抽油桿偏磨斷裂受力分析與解決對策

王敏　金雙詩　蘇啟超

摘 要： 本文針對目前抽油桿斷的普遍現(xiàn)象，分析了抽油桿下行阻力造成彎曲的原因，找出了抽油桿下行過程中所受阻力。分析了抽油桿下行阻力對抽油桿穩(wěn)定性的影響。結(jié)合目前井筒管柱結(jié)構(gòu)，從理論上分析了管柱結(jié)構(gòu)、井身結(jié)構(gòu)造成油管彎曲原因及對抽油桿偏磨的影響?？偨Y(jié)評價了抽油桿不同偏磨因素對生產(chǎn)周期的影響，建立了管柱優(yōu)化、桿柱優(yōu)化、參數(shù)優(yōu)化、工藝轉(zhuǎn)向等防偏磨措施對偏磨井的治理思路。

關(guān)鍵詞： 抽油桿；斷裂；制約因素；對策

前 言

近年以來，抽油桿偏磨已經(jīng)成為開發(fā)管理的深層次矛盾之一，成為制約油井正常生產(chǎn)的突出矛盾。因此，深入開展抽油桿偏磨斷裂原因分析研究，有效控制抽油桿偏磨，已成為工程技術(shù)管理人員需要解決的問題。抽油桿更新力度不足，因桿的問題導(dǎo)致油井躺井比例居高不下。抽油桿年更新率為13%左右。由于桿的質(zhì)量較以前有所下降，加之歷史欠帳嚴重，近年來抽油桿報廢率呈逐年上升趨勢。根據(jù)多年來實際使用情況來看，抽油桿更新率應(yīng)保持在20%以上，而目前實際年抽油桿更換率為13%左右，遠不能滿足需要，為維持油水井的正常生產(chǎn)，只能采取降低桿報廢標準、實行分級分類使用的辦法來延長桿的使用周期，但結(jié)果是因桿問題導(dǎo)致油井躺井比例居高不下。

1抽油桿偏磨斷裂受力分析

抽油桿下行時，抽油桿柱受的合力方向向下，對于下部抽油桿來說，同時也受方向向上的應(yīng)力作用，包括慣性力、抽油桿柱所受摩擦力、襯套與柱塞間的摩擦力以及采出液經(jīng)過游動凡爾的阻力等方向向上的作用力。

1.1 抽油機下沖程時，抽油桿柱在作變速運動，因而將產(chǎn)生抽油桿慣性力。

下沖程前半沖程時慣性力向上，其最大值為：

P慣=（（L桿×W×s×n2）/1790）×（1-r/l）

式中：P慣-下沖程最大抽油桿慣性力，N；L桿-抽油桿柱長度，m；W-抽油桿單位長度的重量，N/m；S-沖程，m；n-沖次， ；r-抽油機曲柄半徑，m；l-抽油機連桿半徑，m。由公式看出，泵掛越深，生產(chǎn)參數(shù)越大，特別是沖次越大，慣性力越大，對抽油桿穩(wěn)定性的影響越大。

1.2由于抽油桿柱作變速運動和交變載荷的作用，引起的抽油桿彈性振動形成的阻力。

P振=（（E×f×Vmax）/a）×sin（（πn/30）×L桿/ E）

式中，E-鋼的彈性模量，2.06×1011 ； f-抽油桿直徑，mm；a-抽油桿中的聲速，5100m/s；V-抽油桿下行速度，Vmax=πsn/60。

在抽油桿材質(zhì)一定的情況下，振動載荷主要與抽油井的沖程、沖次以及抽油桿的長度和直徑成函數(shù)關(guān)系。

1.3 摩擦阻力的大小隨抽油桿柱的下行速度而變化，其最大值為：

P液摩=2πu L桿（（m3-1）/（（ m3+1）lnm-（m3-1）））Vmax. u=uo（1-fw）+uw fw；

Vmax=πsn/60

式中，u-井內(nèi)液體粘度，mPa.s；對于原油和水等牛頓流體，可以采用加權(quán)法計算混合液的粘度；m-油管內(nèi)徑與抽油桿直徑比（計算節(jié)箍摩擦力時為油管內(nèi)徑與節(jié)古直徑比）。

摩擦力阻力的決定因素是抽油桿柱的運動速度和原油粘度。

1.4 抽油桿與油管的摩擦力P。抽油桿接近垂直狀態(tài)時，通常不超過抽油桿柱重量的1.5%。以上四種力主要與泵掛、生產(chǎn)參數(shù)有關(guān)，泵掛越深、沖程、沖次越大，慣性力、振動載荷等四種力越大，由于該四種力都為均勻分布在抽油桿柱的，因此計算中下部抽油桿與液柱的摩擦力時，取抽油桿柱的1/2，即1/2 L泵掛；該類力對中下部抽油桿的的影響相對較小，因此不做詳細介紹。

