直井中引起抽油桿柱偏磨的原因分析及高度計算

直井中引起抽油桿柱偏磨的原因分析及高度計算

油桿的側(cè)磨是中國許多油田中常見的問題。在進入中后期勘探階段的油田中，由于采用了灌溉法和聚合物溶液等產(chǎn)量措施，這個問題特別突出。這不僅縮短了泵運時間，增加了井數(shù)和井費，還增加了井桿的減少可能性，增加了事故的發(fā)生率。1螺旋彎曲變形直井中造成抽油桿偏磨的原因除了局部井斜之外,主要還有:一是抽油機下行程時,抽油泵游動閥的流體阻力和柱塞副的摩擦力產(chǎn)生的阻礙抽油桿柱下行的彎曲載荷,致使下部的抽油桿柱發(fā)生螺旋彎曲變形,導致緊貼油管壁的部分發(fā)生偏磨;二是當油管下部未錨定而自由懸掛時,在上行程時泵的“活塞效應”使油管柱底部受到一個向上的虛擬力作用而發(fā)生螺旋彎曲變形,此時抽油桿柱因受較大的張力而基本保持直線狀態(tài),從而使抽油桿柱與螺旋彎曲的油管每隔一定距離就相互接觸而偏磨.目前,許多抽油桿偏磨的油井,井斜度小,沒有套變的影響;而且大多數(shù)油井油管的底部都有尾管,能抵消一部分虛擬力,加上油管和抽油桿尺寸、受力的差異,在大多數(shù)油井中,抽油桿柱的偏磨主要由下行程抽油桿柱的螺旋彎曲變形所引起.2油擠出柱的中心和點的確定2.1抽油桿簡化桿端受力分析假定油井、油管都是鉛直的,抽油桿柱在運行過程中是沿鉛垂方向做上、下往復運動.桿柱的運行速度隨時間變化,在一次往復運動的過程中,桿柱不同部位的受力將有變化.如果忽略接箍突出部分在運動中所受的阻力,則可將每一級桿簡化為等直桿.抽油桿在充滿井液的油管中運動,在下行程時的受力分析結(jié)果見圖1,其主要受力(忽略振動載荷)為(1)懸點鋼絲繩對抽油桿的拉力pl2;(2)單位長度抽油桿柱的自重力qh及慣性載荷qha2/g;(3)井液與單位長度抽油桿之間的摩擦力plr;(4)抽油泵柱塞與襯套之間的摩擦力pp;(5)井口回壓對抽油桿柱的作用pbd;(6)單位長度抽油桿柱在井液中的浮力f;(7)井液通過游動閥時阻力pv.2.2下行程抽油桿偏磨高度及機構(gòu)設(shè)計根據(jù)動力平衡,可得到抽油桿柱下行程狀態(tài)距泵上端x處的軸內(nèi)力Nd,為Νd=(qh-qha2/g-plr-f)x-pp-pv.(1)Nd=(qh?qha2/g?plr?f)x?pp?pv.(1)令Nd=0,即可求得抽油桿柱下行程狀態(tài)中和點(即軸力為0的點)的位置xd,為xd=(pp+pv)/(qh-qha2/g-plr-f).(2)xd=(pp+pv)/(qh?qha2/g?plr?f).(2)隨著泵徑的增大、泵徑間隙的減小以及液體粘度的增加,式(2)中的分子(即抽油桿底部的彎曲載荷)也隨著增大,由于中和點下面的抽油桿受壓,當彎曲載荷大于抽油桿的臨界載荷時,必然造成抽油桿的彎曲變形,引起抽油桿的偏磨.實踐證明,在供液能力差的低沉沒度油井內(nèi),由于泵的充滿程度差,泵柱塞與液面之間存在液擊載荷pb,從而進一步增大彎曲載荷.下行程抽油桿中和點位置是計算抽油桿偏磨高度、所需扶正器個數(shù)、扶正間距及加重桿長度的依據(jù).3壓力型影響抽油桿下行程中和點位置的主要載荷有qh,qha2/g,plr,pp,f.另外,如果安裝了扶正器,則扶正器與井液之間也存在摩擦力pf.3.1井液粘度pla目前,計算plr主要采用的經(jīng)驗公式為plr=2πμl{(m2-1)/[(m2+1)lnm-(m2-1)]}Vmax?