新型防脫防偏磨裝置設(shè)計*

任向海 彭振華 張 園 李若寧 李京帥 李君書 李 森

(1.中國石化西北油田分公司石油工程技術(shù)研究院 2.中國石化碳酸鹽巖縫洞型油藏提高采收率重點實驗室3.東北石油大學(xué)機械科學(xué)與工程學(xué)院 4.大慶油田化工有限公司化工廠)

0 引 言

目前機械采油是國內(nèi)外油田普遍采用的方式，其中，有85%～90%的生產(chǎn)井使用有桿泵抽油機進行地下采油[1-2]。抽油桿是有桿泵抽油系統(tǒng)的重要組成部分，承擔著連接地面抽油機和地下泵的作用。抽油桿受交變載荷作用，在抽油管有限空間內(nèi)做上、下往復(fù)運動，使得抽油桿受桿管之間摩擦作用而損壞難以避免，并且這種現(xiàn)象隨著井深增加和采出液黏度增加而日趨嚴重。

近年來，許多學(xué)者對有桿泵系統(tǒng)展開研究，利用有限元法對抽油桿接箍進行數(shù)值模擬[3-7]，得出抽油桿柱的受力情況及承載極限；通過對抽油桿的受力分析，預(yù)估了抽油桿柱的使用壽命[8-9]。此外，在實際生產(chǎn)中，也提出了預(yù)防抽油桿柱失效的重要措施[10-13]，這些措施對生產(chǎn)實際起到了一定效果。油田中主要采用扶正器、內(nèi)襯油管、加重桿、液力反饋式泵、連續(xù)抽油桿、雙向保護接管、空心桿潤滑以及加緩蝕劑等技術(shù)來預(yù)防抽油桿斷脫[14-15]，但這些工藝和方法在稠油井、深井和高含水井中的應(yīng)用均存在一定的局限性或效果不顯著。

塔河油田屬奧陶系碳酸鹽巖油藏，儲層埋藏深，基本都在5 300～7 000 m，平均泵掛2 535 m，油的黏度達180×104mPa·s，含水體積分數(shù)逐漸上升，使得開采中抽油桿系統(tǒng)中和點位置偏高，中和點以下抽油桿更易產(chǎn)生螺旋屈曲，再與油管接觸而產(chǎn)生摩擦，因此抽油桿柱的斷脫情況尤為嚴重。據(jù)統(tǒng)計，2017年塔河油田總故障井數(shù)230口，其中因桿柱斷脫發(fā)生故障的井數(shù)56口，約占總故障井數(shù)的25%。尼龍扶正器和新型金屬刮蠟器在塔河油田應(yīng)用過程中出現(xiàn)了大量碎片而導(dǎo)致卡泵。油田現(xiàn)用的抽油桿防斷脫和防偏磨技術(shù)存在一定局限性，或?qū)λ佑吞镉袟U泵開采效果不明顯，并且防脫和防偏磨達不到同時預(yù)防的效果。因此，設(shè)計一種有效的防脫防偏磨裝置勢在必行。

1 新型防脫防偏磨裝置設(shè)計

新型防脫防偏磨裝置由抽油桿、帶銷釘?shù)墓潭ㄌ淄?、扶正套、支撐筒、連接桿、O形密封圈、連接套筒及接箍等組成，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。

1—抽油桿；2—帶銷釘?shù)墓潭ㄌ淄玻?—支撐筒；4—扶正套；5—連接桿；6—連接套筒；7—接箍。

該裝置主要包括扶正防偏磨組件和防脫組件兩部分，扶正防偏磨組件包括帶銷釘?shù)墓潭ㄌ淄?、扶正套和支撐筒。支撐筒表面安裝有帶螺旋槽的扶正套，扶正套表面的螺旋槽結(jié)構(gòu)在增加過流面積的同時，因螺旋流通道所產(chǎn)生的離心力將固體顆粒甩向油管內(nèi)壁，能起到防止砂卡的作用。當抽油桿因螺旋屈曲與油管內(nèi)壁摩擦?xí)r，摩擦力可使扶正套繞支撐筒旋轉(zhuǎn)，使磨損均勻，可防止局部偏磨的發(fā)生。同時該扶正套的外徑為72 mm，可以對抽油桿起到扶正作用，減小下部防脫組件的螺旋屈曲，保證防脫組件正常工作。

