有桿泵-地面驅動螺桿泵組合舉升工藝設計

楊 志 ，康 露，張興華，陳 勇，伊兆龍

1.西南石油大學石油與天然氣工程學院，四川 成都610500

2.中法渤海地質服務有限公司，天津 濱海新區(qū)300450

3.中國石化勝利油田石油工程技術研究院，山東 東營257000

引言

隨著舉升高度的增加，人工舉升工藝的排量和舉升效率降低，因此，現(xiàn)有單項人工舉升工藝不能滿足大排量深抽的需要，如有桿泵在較深的泵掛下會出現(xiàn)漏失嚴重、抽油桿柱斷脫等問題，從而縮短了其免修期[1-6]；水力活塞泵和氣舉則隨著舉升高度的增加要求地面增壓設備具有更高的壓力等級，增加了地面設備的投資。在現(xiàn)有單項人工舉升工藝中，只有水力活塞泵、有桿泵、氣舉的下泵深度接近或超過了5 000 m，但深抽時排量較小，目前，深抽工藝的下泵深度與排量見表1[7-10]。

表1 深抽工藝中泵掛深度-排量范圍Tab.1 Depth-displacement range of lower pump in deep pumping process

由表1 可知，單項人工舉升工藝很難適應深抽大排量的開采需求，組合舉升工藝技術是解決大排量深抽難題的有效途徑[10-17]，因此，進行組合舉升采油工藝技術研究對大排量深抽采油而言是一個具有戰(zhàn)略性的重要課題。其中，有桿泵與地面驅動螺桿泵組合舉升采油可較好解決有桿泵下泵深度過大造成的抽油桿事故多、排量小等問題。本文對有桿泵-地面驅動螺桿泵組合舉升系統(tǒng)的總體工作性能進行探討。

1 組合舉升結構設計及原理分析

1.1 設計思路

若要將有桿泵、地面驅動螺桿泵組合以實現(xiàn)大排量深抽需要解決以下技術難題：1）抽油桿需要通過螺桿泵轉子中心；2）需要將有桿泵的上下往復運動轉化為地面驅動螺桿泵的單向旋轉運動；3）螺桿泵驅動力來源問題；4）有桿泵與地面驅動螺桿泵排量匹配的問題。因此，將有桿泵上下往復運動轉換為地面驅動螺桿泵單向旋轉運動的單向轉向機構、驅動螺桿和解決排量匹配問題的儲油外管裝置設計是有桿泵-地面驅動螺桿泵組合舉升系統(tǒng)的關鍵。

1.2 結構設計

1.2.1 整體結構方案

圖1 為有桿泵-地面驅動螺桿泵組合式抽油系統(tǒng)結構圖，可分為上、下兩部分，上半部分為地面驅動螺桿泵，下半部分為常規(guī)有桿泵。為了解決兩種泵運動形式的轉化并且減輕單向轉向機構的受力情況，在空心轉子上下端中心凹槽處分別安裝單向轉向機構，并用壓緊帽固定，這種對稱結構可以將單個轉向機構所受的載荷一分為二；采用儲油腔室部件解決組合系統(tǒng)排量匹配的問題；為解決組合系統(tǒng)中的螺桿泵在下沖程工作動力來源的問題，采用了驅動螺桿結構[18-19]。

圖1 有桿泵-地面驅動螺桿泵組合式抽油系統(tǒng)結構示意圖Fig.1 Structure of combined pumping system with rod pump and ground driven progressing cavity pump

1.2.2 單向轉向機構

單向轉向機構安裝在組合抽油系統(tǒng)的螺桿泵空心轉子內部，采用棘輪機構，下沖程抽油桿帶動轉向機構進而驅動螺桿泵轉子旋轉，實現(xiàn)螺桿泵抽油；而上沖程時單向轉向機構不旋轉，從而將抽油桿的上下往復運動轉化為螺桿泵轉子的單向旋轉運動。因此，轉向機構是組合抽油系統(tǒng)中螺桿泵的動力與運動轉換器。單向轉向機構的結構與受力較復雜，依據(jù)螺桿泵空心轉子、驅動螺桿等參數(shù)對單向轉向機構的尺寸進行設計，采用有限元進行分析，利用Ansys workbench 對其進行強度模擬分析，建立基本模型如圖2 所示，其內腔為?60 mm 的驅動螺桿通道、外側棘齒高8 mm。

