижнего конца колонны насосных штанг. Динамограмма рис. 30, б снята при откачке вязкой водонефтяной эмульсии на тихоходном режиме; так же, как и в первом случае, она показывает существование двух экстремумов. Однако в атом случае оба экстремума смещаются к середине хода штанг и определяются силами гидродинамического трения. Динамограмма, приведенная на рис. 31, в, снята при прочих равных условиях с предыдущей, изменено лишь число качаний.

Из рисунков видно, что увеличение числа качаний влечет за собой изменение характера динамограмм. Экстремум при ходе вверх проявляется между концом периода начальной деформации и моментом действия максимальной скорости движения штанг и определяется суммой сил инерции и гидродинамического трения в момент действия максимума инерционной нагрузки. При ходе вниз экстремум проявляется в середине хода штанг и определяется силами гидродинамического трения.

Обобщая изложенное, можно заключить:

период приложения экстремальных нагрузок на головку балансира может изменяться в зависимости от параметров откачки;

для расчета максимальной и минимальной нагрузок необходимо предварительно оценить соотношение инерционных и гидродинамических нагрузок и вести расчет по превалирующей;

во избежание возникновения высоких динамических нагрузок из-за сложения инерционных и гидродинамических сил необходимо вести откачку высоковязких жидкостей с минимальным числом качаний.

2.13. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ШТАНГОВОЙ КОЛОННЫ

Существующие методы расчета штанговых колонн ориентированы на конструирование колонн для откачки нефти из условно - вертикальных скважин. В основу методов расчета положен учет напряжений от осевых усилий. Между тем в наклонно направленных скважинах, имеющих участки повышенной кривизны, штанги изгибаются, и, следовательно, в штангах, расположенных на этих участках, возникают дополнительные напряжения от изгиба. В отдельных случаях значение напряжений от изгиба сопоставимо со значением напряжений от растяжения, поэтому

 

 

Рис. 32. Схема расположения насосной штанги:

а - на участка кривизны; б - на участке спада кривизны

пренебрежение напряжениями от изгиба при конструировании штанговых колонн для ННС ведет к повышенной частоте обрывов штанг в наклонных скважинах.

В связи с этим ниже приводится метод расчета и конструирования штанговых колонн, учитывающий напряжения от изгиба штанг в ННС [24].

Уравнение упруго-деформированной оси колонны штанг жесткостью EI на участке набора или спада зенитного угла скважины радиусом R, под действием растягивающих нагрузок Р и поперечных составляющих сил собственного веса колонн ±q*sinα, где α - зенитный угол скважины, имеет вид (рис. 32)

(76)

Здесь υr - прогиб, соответствующий начальному искривлению

оси скважины в плоскости декартовых координат уох; υ0 -прогиб оси штанг относительно оси скважины в плоскости у0ох0, где ось х совпадает с осью первоначально искривленной оси штанг при отсутствии влияния растягивающих сил Р и поперечных нагрузок q*sinα, т.е. ось x0 - параллельна оси скважины и аппроксимируется на рассматриваемом участке колонны в виде дуги окружности радиусом R. Величина υr  для постоянного радиуса Р на рассматриваемом участке легко получается элементарным геометрическим путем и сводится к виду:

(77)

 

Дифференцируя υr  получаем:

Функцию υ0  будем аппроксимировать в виде тригонометрической функции

(78)

где а - расстояние от муфты до места касания штанговой стенки ствола скважины, а при отсутствии такого касания - до середины расстояния между муфтами. С радиусом кривизны ствола величина  а связана соотношением

Дифференцируя (78), находим

Для реальных систем х = х0. Наибольший интерес представляет случай, когда колонна касается стенок скважины на каком-то расстоянии d от муфты. В этом случае

где D - диаметр муфты; d - диаметр штанг по телу.

Следует иметь в виду, что в момент касания штанг длиной l стенки ствола а = l/2, При а > l/2 напряжения изгиба в поперечном сечении штанг также будут определяться по приведенной ниже формуле (82), но с подстановкой в нее величины l/2 вместо d. При этом уже значение A0≠δ находят из формулы (80) при а = l/2.

Решая уравнение (76) с учетом (77) и (78), получаем выражение, которое при R → ∞ совпадает с классическим приближенным решением для защемленных балок, а в рассматриваемом случае имеет вид

 

(80)

Полученное  решение  является  неявным  относительно  а,   но для реальных систем (а - х)  «Rи при х = а A0= υ0 / x-a

Тогда

 

Откуда

(81)

В выражении (81) берется верхний знак +, так как мнимая величина а противоречит физическому смыслу задачи.

Напряжения изгиба σн в поперечном сечении штанг от изгибающего момента Мн имеют максимальное значение в зоне сочленения штанг с муфтами и равны (при х = 0)

где а определяется из формулы (81).

На рис, 33 представлена зависимость напряжений изгиба от радиуса кривизны ствола скважины при различных значениях осевой нагрузки Р и среднем значении зенитного угла а = 30 . Как видно из представленного графика, пренебрежение влиянием при выборе конструкций штанговых колонн и расчетах на их усталостную прочность или на долговечность недопустимо не только в наклонных скважинах, но и при наличии участков интенсивного локального искривления ствола в вертикальных скважинах (q*sinα = 0).

В отечественной практике для расчета штанговых колонн используют формулу И.А. Одинга

 

Рис. 33. Напряжение от изгиба штанг в зависимости от радиуса искривления ствола скважины:

1   -   на   участке   спада   зенитного   угла; 2 - на участке набора; 3, 4 - начало касания стенки НКТ телом штанг, соответственно на участке спада и участке набора

 

и М.П. Маркова

σпр, σср - приведенное и среднеарифметическое напряжение цикла соответственно; σmax, σmin - соответственно максимальное и минимальное напряжение от осевых нагрузок; σa- амплитуда изменения напряжения цикла; (,  - напряжения изгиба в поперечном сечении штанг при ходе вверх и вниз соответственно.