防脫組件包括連接桿、O形密封圈和連接套筒，連接套筒套在連接桿上，一端通過螺紋與支撐筒連接，螺紋連接處設(shè)置有O形密封圈，可防止螺紋受井液腐蝕；連接桿一端通過螺紋與接箍連接，其臺肩部分與接箍接觸在提供預(yù)緊力的同時能起到密封作用，連接桿另一側(cè)的球形面部分和錐形面部分在上、下沖程中分別承力。上沖程時連接桿錐形面與連接套筒錐形面接觸，承載了其受到的軸向力；下沖程時連接桿球形面與支撐筒球形凹槽接觸，中和點以下抽油桿受壓發(fā)生螺旋屈曲，當扭矩增大，球形面部分相對支撐筒發(fā)生轉(zhuǎn)動，從而釋放扭矩，降低抽油桿螺紋脫扣的可能性，起到防脫作用。

新型防脫防偏磨裝置不僅具有現(xiàn)有防脫裝置的防脫功能，而且還兼具防偏磨、防砂卡和減阻的功能，能夠適應(yīng)稠油和深井等復(fù)雜工況。

2 抽油桿柱受力分析

2.1 下沖程抽油桿柱受力分析及中和點計算

下沖程過程中，桿柱受到重力、桿柱慣性力、浮力和摩擦力等力的綜合作用，會出現(xiàn)一個受力平衡的中和點位置。由于加速度的方向發(fā)生變化，實際上會出現(xiàn)一個中和段，在中和段范圍內(nèi)，中和點位置隨時在變化。通過計算可以確定中和段的位置，并取中和段的中心位置為中和點。確定中和點位置后，通過受力分析計算出中和點處桿柱的受力情況，從而為后面的數(shù)值模擬和試驗提供理論基礎(chǔ)。

下沖程時，桿柱底部受壓力最大，計算公式為：

Fy=Fv+F2

(1)

抽油桿柱中和點位置x0的計算公式如下。

慣性力向上時：

(2)

慣性力向下時：

(3)

式中：qr為單位桿柱的重力，N/m;Fv為油液通過游動閥時產(chǎn)生的阻力，N;flr為單位桿柱的慣性力，N/m;fr為單位桿柱的浮力，N/m;Fhd為井口回壓對抽油桿的作用力，N;f1為單位桿柱與油管的摩擦力，N/m;F2為柱塞與泵筒產(chǎn)生的半干摩擦力，N;f3為單位桿柱與油液的摩擦力，N/m。

針對塔河油田一口典型油井，泵深2 500 m，采用CYJ13-4.3-73-HY型抽油機。根據(jù)式(1)計算出下沖程時桿柱底部受壓力，由于慣性力的方向是變化的，當慣性力方向向上時，根據(jù)式(2)計算出中和點在抽油泵上方1 307.2 m，當慣性力方向向下時，根據(jù)式(3)計算，中和點位置在抽油泵上方1 101.9 m。因此取中和點為泵上1 200 m。

2.2 上沖程抽油桿柱中和點處受力分析

上沖程時，桿柱整體受拉向上運動，主要受桿柱重力、液體重力、柱塞沉沒壓力、井口回壓、桿柱和油液的慣性力以及摩擦力等力的綜合作用。

上沖程時總摩擦力為：

Fz=F1+F2+F4

(4)

式中：F1為抽油桿與油管之間的摩擦力，N;F2為柱塞與泵筒產(chǎn)生的半干摩擦力，N;F4為液柱與油管之間的摩擦力，N。

中和點處受力為：

Pz=Gg+Gy+Pf+Fz+Pc+Pg

(5)

式中：Gg為桿的重力，N;Gy為液體的重力，N;Pc為柱塞受到的沉沒壓力，N;Pf為井口回壓對抽油桿作用力，N;Pg為桿柱和油液產(chǎn)生的慣性力，N。

由式(4)和式(5)計算可知，上沖程時中和點處抽油桿受到的拉力為61.342 kN，該值可作為數(shù)值模擬和試驗測試的理論基礎(chǔ)。

3 數(shù)值模擬分析

3.1 防脫防偏磨裝置受力模擬分析

為了使所設(shè)計的防脫防偏磨裝置結(jié)構(gòu)更合理，安全性更高，同時縮短試驗時間和減少試驗次數(shù)，首先對結(jié)構(gòu)進行受力模擬分析，驗證所設(shè)計結(jié)構(gòu)合理安全后再進行加工并進行試驗測試。