圖2 轉向機構強度分析Fig.2 Strength analysis of steering mechanism

轉向機構在組合式抽油系統(tǒng)下沖程過程中既受軸力又受扭矩的作用，轉向機構的模擬結果如圖2所示。

從模擬結果可以看出，轉向機構并未發(fā)生強度破壞并且產(chǎn)生的變形較小，模擬結果的最大等效應力為71.57 MPa，遠小于材料的屈服強度1 070.00 MPa，滿足強度要求。

1.2.3 驅動螺桿

驅動螺桿穿過螺桿泵空心轉子，借助單向轉向機構驅動螺桿泵轉子轉動，其上下端分別連接在上部和下部抽油桿上。驅動螺桿上的螺紋與單向轉向機構內壁的螺紋相配合，將抽油桿的動力傳給單向轉向機構，帶動螺桿泵轉子使其旋轉工作，其結構見圖3。

圖3 驅動螺桿結構示意圖Fig.3 Drive screw structure diagram

驅動螺桿與單向轉向機構間配合的本質類似螺紋、螺母之間的配合，需校核驅動螺桿、轉向機構配合時是否產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，若驅動螺桿螺紋的螺旋升角大于等于驅動螺桿螺紋的當量摩擦角，則不會自鎖。

1.3 舉升原理分析

有桿泵-地面驅動螺桿泵組合式抽油系統(tǒng)的工作原理如圖4 所示，其下部抽油泵與單項有桿泵結構、原理相同。上沖程時，抽油機通過抽油桿帶動下部抽油泵抽油，此時上、下轉向機構外表面的單向棘齒與螺桿泵空心轉子空腔內部的單向棘齒不嚙合，螺桿泵轉子不旋轉，抽油泵抽出的原油進入儲油外管暫存；下沖程時，抽油桿在其重力作用下下行，上、下轉向機構在驅動螺桿的驅動下正向旋轉，此時轉向機構外表面單向棘齒與螺桿泵空心轉子內部的單向棘齒相嚙合從而帶動螺桿泵轉子旋轉，螺桿泵將暫存在儲油外管中的液體抽出至螺桿泵以上，最后排至地面。

圖4 有桿泵-地面驅動螺桿泵組合舉升工作原理圖Fig.4 Working principle diagram of rod pump-ground driven progressing cavity pump combined lifting

有桿泵與地面驅動螺桿泵的組合系統(tǒng)實現(xiàn)了接力抽油的目的，由于螺桿泵上部的液柱重量由螺桿泵承擔，減輕了抽油泵出口壓力，降低了上沖程抽油機懸點載荷，從而可增加下部抽油泵泵掛深度或增大其泵徑，增大了排量范圍。

2 組合舉升工藝可行性分析

基于組合系統(tǒng)管柱結構的特殊性，分析組合系統(tǒng)桿柱的受力載荷情況，建立適用于有桿泵-地面驅動螺桿泵組合式抽油系統(tǒng)懸點載荷計算模型，提出桿柱強度校核新方法，用此模型與方法來驗證組合舉升工藝的可行性。通過對組合舉升工藝的排量匹配性進行深入分析，確定有桿泵、螺桿泵的最佳排量匹配范圍，以此驗證組合舉升工藝的可行性。

2.1 組合系統(tǒng)受力分析

組合抽油系統(tǒng)由于上部螺桿泵的“阻隔”，其與單項有桿泵舉升系統(tǒng)液柱載荷計算方法不同，而且螺桿泵旋轉產(chǎn)生的扭矩將由上部抽油桿承載，結合有桿泵和螺桿泵桿柱的受力特點[20-21]，有桿泵-地面驅動螺桿泵組合舉升系統(tǒng)的受力情況如圖5 所示。

圖5 有桿泵-地面驅動螺桿泵組合舉升桿柱受力圖Fig.5 Column force diagram of rod pump-ground driven progressing cavity pump combined lifting