По изложенной методике произведем расчет нагрузок и приведенных напряжений для трех скважин. Для простоты расчетов, приняв разницу сил инерции между рассматриваемыми случаями несущественной, исключаем их из числа составляющих. Результаты расчетов представлены в табл. 11, 12 и на рис. 34. Анализ результатов показывает, что при искривлении насосных штанг значительно увеличиваются приведенные напряжения, причем чем ближе к дневной поверхности и чем меньше его радиус кривизны, тем больше приведенные напряжения.

В основе рассмотренного расчета, являющегося гипотетическим, заложены встречающиеся на практике радиусы искривления. Из примера следует, что при искривлении ствола даже в одном месте традиционный метод конструирования

 

Таблица11

Параметры работы штанг в наклонных скважинах

Параметры ствола и работы штанговой колонны

Тип профиля скважины

а

б

в

Горизонтальное смещение забоя от вертикали, м

0

257

257

Максимальный угол наклона скважины, град.

0

40

40

Радиус искривления ствола скважины в области набора кривизны, м

1146

1146

Длина вертикального участка, м:

1410

964

964

участка набора кривизны

0

133

133

наклонного прямолинейного участка

0

400

400

штанговой колонны

1410

1514

1514

Нагрузка на штанги, Н:

от веса жидкости

20330

20330

20330

от веса штанг на наклонном участке

0

9350

9420

от сил трения и веса штанг на участке набора кривизны

0

7440

8210

от веса штанг на вертикальном участке

43800

31170

36540

Максимальная нагрузка на головку балансира, Н

64130

68290

74500

Рис. 34. Приведенное напряжение в штанговой колонне

 

Таблица    12

Конструкция штанг и напряжения в них

Номер

сечения

σпр Н/мм2

Тип

профиля

Тип

колонны

Диаметр штанговой колонны, м

19

22

25

22

25

28

I

II

III

50,8

52,0

38,7

Вертикальный

Равнопрочная

48

VIII 

IX

52,0

40,2

629

X

52,0

733

I

II 

III 

IV 

V

50,8

52,2

38,9

45,7

59,2

62

VI

63,5

ННС

Аналогия с вертикальной

671

VII 

VIII 

IX 

X

51,1

58,4

45,2

57,3

733

I

II

III

50,8

52,0

38,7

53

IV

IVa

52,0 29,9

347

V

49,6

ННС

Равнопрочная

133

VI 

VII 

VIII

52,0

48,5

52,0

17

IX 

X

43,0

52,0

733

XI 

XII

44,2

50,0

231

штанговой колонны приводит к превышению приведенных напряжений в искривленном участке на 22% по сравнению с допустимым (см. рис. 34).

Если скважины искривлены в пространстве, что отмечается на практике, то напряжения в этих зонах за счет сложения всех составляющих могут достигнуть чрезвычайно больших значений.

Данный анализ позволяет предложить для наклонно направленных скважин, имеющих аналогичный рассмотренному типу профиль, шестиступенчатую штанговую колонну.

Для повышения надежности работы штанговых колонн в наклонно направленных скважинах необходима производить подбор

 

Рис. 35. Зависимость напряжений изгиба от расстояния между муфтой и центратором на участке спада (а) и набора (б) зенитного угла:

I - Р = 20 кН; II - Р = 5 кН; III - Р = 10 кН; IV - Р = 1 кН;

1 - R - 100 м; 2 - 200 м; 3 - 400 м; 4 - 600 м; Г - начало касания штанг по телу со стенкой насосных труб

штанговой колонны с учетом напряжений, возникающих от искривления колонны. Кроме того, снижения напряжений от изгиба штанг можно достичь установкой центраторов на сильно искривленных участках ствола скважины. Центраторы позволяют уменьшить кривизну штанг в переходной зоне (на небольшом расстоянии от бурта головок) и тем самым снизить напряжения изгиба в опасном сечении.

Необходимо отметить, что такой эффект достигается только в случае использования центраторов, диаметр которых не превышает диаметр штанговых муфт. При этом расчет производят аналогично приведенному выше, без центраторов. Из графиков (рис. 35) видно, что чем меньше расстояние между центраторами, тем больше снижаются напряжения от изгиба штанг.

Глава   3

ИССЛЕДОВАНИЕ СКВАЖИН, ОБОРУДОВАННЫХ ГЛУБИННЫМИ НАСОСАМИ

Рациональный подбор глубиннонасосного оборудования в первую очередь предполагает наиболее полное исследование скважины в установившемся режиме эксплуатации. В скважинах, оборудованных насосными установками, в настоящее время на промыслах получили наибольшее распространение исследования с целью определения пластового давления (статический уровень), забойного давления (динамический уровень) и состояния эксплуатационного оборудования (динамограмма).

Гидродинамические исследования условно-вертикальных скважин, оборудованных глубинными насосами, проводят с помощью глубинных приборов как обычных, с местной регистрацией значения исследуемого параметра и спускаемых в скважину на скребковой проволоке, так и дистанционных, имеющих связь по кабелю с приборами, расположенными на поверхности. Однако успешный спуск и подъем малогабаритных глубинных манометров в затрубное пространство ННС ограничивается зенитным углом до 20. Другой распространенный способ для наклонно направленных скважин - исследование с помощью специальной аппаратуры, позволяющей замерять уровень жидкости в скважине (эхометрирование, волнометрирование).