(3)plr=2πμl{(m2?1)/[(m2+1)lnm?(m2?1)]}Vmax?(3)式中:μl為井液的粘度;m為油管內(nèi)徑與抽油桿直徑之比,m=Dt/Dr,Dt為油管內(nèi)徑,Dr為抽油桿直徑;Vmax為抽油桿柱最大下行速度,Vmax=πSn/60,S為抽油機的沖程,n為抽油機的沖次.文獻中給出了計算稠油井里抽油桿柱接箍與井液之間摩擦力的計算公式,但計算結(jié)果往往與實際情況不符.3.2p柱塞摩擦溫度的確定計算抽油泵柱塞與襯套之間摩擦力的公式并不統(tǒng)一,文獻中給出3個計算公式,許多文獻都采用pp=0.92D/δ-137.2來計算,但筆者認為應用此式計算并不合適,因為此式是用水做潤滑劑而得出的經(jīng)驗公式,且與井液的粘度無關(guān).當井液的粘度不同時,即使D/δ相同,摩擦力pp并不相同;另外,摩擦力pp隨柱塞兩端的壓差Δp的增大而增大.通過實際計算,建議采用pp=πDpLp[δΔp(2Lp)+μlv(δ√1-ε2)],(4)pp=πDpLp[δΔp(2Lp)+μlv(δ1?ε2√)],(4)式中:Dp為抽油泵柱塞直徑;Lp為柱塞長度;δ為半徑上的泵間隙;Δp為柱塞上下端壓差;v為柱塞運動速度;ε為柱塞和襯套間偏心率.考慮到井下的情況比較復雜,在實際計算時可對式(4)的計算結(jié)果適當?shù)爻艘砸粋€因數(shù).3.3通過潛水器運行時，井液阻力為pvpv=ρA3p(Sn)2/(729μ2A2v),(5)式中:Ap為泵柱塞截面積;Av為游動閥孔截面積;μ為井液通過游動閥的流量系數(shù).4抽油桿最優(yōu)生產(chǎn)參數(shù)目前,解決直井中抽油桿柱偏磨的措施主要有降低井液粘度、采用泵隙較大的泵、采用較小的抽吸參數(shù)、采用加重桿、采用扶正器和同時采用加重桿和扶正器等.對抽油桿柱已經(jīng)偏磨的油井,在保證產(chǎn)量的條件下,大多采用后3種措施.不論采用哪種措施,都需要計算抽油桿柱的偏磨高度,以比較不同措施的應用效果.將抽油桿彎曲段簡化成兩端鉸支桿,則扶正間距的計算可采用L3c-2pL2c/qh+2π2EΙ/qh=0,(6)式中:Lc為自下而上求解的扶正間距;p為長等于Lc的抽油桿段下截面的軸力;E為抽油桿鋼材的彈性模量;I為抽油桿截面對中心軸慣性矩.從泵上端開始,自下而上逐次將不同的載荷代入,用二分法或0.618法求出式(6)的根,直到中和點以下的剩余長度小于臨界長度,可求出全部扶正間距和扶正器的個數(shù).兩扶正器之間的抽油桿柱的真實臨界長度可能要比按兩端鉸接計算的大一些,但由于還存在一些不易確定的因素,可能降低臨界長度值,實際可取扶正間距H為0.9Lc.采用式(6)計算扶正間距和扶正器的個數(shù)時,必須考慮已經(jīng)計算出來需要采用的扶正器與井液間的摩擦力pf,逐步向上計算.現(xiàn)將式(6)的應用加以推廣,將扶正器與井液間的阻力視為零,這樣,扶正器被處理成沒有摩阻的鉸支座,采用式(6)計算扶正間距并求和,就可以得到抽油桿柱的原始偏磨高度.以計算出來的原始偏磨高度為基礎(chǔ),采用所介紹的計算方法,就可以根據(jù)所用加重桿的直徑,求出只采用加重桿時加重桿的長度,或同時采用加重桿和扶正器時加重桿的長度、扶正間距及扶正器個數(shù),進而解決抽油桿柱的偏磨問題.5