由圖5 可知，組合舉升系統(tǒng)的桿柱懸點載荷主要由以下幾部分組成。

1）抽油桿重力載荷Wr，上下沖程都存在。

2）抽油泵所受的螺桿泵與有桿泵之間的液柱載荷F0，此液柱載荷僅在上沖程存在。

3）抽油泵沉沒壓力F1，僅在上沖程存在。

4）螺桿泵工作時上部抽油桿所受的扭矩M，此扭矩僅在下沖程存在。

5）根據(jù)組合系統(tǒng)的結構，下沖程驅動螺桿驅動螺桿泵旋轉的同時，產(chǎn)生的軸向力F2。

6）抽油桿與液柱所受慣性力Fin，其上下沖程大小不同，方向與加速度方向相反。

7）組合系統(tǒng)摩擦載荷分別包括有桿泵、螺桿泵的摩擦載荷。其中，有桿泵的摩擦載荷[22]包括抽油桿與油管之間的摩擦力f1、柱塞與泵筒之間摩擦力f2；抽油桿本體與液柱之間的摩擦力f3；螺桿泵泵內摩擦力f4。

根據(jù)有桿泵-地面驅動螺桿泵組合舉升系統(tǒng)的管柱結構、受力分析及抽油機運行過程中懸點載荷的運動規(guī)律，該組合舉升抽油系統(tǒng)懸點載荷為

式中：

Wmax—懸點最大載荷，N；

Wmin—懸點最小載荷，N；

Wr—抽油桿柱重量，N；

F0—抽油泵液柱載荷，N；

F1—抽油泵沉沒壓力，N；

F2—驅動螺桿泵所需的軸向力，N；

Fin—抽油桿與液柱所受慣性力，N；

f1—抽油桿與油管間摩擦力，N；

f2—抽油泵柱塞與泵筒間摩擦力，N；

f3—抽油桿與液柱摩擦力，N；

f4—螺桿泵泵內摩擦力，N。

2.2 減載分析

以稀油井為例，忽略摩擦載荷、慣性載荷以及井口回壓和套壓的影響[22]，對式（1）、式（2）簡化可得有桿泵-地面驅動螺桿泵組合舉升系統(tǒng)上、下沖程的懸點靜載荷

式（3）、式（4）雖形式上與獨立的抽油泵系統(tǒng)受力相似，但與有桿泵懸點載荷的計算方法不同，螺桿泵工作將產(chǎn)生軸向力和扭矩。組合式抽油系統(tǒng)懸點最大載荷較單項有桿泵抽油系統(tǒng)相比減少了螺桿泵下入深度以上的液柱載荷；懸點最小載荷較單項有桿泵抽油系統(tǒng)相比減小了驅動螺桿泵旋轉所產(chǎn)生的向上的軸向力F2。因此，在抽油泵泵掛相同的條件下，組合抽油系統(tǒng)的懸點載荷較單項有桿泵抽油系統(tǒng)小。

2.3 桿柱校核

由于組合式抽油系統(tǒng)上下沖程運動的特殊性，上沖程只受軸向載荷的作用，因此，上沖程抽油桿柱根據(jù)獨立的抽油泵桿柱疲勞條件設計，折算應力強度條件為[22]

式中：

σc—折算應力，MPa；

σ?1—標準疲勞試件在對稱循環(huán)應力作用下的疲勞極限，MPa；

K—安全系數(shù)，無因次。

抽油桿柱在下沖程既受軸向載荷作用又受扭矩作用，因此，用第四強度理論求復合應力及校核，即

式中：

σ—抽油桿復合應力，MPa；

σt—抽油桿軸向應力，MPa；

τ—抽油桿周向應力，MPa；

α—抽油桿內外徑比，無因次，α=d/D；

F--抽油桿柱承受的拉力，N；

D—抽油桿外徑，m；

d--空心桿內徑（若實心桿為零），m；

M--抽油桿柱承受的扭矩，N·m。

2.4 排量匹配分析

泵組合式抽油系統(tǒng)的結構決定了底部抽油泵在上沖程進入儲油外管的液體必須在下沖程被螺桿泵全部抽出，所以有桿泵-地面驅動螺桿泵組合式舉升采油系統(tǒng)中兩泵之間的排量協(xié)調只需滿足上部螺桿泵的實際排量大于等于底部有桿泵的排量，其關系式為