Существуют и другие, менее распространенные методы контроля штангового насосного оборудования. Для диагностики состояния насосного оборудования разработан метод ваттметрографирования, который исключает необходимость применения датчиков, устанавливаемых на движущихся частях станков-качалок, В этом случае информация о работе насосных установок используется в виде электрической мощности, потребляемой двигателем станка-качалки. Возможность получения на ваттметрограмме данных о коэффициентах наполнения и подачи штанговых установок, к.п.д. наземного и подземного оборудования рассматривалась Л.Ф. Куликовым и В.О. Кричке [1].

В отдельных случаях для контроля работы насосного оборудования может быть использован метод трубного динамометрирования. Этот метод позволяет отказаться от датчика усилия на движущемся элементе станка-качалки. Однако в ННС сила трения между подъемной колонной и эксплуатационными колоннами, как правило, больше, чем сил трения штанг о трубы и поэтому в большей степени влияет на конфигурацию трубной динамограммы. По этой причине устройства для трубного динамометрирования могут быть использованы на скважинах с ограниченным углом отклонения ствола скважины от вертикали. Кроме того, переменная составляющая усилия в колонне труб у устья скважины мала и равна 5-25% статической нагрузки, что

 

предъявляет повышенные требования к характеристикам датчика усилия.

В БашНИПИнефти в 70-х годах разработан метод барографирования, позволяющий определять давление в полости насосно-компрессорных труб. Давление в полости труб замеряется манометром, спускаемым в скважину на проволоке через затрубное пространство до посадки на клапанное устройство. Барографирование позволяет дополнить сведения, получаемые от динамометрирования.

Для диагностики работы штанговых установок в основном используются динамограммы, т.е. результаты измерения усилий и перемещения полированного штока.

3.1.  ИЗМЕРЕНИЕ  НАГРУЗКИ НА  ПОЛИРОВАННЫЙ  ШТОК

В настоящее время известны различные устройства контроля работы глубинных штанговых насосов.

Наиболее распространен контроль с помощью динамограмм [1]. Известны также способы ваттметрографирования и контроля с помощью моментограмм.

Широкое распространение на практике получил гидравлический "карманный" динамограф типа ГДМ-3 (ИКГН-1), разработанный Г.М. Минизоном в начале 50-х годов и предназначенный для оперативного контроля работы глубинных насосов.

Принцип действия динамографа ГДМ-3 заключается в том, что запись изменения усилий в верхней штанге насосной установки в функции ее перемещения осуществляется с помощью гидравлического силоизмерительного устройства на подвижном столике с картограммой. Допустимая погрешность прибора составляет ±2% от предела измерения.

Основной недостаток гидравлического "карманного" динамографа ГДМ-3 как прибора для оперативного контроля глубинных штанговых насосов - необходимость остановки станка-качалки для монтажа ГДМ-3 в канатной подвеске полированного штока.

Существенное влияние на точность измерений оказывают нецентричность установки динамографа в подвеске, а также перекосы подвески, непараллельность траверс.

Для монтажа динамографа переносного типа необходимо останавливать станок-качалку на 5-10 мин. За это время изменяются условия работы глубинного насоса (поднимается уровень в затрубном пространстве, дегазируется жидкость и др.). Поэтому первые динамограммы не отражают действительных условий работы насоса, и заключение по ним может быть грубо ошибочным.

Остановка станка-качалки перед включением ГДМ-3 приводит к тому, что контролируется переходный режим работы глубиннонасосной установки, зачастую существенно отличающийся от рабочего режима. Известно, что даже после кратковременной

 

остановки насоса необходимо долгое время (от получаса до суток), чтобы установился рабочий режим.

Особенно опасна, как известно, остановка насоса при проявлении в скважине парафина и песка. При этом есть опасность заклинивания насосных штанг.

Кроме того, изменения в уровне, которые зависят от притока, можно определить по динамограмме только в случае текущего контроля без остановки станка-качалки.

Недостатком ГДМ-3 является ограниченная емкость ведущего ролика, в связи с чем на одной скважине можно записать всего 8-J-10 динамограмм.

При обслуживании динамографа ГДМ-3 периодически производят довольно сложную операцию заполнения гидравлической системы жидкостью (водой или смесью воды со спиртом зимой).

Конструкция динамографа ГДМ-3 требует внимательного обращения и тщательного ухода.

Создание электрических преобразователей для регистрации усилий в полированном штоке позволило разработать устройства дистанционного динамометрирования.

Рассмотренные системы телединамометрирования имеют следующую структурную схему: датчики усилий и хода устанавливают непосредственно на каждом станке-качалке для выбора контролируемой скважины и подготовки цепей телеизмерения. Телеячейка связана с диспетчерским пунктом проводным каналом связи. Датчики усилий полированного штока располагают либо в канатной подвеске, либо на полке балансира. Недостатком первого способа установки является необходимость частого демонтажа датчиков усилий (при каждом ремонте скважины), что вызывает быстрый выход их из строя. Установка датчиков усилий на полке балансира устраняет рассмотренный недостаток.

При таком методе измерения усилия чувствительность индуктивного преобразователя ограничена, так как деформация балансира невелика (≈ 500 мкм), при нормальной нагрузке.

Исходя из реальных возможностей построения датчиков усилий для применения на станках-качалках удалось выделить следующие: тензометрический, магнитоупругий, пьезоэлектрический.

Тензодатчики усилий требуют применения громоздких вторичных преобразователей.

Магнитоупругие датчики имеют ограниченный диапазон измеряемых усилий, в частности, на интересующих нагрузках характеристики известных магнитоупругих материалов находятся в области насыщения, это приводит к большим погрешностям преобразования.

В ПермНИПИнефти разработано устройство тензодинамографирования, позволяющее обеспечить работу датчика усилия - мессдозы с наклеенными по мостовой схеме тензорезисторами в зоне упругих деформаций [8].