塔河油田某井泵深2 500 m，結(jié)合油田實際工況計算得中和點在1 200 m左右，考慮實際應(yīng)用時油井安裝兩個防脫防偏磨接箍，安裝位置分別是：壓力最小易釋放扭矩的中和點處和受最大螺旋彎曲扭矩的抽油泵柱塞與第一根抽油桿的連接處。經(jīng)計算，該接箍在兩點時受到的最大拉力是61.342 kN，最大壓力是26.998 kN，考慮在以上最大拉力和壓力范圍內(nèi)對防脫防偏磨裝置進行強度分析。

利用ABAQUS有限元分析軟件對結(jié)構(gòu)進行數(shù)值模擬分析，模擬得到在實際工況下防脫防偏磨裝置的整體應(yīng)力分布、最大應(yīng)力及最大應(yīng)力所在位置，如圖2和圖3所示。在進行模擬時，約束下抽油桿端面軸向自由度以及剖面上垂直于剖面的自由度，在上抽油桿端面上施加漸變載荷，軸向拉力最大為70 kN，軸向壓力最大為30 kN；沖次為5 min-1。如圖2所示，受70 kN拉力時，該結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力出現(xiàn)在抽油桿處，數(shù)值為296 MPa，遠低于材料屈服應(yīng)力835 MPa，其中拉力最大時連接桿的等效應(yīng)力峰值為228 MPa，出現(xiàn)在倒角位置。綜上所述，該結(jié)構(gòu)整體的應(yīng)力峰值和關(guān)鍵部位的應(yīng)力峰值均遠小于材料的屈服應(yīng)力，因此該裝置在受拉力時，理論上結(jié)構(gòu)可靠。

圖2 最大拉力下整體應(yīng)力分布

圖3 最大拉力下連接桿最大應(yīng)力位置

圖4為受壓時防脫防偏磨裝置的整體應(yīng)力分布云圖。由圖4可知，受30 kN壓力時，結(jié)構(gòu)的最大等效應(yīng)力出現(xiàn)在球頭處，等效應(yīng)力峰值為224.4 MPa，遠低于材料的屈服應(yīng)力。最大應(yīng)力位置如圖5所示。因此，該裝置受壓時，理論上結(jié)構(gòu)可靠。

圖4 最大壓力下整體應(yīng)力分布

圖5 最大壓力下最大應(yīng)力位置及數(shù)值

3.2 扶正防偏磨結(jié)構(gòu)數(shù)值模擬分析

基于流體力學(xué)理論，通過Fluent軟件進行數(shù)值模擬，扶正套螺旋槽的升角為60°，計算采出液流經(jīng)防偏磨套筒時的壓力降，分析套筒的節(jié)流影響。該裝置工作介質(zhì)是水和油的混合物，其中油占的比例很小，所以定義通過該裝置的水為連續(xù)相，水中的油滴為離散相，具體的仿真過程如下。

3.2.1 防脫防偏磨工具流場計算基本控制方程

連續(xù)性方程：

(6)

湍流瞬時N-S方程：

(7)

式中：ui和uj為速度張量，m/s；t為時間，s；μ為流體動力黏度，Pa·s；ρ為密度，kg/m3；p為壓力，Pa。

將方程(6)和方程(7)時均化，則有：

(8)

3.2.2 連續(xù)相湍流模型

流體在流經(jīng)防脫防偏磨裝置的過程中，連接處存在變徑結(jié)構(gòu)，在擴徑處流體形成分離和再附；在縮頸時存在流線的收縮，同時會在螺旋槽內(nèi)形成固液的螺旋運動。所以采用收斂性和穩(wěn)定性更好的標準k-ε模型。

3.2.3 流場數(shù)值分析

裝置在工作時，扶正套位置上的過流面積最小，對采出液的節(jié)流效應(yīng)最大，所以選取該位置進行其外部流場的數(shù)值模擬研究，分析結(jié)構(gòu)中扶正套外部流場的速度以及壓力分布情況。建立流體域幾何模型并對其進行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖6所示。