式中：

e--螺桿偏心距，m；

T—螺桿泵定子導程，m；

n—抽油機沖次，min?1；

η—泵效，%；

Ap—柱塞截面積，m2；

S--抽油機沖程，m；

Dsp—螺桿截面的直徑，m。

若有桿泵實際排量大于螺桿泵實際排量，則在有桿泵-地面驅動螺桿泵組合式抽油系統(tǒng)中將會有“憋壓”的情況出現(xiàn)，這將會嚴重影響有桿泵-地面驅動螺桿泵組合式抽油系統(tǒng)穩(wěn)定、高效地工作。

將有桿泵每個沖程的排量與螺桿泵每沖程排量對比，并根據(jù)式（7），可得到螺桿泵每沖程及每分鐘需要的轉數(shù)。一般螺桿泵轉數(shù)的合理范圍在60～150 r/min，本文也將此范圍作為螺桿泵轉子轉數(shù)的推薦范圍，并根據(jù)每沖程所需轉數(shù)確定驅動螺桿螺旋升角等參數(shù)。

3 案例井分析

本文以稀油井為例，忽略摩擦載荷、慣性載荷以及井口回壓和套壓的影響，結合TKM 井相關參數(shù)（表2）及以上計算方法對組合工藝進行分析與計算。

表2 TKM 井相關參數(shù)Tab.2 Related parameters of Well TKM

通過對有桿泵、螺桿泵排量匹配分析，取有桿泵泵效為65%、螺桿泵泵效為90%，得到不同螺桿泵排量下的轉子轉數(shù)和螺桿泵驅動載荷分析，如表3所示。

表3 有桿泵、地面驅動螺桿泵排量匹配結果Tab.3 Displacement matching results of rod pump and ground driven progressing cavity pump

表3 表明，有桿泵、地面驅動螺桿泵的合理排量組合有多種方式，隨著所選螺桿泵排量的增大，所需匹配的螺桿泵轉數(shù)降低；且下沖程螺桿泵工作旋轉所需要的驅動載荷F2較小，即下沖程降低的懸點載荷較小，對桿柱強度的影響較小。在合理的排量匹配條件下，驅動螺桿的螺旋升角大小也在合理的范圍之內。

結合油井參數(shù)進行抽油桿柱設計，常規(guī)有桿泵和有桿泵-地面驅動螺桿泵組合舉升工藝的桿柱設計結果及懸點載荷情況如表4 所示。

表4 常規(guī)泵與組合舉升系統(tǒng)桿柱設計結果及懸點載Tab.4 Rod column design results and suspension point load of conventional pump and combined lifting system

從表4 可知，在排量相同的情況下，該組合舉升系統(tǒng)的懸點載荷較單項有桿泵舉升采油系統(tǒng)明顯減小，這說明在懸點載荷一定的條件下，組合舉升工藝可以增加泵掛深度或在泵掛深度不變時可以增大泵徑，同時，組合舉升系統(tǒng)改善了桿柱受力狀況與抽汲效果，可實現(xiàn)油井的大排量深抽。

4 結論

1）有桿泵-地面驅動螺桿泵均需要抽油桿傳遞動力，通過對有桿泵-地面驅動螺桿泵的工作原理及結構進行分析，得出了有桿泵-螺桿泵在管柱結構上組合的可行性。

2）通過確定有桿泵、螺桿泵的最佳排量匹配范圍，計算驅動螺桿泵工作所需動力大小，并從排量匹配、動力載荷大小等方面對兩者進行匹配優(yōu)選，表明有桿泵、螺桿泵兩者的流量匹配容易實現(xiàn)。

3）案例井對比計算表明，組合泵系統(tǒng)可降低懸點載荷，為增加泵掛深度或泵掛深度不變時增大泵徑提供了可能，驗證了有桿泵-地面驅動螺桿泵組合式抽油系統(tǒng)減載深抽的可行性。