 

Рис. 36. Силоизмерительный элемент пьезокварцевого динамографа

 

Особый интерес вызвали пьезоэлектрические, в частности, пьезокварцевые датчики. Применение этих датчиков ранее сдерживалось сложностью измерительных цепей, а именно -электрометрических усилителей заряда. Такие усилители на электровакуумных лампах получались громоздкими и ненадежными, требовали мощных источников питания и не были помехозащищенными. В настоящее время стало возможным создавать усилители заряда на базе интегральных микросхем и полупроводниковых приборов. Надежность усилителей резко возросла, габариты и потребляемая мощность стали незначительными. Это привело к значительному расширению области применения пьезоэлектрических датчиков.

Пьезокварцевые датчики обладают целым рядом достоинств. К их числу следует отнести высокую стабильность характеристики преобразования датчиков и малый температурный коэффициент в широком диапазоне температур. Так, ведущие западные фирмы, такие как "Кистлер", "Брюль и Къер" широко применяют пьезокварцевые датчики с усилителями заряда для измерения усилий от нескольких килограммов до десятков и сотен тонн. У нас в стране подобные работы не проводились, не считая отдельных исследований в Ленинградском политехническом институте. Проведенный анализ показал возможность и целесообразность применения пьезокварцевого датчика усилия для динамометрирования (181.

 

Рис.  37. Электрическая схема пьезокварцевого динамографа:

а  -  структурная  схема;   б  -  принципиальная схема усилителя заряда

 

Структурная схема преобразователя приведена на рис 36, а. Собственно пьезокварцевый датчик усилия, устанавливаемый на полированном штоке станка-качалки, упрощенно представляет собой пару пластин из кварца. При сжатии пластин силой F на их обкладках возникают (генерируются) связанные статические заряды. Пластины располагаются так, чтобы на внутреннем электроде возникали заряды одного знака. Внешние электроды заземляются, таким образом внутренний электрод оказывается изолированным достаточно высоким объемным сопротивлением кварцевых пластин.

Заряд Q с выхода датчика с помощью экранированного кабеля подключается на вход электрометрического усилителя заряда. Усилитель заряда представляет собой операционный усилитель с высоким входным сопротивлением, охваченный емкостной отрицательной обратной связью. Усилитель работает на принципе компенсации входного заряда. Коэффициент передачи такого усилителя обратно пропорционален значению образцовой емкости С0 и определяет изменение выходного напряжения и от приложенного ко входу заряда Q. Выходное напряжение может быть измерено цифровым или аналоговым вольтметром или зарегистрировано с помощью самописца.

Схема пьезокварцевого датчика приведена на рис. 37. Датчик состоит из двух силовводящих деталей в виде металлических пластин 7, скрепленных между собой, и чувствительного узла, расположенного между пластинами. Чувствительный узел содержит три пары кварцевых х -срезов в форме дисков 2 диаметром 30 мм и толщиной 2 мм. Каждая из пар расположена в углу воображаемого равностороннего треугольника, центр тяжести которого совпадает с осью симметрии полированного штока. Для установки датчика в траверсу канатной подвески предназначен V-образный вырез.

Измеряемое усилие распределяется между тремя парами пьезоэлементов. Составляющие этого усилия вызывают появление электростатических зарядов на каждом из элементов. Все заряды интегрируются одним электродом, выполненным в виде стальной пластинки 3. Это позволяет при внецентренном приложении усилия получать неизменный суммарный заряд, вследствие чего показания датчика не зависят от точки приложения усилия.

 

Изоляция внутреннего электрода от заземленных силов-водящих деталей обеспечивается с помощью прокладок из фторопласта 4. Средняя часть боковой поверхности датчика герметизируется для предохранения от попадания влаги и паров вредных веществ, приводящих к коррозии и снижению сопротивления изоляции.

Таким образом, конструкция датчика получается монолитной и предельно простой. Не предъявляется никаких специальных требований ни к выполнению деталей, ни к процессу сборки. Высокая стабильность чувствительности датчика обеспечивается точностью ориентации среза кварцевых пьезоэлементов, которая может быть доведена до нескольких угловых минут. При этом разброс чувствительности пьезоэлементов может составлять 10-3%.

Значение чувствительности измерительных элементов определяется пьезоэлектрическими константами кристаллического кварца и для пластин x-среза составляет 2,3 пКл/Н. Следовательно, при нагрузке 10 кН датчик генерирует заряд 4,6* 10-8 Кл.

Естественной выходной величиной пьезодатчиков является электрический заряд. Для преобразования заряда в более удобную для измерения и регистрации величину - напряжение постоянного тока служит электрометрический усилитель заряда. Схема такого усилителя приведена на рис. 36, б. Высокое входное сопротивление усилителя (до 1013 Ом) достигается включением на входе дифференциального каскада на полевых транзисторах КП 305Е. Выходное дифференциальное напряжение каскада подается на вход операционного усилителя типа К140УД7 (можно применить любой стандартный операционный усилитель и включить его по паспортной схеме). С выхода операционного усилителя на вход всей схемы замыкается отрицательная обратная связь через емкость С0. Потенциометр во втором плече дифференциального каскада служит для установки нуля усилителя.

Коэффициент передачи усилителя заряда обратно пропорционален значению емкости обратной связи и равен Sус = 1/ С0. При значении емкости С0 = 0,047 мкФ, Syc = 2,13*10 В/Кл. Таким образом, выходное напряжение такого усилителя, подключенного к разработанному датчику, при нагрузке 10 кН будет составлять 0,9 В. При максимальной нагрузке 80 кН напряжение на выходе составит 7,2 В. Для установки соответствия выходного напряжения и измеряемого усилия на выходе усилителя может быть подключен делитель напряжения с потенциометром плавной регулировки чувствительности.