圖6 扶正套外部流體域網(wǎng)格劃分

對螺旋扶正套的外部流場進行非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格數(shù)量16.7萬，網(wǎng)格平均質(zhì)量達到0.84。根據(jù)實際工況，流量為40 m3/d，設(shè)置入口邊界條件為速度入口，出口為自由出流，介質(zhì)密度設(shè)置為960 kg/m3，黏度設(shè)置為0.5 mPa·s，采用標準的k-ε湍流模型對扶正器的外部流場進行數(shù)值模擬。扶正套外部流場既有類似管流特點，又有螺旋流流動特征，其產(chǎn)生的離心力可實現(xiàn)將固體顆粒甩向油管內(nèi)壁，防止防脫防偏磨裝置出現(xiàn)砂卡現(xiàn)象,其跡線分布以及速度分布情況分別如圖7和圖8所示。

圖7 流場跡線分布

圖8 流場速度分布

新型防脫防偏磨裝置結(jié)構(gòu)的外部流場壓力分布情況如圖9所示。從圖9可以看出結(jié)構(gòu)的外部流場靜壓力變化不大，通過計算得到流經(jīng)扶正套的壓力損失約為2.2 kPa。因此，新型防脫防偏磨裝置節(jié)流效應(yīng)不大，壓力損失小，能耗低。所設(shè)計的螺旋槽結(jié)構(gòu)能夠減小桿柱上下沖程中受到的液體阻力。

圖9 外部流場的壓力分布云圖

通過抽油桿柱受力分析，確定了中和點位置和裝置的合理安裝布局，可以為數(shù)值模擬分析和試驗測試提供相關(guān)數(shù)據(jù)。

4 防脫防偏磨裝置試驗測試

4.1 拉壓載荷作用下試驗測試

為驗證上述模擬分析中的結(jié)論，按設(shè)計結(jié)構(gòu)進行1∶1比例加工防脫防偏磨裝置，使用拉壓試驗機進行拉壓試驗，逐漸增加其軸向力，并記錄其位移量，通過比較該裝置受軸向力時的位移量來測定其可靠性。模擬上、下沖程中該裝置的受力情況，進一步驗證防脫防偏磨裝置結(jié)構(gòu)的可靠性。在進行拉伸和壓力試驗時，受力與位移的曲線成正比例關(guān)系，且試驗結(jié)束后檢查裝置并未出現(xiàn)塑性變形。試驗結(jié)果表明：防脫防偏磨裝置在受到100 kN拉力時，各部件未發(fā)生塑性變形，位移量為3.1 mm，排除試驗誤差，結(jié)果在合理范圍內(nèi)。防脫防偏磨裝置受50 kN壓力時，未發(fā)生塑性形變，位移量為0.7 mm，排除試驗誤差，結(jié)果在合理范圍內(nèi)。因此該裝置強度滿足實際生產(chǎn)要求。為進一步驗證其使用強度，需繼續(xù)進行疲勞強度校核和疲勞試驗測試。

4.2 交變載荷作用下試驗測試

為驗證螺紋連接的可靠性，將裝置中連接桿和支撐筒部分去除，針對螺紋連接進行高頻疲勞試驗研究。按照實際生產(chǎn)的壓力及工作次數(shù)進行試驗，將其最大拉力設(shè)置為65 kN，最大壓力設(shè)置為2 kN，試驗次數(shù)設(shè)置為200萬次，相當于抽油機連續(xù)工作463 d。

為了驗證各部分螺紋連接是否滿足使用要求，將該結(jié)構(gòu)進行高頻疲勞試驗。在受拉65 kN、受壓2 kN循環(huán)載荷作用下，對抽油桿防脫防偏磨裝置螺紋連接試驗件進行了高頻疲勞試驗，以頻率150 Hz進行疲勞試驗，經(jīng)過200萬次循環(huán)加載，試驗結(jié)束后試驗件螺紋連接未斷脫。