1.5 液體經(jīng)過游動凡爾產(chǎn)生的阻力P。由于液流通過游動凡爾產(chǎn)生的壓頭損失將對柱塞產(chǎn)生的一定下行阻力P游阻：

P游阻=3/728μ2 ×F3（1+ f0/F）/f02×（（s×n）2）×pf

式中，F(xiàn)-柱塞截面積，m2；f0-游動凡爾座孔的斷面積，m2；f-抽油桿截面積，m2； pf-混合液密度，kg/ m3。由于井筒混合液中有油、氣、水三相介質(zhì)，因此混合液密度不能簡單的加權(quán)平均，在此借鑒了經(jīng)驗公式確定：當(dāng)?shù)孛嬖兔芏圈裲≥0.91時，

pf=（3.2×ρo-2.17）（1-fw）+0.95×fw； 當(dāng)?shù)孛嬖兔芏圈裲<0.91時，

pf=（0.8×ρo+0.01）（1-fw）+0.95×fw；μ-流量系數(shù)，由μ=f（Re）試驗曲線確定。

1.6 襯套與柱塞間的半干摩擦力P。目前普遍采用的Ⅱ級泵半徑上的間隙為0.04-0.065mm，在目前抽油井普遍含砂介質(zhì)下，砂?；祀s在柱塞與襯套之間，會使半干摩擦力顯著增大。

1.7 柱塞下行因為“液擊”造成的沖擊載荷P。大泵采液強度過大或沉沒壓力過小，致使泵筒內(nèi)井液充滿程度不夠而造成柱塞下行的“液擊”現(xiàn)象，對柱塞造成一定的沖擊載荷。Φ70mm泵一般沉沒度小于250米，在理論排量大于100m3/d出現(xiàn)液擊，液擊載荷為3-4kN。

2 抽油桿偏磨斷裂特點

高含水介質(zhì)下，抽油桿偏磨斷裂顯著增加；泵掛越深，抽油桿偏磨斷裂比率增大；抽油泵泵徑增大，抽油桿偏磨斷裂比率上升；高含水、深泵掛環(huán)境下，抽油桿偏磨斷裂位置普遍上移。以往抽油桿偏磨斷裂的位置主要分布在泵掛深度2/3處，而目前已經(jīng)上移至泵上30-70%處，并且已經(jīng)出現(xiàn)全井偏磨的現(xiàn)象；抽油桿偏磨斷裂生產(chǎn)周期普遍較短。

3抽油桿偏磨斷裂治理對策

（1）合理設(shè)計管柱，預(yù)防坐封造成的偏磨。對坐封載荷超過65 kN的抽油井，原則上在管柱上使用油管錨、伸縮管防止坐封載荷超標造成油管彎曲；盡量采取打丟手簡化管柱或增大泵與封隔器的距離的措施，避免坐封對泵上油管的影響。（2）采用油管錨定，避免油管蠕動造成的偏磨。主要應(yīng)用液壓油管錨定技術(shù)，避免油管蠕動彎曲。根據(jù)Ф62mm油管承受交變載荷20～24 kN的彎曲界限，應(yīng)用Ф62mm油管Ф56mm泵泵掛超過1050米、Ф70mm泵超過800米以上必須錨定。（3）使用配套的防偏磨技術(shù)，延緩偏磨。對于斜井或已經(jīng)采取了防偏磨措施但是仍然存在偏磨的井，使用新型抽油桿扶正器，以及配套使用抽油桿、抽油管旋轉(zhuǎn)井口裝置，定期進行旋轉(zhuǎn)，可以變單向點式磨損變?yōu)榫鶆蛑芟蚰p，有效延緩偏磨，延長生產(chǎn)周期。（4）優(yōu)化生產(chǎn)參數(shù)，降低偏磨頻率?；謴?fù)地層壓力、上提泵掛，合理優(yōu)化抽油井的生產(chǎn)參數(shù)，對控制偏磨桿斷井有著一定的作用。（5）對有偏磨現(xiàn)象的油井，作業(yè)過程中首先進行測井斜，根據(jù)井斜資料合理設(shè)計管柱結(jié)構(gòu)。對偏磨較輕的，綜合采用扶正防偏技術(shù)；對管桿偏磨嚴重的，采取無桿采油工藝，包括水動力螺桿泵技術(shù)和電潛泵采油工藝，受水質(zhì)不達標的影響，推廣電潛泵采油工藝，水動力螺桿泵主要用于偏磨、腐蝕均較嚴重的油井上。

參考文獻

1.朱海濱，劉鐵軍，王廣軍，高近顯. 文留油田抽油桿常見事故原因分析及防治措施[J]. 科技資訊. 2014（02）