К недостаткам любых схем усилителей заряда относится дрейф выходного напряжения под действием неизбежных утечек измеряемого заряда на входе. Постоянная времени дрейфа может быть вычислена по формуле τ ≈ С0RBX, где RBX  = 10 Ом. В

 

данной схеме она составляет 5*104 с и позволяет производить квазистатические измерения силы и градуировку датчика в статическом режиме.

Разработанный датчик с усилителем заряда был отградуирован на силоизмерительной машине УМ-5 на нагрузках от 0 до 50 кН. Нагружение датчика осуществлялось ступенями через 5 кН. По нескольким циклам нагружения с помощью метода наименьших квадратов найдено номинальное уравнение преобразования, из которого определены характеристики датчика: чувствительность (с усилием заряда) - 0,691 В/т; разброс чувствительности (случайная погрешность) - 0,04%; погрешность линейности (максимальная на пределе 50 кН) - 0,7%.

3.2.  УСТРОЙСТВО  ДЛЯ  ДИСТАНЦИОННОГО  ИЗМЕРЕНИЯ ДАВЛЕНИЯ  В  НАСОСНЫХ  ТРУБАХ

БашНИПИнефтью в содружестве с ВНИИГИС создана аппаратура для непрерывного дистанционного измерения давления в полости насосных труб. Информация об измерении давления в насосных трубах представляет важный научный и практический интерес при исследовании динамики работы насосных установок, например, штанговых насосов.

Аппаратура состоит из многоканального пульта измерения 1 и дистанционных датчиков давления 3 (рис. 38). Пульт измерения включает блок питания 8, стабилизатор тока 7, блок коммутации и настройки 2 и регистратор 5, в качестве которого использован самопишущий электронный потенциометр Н-135. Применяемые тензодатчики типа ДМТ разработаны ВНИИГИС. Датчики давления 3 связаны с пультом „измерения одножильным бронированным кабелем 9 марки КОБД ФМ-2. Для установки датчиков давления по длине колонны насосных труб разработана специальная муфта (рис. 39). Муфта устанавливается между насосными трубами. В полости 1 помещен датчик 2. Полость НКТ сообщается с датчиком при помощи канала 3. Для пучка кабелей от нижеустановленных датчиков на корпусе 4 муфты предусмотрены выемки 5.

С использованием указанной аппаратуры исследовали работу штанговой насосной установки на скв. 116 Раевского нефтяного месторождения. Семь датчиков, установленных на различных глубинах, последовательно подключали к многоканальному пульту для записи давления в течение нескольких циклов.

На рис. 40, а показана одна из барограмм, полученных во время исследований. Барограмма снята датчиком, установленным на глубине 200 м при откачке пластовой воды в режиме: число качаний п - 9,1 мин-1, длина хода S = 3 м; использован насос тика НГН2-43 с глубиной подвески 1000 м. По барограммам, снятым на указанном режиме и в режиме S = 3 м, п = 5,5 мин-1, построены эпюры давлений по длине насосных труб

 

Рис. 38. Технологическая схема опытно - промышленного стенда:

1 - пульт измерения; 2 - счетчик; 3 - муфта специальная; 4 -мерник; 5 - регистратор; 6 блок коммутации; 7 - блок питания; 8 - стабилизатор; 9 - канал связи; 10 -насос

Рис. 39. Специальная муфта

 

 

Рис. 40. Изменение давления в полости насосных труб:

а - барограммы, снятые при откачке пластовой воды: / - на глубине 200 м; 2 - на глубине 1000 м; б - эпюры давлений; (0; 21Г) - соответствуют верхнему крайнему положению головки балансира; — n = 9 мин-1; - - - п = 5,5 мин-1

для   различных   положений   головки   балансира   станка-качалки (рис, 40, б).

Качественный анализ эпюр давлений позволяет заключить, что при откачке маловязких жидкостей амплитуда колебаний давления в значительной степени определяется скоростью движения штанг и растет с увеличением скорости откачки. Не равномерность в скорости движений различных участков штанговой колонны обусловливает непрямолинейный характер эпюр давлений. Степень неравномерности скорости движения штанг значительна в течение всего цикла работы штанговой установки и достигает, максимума в начале хода головки балансира вверх.

Глава   4

ВЛИЯНИЕ ХАРАКТЕРА ПРОФИЛЯ СТВОЛА СКВАЖИНЫ НА РАБОЧУЮ ХАРАКТЕРИСТИКУ ШТАНГОВОГО НАСОСА

4.1.  СИЛЫ ТРЕНИЯ В ПЛУНЖЕРНОЙ ПАРЕ ИЗОГНУТОГО НАСОСА

Промысловая практика показывает, что обрывы штанг имеют место не только в верхней части колонны, испытывающей наибольшую нагрузку, но и в нижней ее части. Это происходит потому, что при ходе плунжера вниз на штанги действует осевая сжимающая сила, а при ходе вверх - растягивающая, т.е. низ колонны штанг испытывает знакопеременные нагрузки.

Опусканию штанг при ходе плунжера вниз на нижнем торце штанговой колонны противодействуют силы трения плунжера о цилиндр, разность гидравлических сил, действующих на плунжер снизу и сверху, гидравлические сопротивления при движении жидкости через нагнетательные клапаны. Суммарная сила, вызывающая продольный изгиб штанг, расположенных над плунжером при ходе вниз, определяется по формуле, приведенной в работе В.П. Грабовича:

Риз  =  Ркл   +  Ртр, (83)

где Ркл - гидравлические сопротивления в нагнетательных клапанах, Н; Ртр - сила трения плунжера о цилиндр, Н.