由于防脫防偏磨結(jié)構(gòu)連接桿與支撐筒處存在間隙，需進行低頻疲勞試驗。根據(jù)該裝置在井下具體的受力狀態(tài)，確定試驗給定指標：應(yīng)力比(試件循環(huán)加載時的最小載荷與最大載荷之比)為0.03；疲勞極限目標為循環(huán)次數(shù)200萬次。

在受拉65 kN、受壓2 kN循環(huán)載荷作用下，以2 Hz進行低頻疲勞試驗，經(jīng)過200萬次循環(huán)加載，試驗結(jié)束后試驗件連接桿球頭未斷裂，螺紋連接未斷脫。

綜上所述，以實際工作載荷進行高頻疲勞試驗和低頻疲勞試驗，經(jīng)過200萬次循環(huán)加載后，結(jié)構(gòu)的螺紋連接未發(fā)生斷脫，結(jié)構(gòu)的關(guān)鍵部位(球頭)未斷裂。因此，該結(jié)構(gòu)疲勞強度高，能滿足實際生產(chǎn)要求。

5 功能性試驗測試分析

5.1 防偏磨試驗

為模擬新型防脫防偏磨裝置在井下與油管接觸產(chǎn)生摩擦的工作狀態(tài)，并驗證扶正套的防偏磨性能，設(shè)計了如圖10所示的試驗工裝。其工作原理是：小型抽油機可以模擬抽油桿在井下工作的情況，使防脫防偏磨裝置緊靠在油管內(nèi)壁從而產(chǎn)生摩擦。用自噴漆將防脫防偏磨裝置扶正套外表面上色，工作一段時間后將試驗前、后扶正套上色部分進行顏色對比，從而確定扶正套外表面的磨損情況。試驗結(jié)果如圖11所示。由圖11可知，上色扶正套存在明顯磨損現(xiàn)象，且磨損區(qū)域不集中，因此該試驗?zāi)茯炞C扶正套的局部防偏磨功能。

圖10 試驗工裝

圖11 防偏磨試驗測試結(jié)果

5.2 防脫扣試驗

在實際生產(chǎn)中，桿柱受壓會產(chǎn)生螺旋屈曲，從而造成一定的扭轉(zhuǎn)作用，該扭轉(zhuǎn)作用容易造成接箍螺紋部分的脫扣現(xiàn)象。通過MTS電液伺服低頻疲勞試驗機施加一定壓力，測量使連接桿轉(zhuǎn)動的扭矩值，通過與上扣扭矩做對比，確定其是否能達到釋放扭矩的作用。結(jié)合抽油桿柱受力分析，預(yù)期測得30 kN壓力下時的旋轉(zhuǎn)扭矩值，為了驗證結(jié)構(gòu)的扭轉(zhuǎn)極限，實際最大壓力施加到50 kN。對該裝置施加穩(wěn)定靜載荷，并設(shè)置一個扭轉(zhuǎn)角(5°)，壓力由5 kN增加到50 kN，通過試驗機得到在不同壓力下使連接桿相對支撐筒轉(zhuǎn)動的扭矩值。

試驗結(jié)果如表1所示。當最大壓力為50 kN時，其扭矩平均值為234.48 N·m，該扭矩值遠小于抽油桿螺紋上緊力矩490.00 N·m，因此該裝置能實現(xiàn)防脫功能。試驗結(jié)束后試驗件連接桿球頭未斷裂，螺紋連接未斷脫。

表1 壓扭試驗扭矩值

6 結(jié) 論

(1)根據(jù)塔河油田有桿泵工作條件和特點，設(shè)計了一種新型防脫防偏磨裝置，該裝置兼具防偏磨、防脫扣、防砂卡和減阻的功能，適用于稠油超深井。

(2)通過桿柱受力分析、裝置整體有限元分析與拉壓試驗和疲勞試驗相結(jié)合，確定了中和點位置以及結(jié)構(gòu)的安全可靠性，驗證了所設(shè)計的防脫防偏磨裝置可靠且穩(wěn)定。

(3對扶正套外部流場進行數(shù)值模擬分析，其壓力損失小，能耗低，進一步驗證了其過流能力。通過防偏磨試驗和防脫扣試驗確定了新型抽油桿防脫防偏磨裝置工作性能的可靠性，同時說明所設(shè)計的防脫防偏磨裝置實用性強，可降低抽油桿斷脫率。