Считая, что сила трения о цилиндр при отсутствии песка незначительна и при существующих в скважинах температурах она преодолевается собственным весом плунжера, Н.В. Зубков последним членом формулы пренебрегает.

Очевидно, что это предположение не может быть распространено на все встречающиеся в практике случаи. Поэтому обычно силу трения плунжера о цилиндр подсчитывают по формуле

Ртр = 250D, (84)

где Ртр - сила трения в плунжерной паре, Н; D - диаметр плунжера, см.


Указанная формула не учитывает силу полусухого трения плунжера о цилиндр насоса, возникающую вследствие изгиба оси насоса в стволе искривленной скважины.

Между тем выпускаемые в настоящее время скважинные глубинные насосы по техническим условиям рассчитаны для работы в вертикальном положении. Имеющиеся расчетные зависимости для определения рабочих характеристик глубинных поршневых насосов также предусматривают их вертикальное, с прямолинейной осью положение. Должного внимания изучению пространственных параметров ствола скважины на работу глубинного поршневого насоса до последнего времени не уделялось, хотя еще в 60-х годах в работе К.С. Кадымовой отмечалось, что в наклонных скважинах подземные ремонты, связанные со сменой насоса, производятся на 10% чаще, чем в вертикальных. Кроме того, изучению разнородных сил, возникающих при работе насоса, и исследованию воздействия их на подземное и наземное оборудование посвящены работы Ш.Н. Алиева, Х.Г. Давлетшина, А.А. Ишмурзина, С.И. Сердюка и др., однако процесс граничного трения в паре плунжер - цилиндр изогнутого штангового насоса до последнего времени не был исследован. Между тем длина зоны штанговой колонны, испытывающей знакопеременные напряжения, в значительной мере зависит от сил, возникающих в паре трения плунжер - цилиндр. В условиях эксплуатации наклонно направленных скважин возникает необходимость исследования характера зависимости между силами граничного трения и кривизной ствола скважины в области расположения насоса. В изогнутых насосах возникают дополнительные силы сопротивления движению плунжера, которые определяются следующими основными параметрами:

(85)

где R - радиус искривления оси цилиндра насоса; δ - зазор между плунжером и цилиндром насоса; ∆ЕI - разность жесткостей цилиндра и плунжера насоса.

Применив теорию размерностей, получаем

где   с  -  коэффициент  пропорциональности;   fn    -   коэффициент

трения (по литературным данным для пар трения, подобных плунжерной паре глубинного насоса, значения колеблются в пределах от 0,01 до 0,05).

Для экспериментального исследования влияния угла искривления оси насоса на силы трения в плунжерной паре был смонтирован стенд, на котором проведен ряд исследований серийных глубинных насосов групп малого и среднего диаметра НСН2 и НСВ1 при скорости движения плунжера 6,2 см/с, со слабой смазкой трущихся поверхностей.

 

 

Рис. 41. Сила трения в плунжерной паре изогнутого насоса:

а  -   трение   страгивания;   б  -   трение   скольжения;   ——  расчетные  значения; - - - экспериментальные значения; 1 - НСН2-55; 2 - НСН2-43, 3 - НСВ1-38; 4 - НСВ1-32

Анализ    результатов    исследований    позволил    окончательно получить

(86)

Экспериментальная зависимость дополнительной силы трения от угла искривления оси насоса хорошо согласуется с результатами, рассчитанными по полученной формуле. Для насосов НСН2-55 (кривая 1, рис. 41, а) и НСВ1-32 (кривая 4, рис. 41, б) теоретические и экспериментальные зависимости полностью совпадают, в остальных случаях максимальное расхождение между расчетными и экспериментальными данными составляет 12%.

Сумма сил сопротивления движению плунжера в цилиндре изогнутого поршневого насоса может быть определена следующим образом:

(87)

Из формулы (87) следует, что при прочих равных условиях на значение возникающих сил трения в плунжерной паре изогнутого поршневого насоса большое влияние оказывает разница жесткостей цилиндра и плунжера. С другой стороны, известно, что при одинаковых диаметральных размерах плунжера жесткость

 

цилиндра невставного насоса всегда выше жесткости вставного. Действительно, как видно из графиков, рост сил трения в плунжерной паре с изменением угла изгиба невставного насоса происходит более интенсивно, чем в насосах вставного исполнения.

Опыты также показали, что в прямолинейных насосах невставного типа силы трения меньше, чем в насосах вставного типа, что, по-видимому, связано с лучшей центровкой втулок в кожухах повышенной жесткости. Кроме того, во время исследований было замечено, что изгиб насоса более чем на 6° при длине 10 м вызывал смещение втулок цилиндра (рис. 41, кривая J).

Согласно полученным результатам можно сказать, что в искривленных и наклонно направленных скважинах предпочтительнее применение насоса вставного типа.

4.2. ВЛИЯНИЕ УГЛА ОТКЛОНЕНИЯ ОСИ НАСОСА ОТ ВЕРТИКАЛИ НА ЕГО ПОДАЧУ

Шаровые клапаны глубинных поршневых насосов во время работы в вертикальном положении имеют возможность свободно перемещаться во всех направлениях внутри клетки. Такая свобода позволяет шару совершать сложное пространственное движение. Это обстоятельство оказывает влияние на плавность посадки и на величину запаздывания шара. Исследованиями Х.Г. Давлетшина установлено, что шаровой клапан закрывается с большим запаздыванием и угол запаздывания изменяется в широких пределах от 5 до 25° по сравнению с ходом плунжера. Однако не установлена зависимость между углом запаздывания и режимом работы клапана. Из исследований Х.Г. Давлетшина следует, что при одном и том же режиме клапан имеет различные углы запаздывания. Это объясняется тем, что шар, свободно перемещаясь с большой скоростью в различных направлениях, может совпадать с мертвой точкой в любом месте над седлом, имея в каждом случае разные скорости и различные направления движения. В основном это условие определяет угол запаздывания шара.

Ввиду того, что клапан почти никогда в момент мертвой точки не имеет скорости, направленной вниз, находясь строго на оси седла, шар сначала опускается на край седла и отскакивает, приподнимаясь вверх, что способствует увеличению угла запаздывания. Установлено также, что шар, поднимаясь, не только отклоняется в сторону и вращается вокруг собственной оси, но и катится вокруг оси насоса по стенке клетки и по краю седла перед посадкой. Указанные явления ведут к тому, что шар почти всегда садится с большим запаздыванием. В наклонно направленной скважине клетка клапана насоса располагается под углом к вертикали, и это естественно изменяет динамику запорного органа клапана.

 

Рис. 42. Схема лабораторного стенда

 

 

Для экспериментального исследования влияния наклона оси насоса на работу шаровых клапанов в БашНИПИнефти разработана лабораторная установка (рис. 42).

Подобие условий работы насосов в натуре и модели достигается по теоретической подаче:

(88)

где S - длина хода плунжера, м; п - число двойных ходов в минуту; dH - диаметр насоса, м.

Варьируя значения S и п можно моделировать различные режимы работы насосов.

Установка состоит из модели глубинного насоса, механизма возвратно-поступательного движения и системы, обеспечивающей циркуляцию жидкости от выкида до приема насоса.

Модель глубинного насоса включает в себя цилиндр 8, непроходной плунжер 9, нагнетательный 10 и всасывающий 7 клапаны. Для визуальных наблюдений и проведения кинофотосъемок процессов, происходящих в клапане, его корпус изготовлен из органического стекла. Насос укреплен на поворотной раме 5, что дает возможность устанавливать его с различным углом наклона.

 

Механизм возвратно-поступательного движения состоит из редуктора, кривошипа и электродвигателя. Вращательное движение кривошипа преобразовывается в возвратно-поступательное при помощи шатуна 6 и ползуна 4, скользящего по направляющей 3,

Система циркуляции состоит из нагнетательной линии 11 с расходомером 12 и манометром 13, показывающим давление на выкиде насоса. Напорная емкость 1 соединена с емкостью 75, поддерживающей давление на приеме насоса, контролируемое манометром 14. Для регулирования давления на выкиде предусмотрен воздушный баллон 16, соединенный с напорной емкостью. Для количественной оценки объема утечек через плунжерную пару в верхней части цилиндра насоса врезан кран 2. Для проведения исследований модель насоса была выбрана диаметром 56 мм, длиной хода плунжера 400 мм и числом качаний 7 мин-1. Во время опытов за определенный промежуток

времени замеряли производительность насоса расходомером 10, за это же время определяли объемным методом утечки в плунжерной паре через кран 2. Проводили визуальные наблюдения процессов, происходящих в клапанах. Исследовали работу насоса при углах наклона от вертикали 0; 15; 30; 37; 45 .

Давление на выкиде насоса не должно оказывать заметного влияния на скорость движения и посадки клапана. Это положение освещено А.Н. Адониным, который указывает, что шар садится на седло с некоторой скоростью под влиянием только собственного веса. Учитывая это обстоятельство, перепад давления между приемом насоса и его выкидом поддерживали равным 0,3 МПа.

В наклонно направленных скважинах клетка клапана поршневого насоса располагается под углом к вертикали. При этом во время движения шар преимущественно катается по нижней образующей клетке клапана, теряя одну из степеней свободы под действием силы тяжести, направленной вертикально вниз. При этом уменьшается вращательное движение шара в плоскости, перпендикулярной оси клетки, вследствие чего при посадке шар плавно скатывается на седло, уменьшая время запаздывания клапана. Причем с увеличением угла наклона действие вышеописанного явления возрастает, т.е. чем больше угол отклонения оси клетки от вертикали, тем больше гасятся колебания шара в плоскости, перпендикулярной оси клетки. Отсюда следует, что ограничение степени свободы шара клапана в плоскости, перпендикулярной оси клетки, позволит свести к минимуму влияние запаздывания посадки шара на коэффициент подачи насоса.

Однако с увеличением угла отклонения насоса от вертикали выше определенного значения плавное движение шара нарушается. Более того, во время посадки шара движение его становится прерывистым. Это наблюдается в тех случаях, когда шар

 

после скатывания на угол, образованный нижней образующей клетки клапана и фаской седла, останавливается в равновесном состоянии. Действительно, процесс посадки запорного органа клапана в наклонной скважине условно можно разделить на два этапа.

На первом этапе шар опускается на угол между образующей и фаской седла клапана. Затем шар опускается на гнездо. Однако, если окажется, что угол наклона оси насоса выше критического, то клапан зависнет и сядет в гнездо только при появлении обратного потока жидкости, которая, увлекая запорный орган, затягивает его на посадочное место с ударом. При этом происходит скачкообразное, прерывистое движение шара, которое приводит к потере подачи.

Для определения критического допустимого угла наклона оси клапана рассмотрим процесс опускания запорного органа насоса в наклонной скважине. Запишем уравнение

 (89)

отсюда  

(90)

В случае применения седла с закругленной кромкой на месте посадки шара точка касания шаром седла в равновесном состоянии определяется следующим образом.

Из треугольника АОВ и АОС (рис. 43), обозначая ОС = l1, получим: 

(91), (92)

Из треугольников АОВ и ANF, обозначив NF = l, получим:

(93)

Подставляя значение АО из формулы  (92)  в формулу  (93), получим:

(94)

Тогда формула для расчета допустимого угла отклонения оси насоса от вертикали примет следующий вид:

 

Рис. 43. Расчетная схема допустимого угла  наклона штангового насоса

 

Рис. 44. Зависимость коэффициента подачи штангового насоса от угла отклонения его оси от вертикали:

1 - коэффициент подачи, учитывающий утечки в клапанах; 2 - коэффициент подачи, учитывающий утечки в плунжерной паре; 3 - общий коэффициент подачи

 

(95)

Расчеты по приведенной методике и экспериментальные исследования показали, что запаздывание закрытия шара клапана диаметром 43 мм штангового насоса незначительно до угла наклона насоса 42° (рис. 44).

Для практического использования результатов исследований разработана Методика расчета рабочих характеристик глубинных скважинных насосов, работающих в наклонно направленной скважине.

Объем утечки зависит от значения угла отклонения насоса от вертикали конструктивного исполнения клапанов и колеблется в самых широких пределах. Однако количественная оценка объема утечки в зависимости от перечисленных факторов до сих пор не производилась.

 

С целью экспериментального исследования влияния угла наклона оси насоса на утечки через клапаны в БашНИПИнефти разработан и смонтирован лабораторный стенд. Стенд состоит из испытываемого клапана, размещенного в цилиндрическом корпусе, который шарнирно установлен на раме, позволяющей изменять угол наклона клапана от 0 до 90° от вертикали. Циркуляция жидкости из емкости по трубам через расходомер обеспечивается насосом. Потери напора в клапане измеряются пьезометром (цена деления 10 Па). В нагнетательной линии установлен предохранительный клапан, сообщающий нагнетательную линию с емкостью при закрытии испытываемого клапана. Циркуляция жидкости осуществлялась как бы из полости насоса на его прием, т.е. моделировали утечку жидкости через всасывающий клапан после зависания шара. Во время опытов за определенный промежуток времени замеряли расход жидкости расходомером, в это же время определяли потери напора в исследуемом клапане. Для исследований использовали всасывающие клапаны насосов невставного исполнения. Опыты проводили в два этапа. На первом этапе исследовали горизонтально размещенный клапан и строили график зависимости перепада напора от расхода жидкости (рис. 45, а). На втором этапе определяли перепад давления, необходимый для закрытия шара клапана при углах наклона оси клетки выше критического. Для определения потери напора жидкости при боковом расположении шара клапан устанавливали в горизонтальном положении и фиксировали перепад давлений. После этого клетку клапана плавно поворачивали по направлению к вертикали до закрытия клапана. По результатам строили график зависимости перепада напора от угла наклона оси клетки клапана (рис. 45, б).

Экспериментально полученные данные можно использовать для расчета фактической подачи насоса. Коэффициент подачи насоса, учитывающий запаздывание закрытия клапана, определяют в следующем порядке. По графику зависимости перепада напора от угла наклона клетки клапана (см. рис. 45, а) находят необходимый напор для закрытия клапана в рассматриваемом случае. Далее, используя полученный напор, по графику, приведенному на рис. 45, б, определяют расход жидкости qж, соответствующий этому напору. Затем вычисляют угол поворота кривошипа станка-качалки, при котором мгновенная подача насоса равна qж:

 (96)

где φ - угол поворота кривошипа, рад; qж - мгновенная подача насоса, м/с; D - диаметр плунжера, м; п - число двойных ходов головки балансира, с-1; S - длина хода полированного штока, м.

 

 

Рис. 45. Перепад напора и расход жидкости при закрытии клапана в наклонной скважине:

а, б, в - расход жидкости через клапан при обратном потоке в зависимости от перепада давления (а - всасывающий клапан насоса НСН2-68, б - то же насоса НСН2-55, б - то же насоса НСН2-43); г, д, е - необходимый перепад давления для закрытия клапана в зависимости от угла наклона; 1 -водопроводная вода; 2 - 0,12%-ный раствор ПАА; 3 - 0,2%-ный раствор ПАА; 4 - 0,3%-ный раствор ПАА

Суммарный объем утечек до закрытия клапана

 

(97)

или

 

 

(98)

где Vy - суммарный объем утечек через клапан за один двойной ход плунжера, м3.

 

Коэффициент   подачи   насоса,   учитывающий   утечки   через клапан, при этом составляет

(99)

4.3. ПРОМЫСЛОВЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ В НАКЛОННОЙ СКВАЖИНЕ

Анализ состояния эксплуатации глубиннонасосных установок показывает, что наибольший интерес представляет выявление характера распределения нагрузок по длине колонны штанг, в особенности в наклонно направленных скважинах.

Для экспериментального изучения процессов, происходящих в колонне штанг и насосно-компрессорных трубах, при эксплуатации глубиннонасосннх скважин БашНИПИнефтью совместно с НГДУ Аксаковнефть был создан на Раевском нефтяном месторождении опытно-промышленный стенд.

Стенд состоит из скв. 116, практически вертикальной, скв. 53 с максимальным углом наклона 23 и смещением забоя от вертикали 230 м, двух мерников для пластовой воды и нефти, коммуникационных трубопроводов и измерительной аппаратуры. Скважины и мерники обвязаны согласно схеме (см. рис. 38), позволяющей из мерников 4 с помощью задвижек и счетчика Вольтмана 2 по трубам заливать в разных соотношениях нефть и воду в затрубное пространство скважины.

Для возможности измерения физико-химических свойств откачиваемых сред в широким диапазоне интервалы перфорации скважин на период исследований были перекрыты пакерами. На выкидной линии для контроля давления на устье установили образцовые манометры. Устьевую арматуру оснастили пробоотборным краном. На обеих скважинах было смонтировано однотипное оборудование: станок-качалка типа 7СК8-3,5-6000, глубинный штанговый насос НГН2-43 с подвеской на