Ресурсосберегающий привод насосной установки для добычи нефти

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Ресурсосберегающий привод насосной установки для добычи нефти

Канд. техн. наук Ю.Н. Курляндский

Э.А. Алмаханова

В работе предложена конструкция надежного длинноходового привода, обеспечивающего точность реверсирования хода плунжера и устьевого штока, а также значительную экономию электроэнергии.

Преобладающая часть (более 70%) действующего фонда скважин эксплуатируется с помощью штанговых скважинных насосных установок. Устойчивая тенденция к увеличению числа таких скважин обусловлена тем, что необходимость в насосной эксплуатации скважин образуется на средней и поздней стадии разработки месторождения, когда пластовое давление снижается до уровня, недостаточного для эксплуатации фонтанной.

Так как при этом полный срок эксплуатации скважин составляет от 25 до 40 лет, а период фонтанной эксплуатации ограничен обычно 3-7 годами, число скважин, оборудованных насосными установками, непрерывно растет, причем большая часть из них оснащается штанговыми скважинными насосами плунжерного типа. Преимуществами таких насосов является высокая надежность работы, большой ресурс работы с характеристиками, обеспечивающими рентабельность добычи, простота устройства и несложность эксплуатации и ремонтных работ.

Привод штанговых скважинных насосов (станок-качалка) отличается очень высокой надежностью, большим ресурсом безотказной работы, возможностью длительной работы без необходимости вмешательства ремонтного персонала. Все эти преимущества обусловили широкое распространение штанговых скважинных насосных установок (ШСНУ). Вместе с тем, одним из основных недостатков ШСНУ является недостаточная надежность и невысокий ресурс колонны насосных штанг, связывающий расположенный на поверхности привод (станок-качалку) с плунжером насоса, установленного на глубине в призабойном участке ствола скважины.

Циклические переменные нагрузки, действующие на колонну насосных штанг, зачастую значительно превышают расчетные в результате действия динамических нагрузок, обычно не учитываемых в расчетах, а также нестабильности усилия перемещения плунжера, связанной с наличием в откачиваемой насосом пластовой жидкости твердых частиц, а также битумов и других смол, парафинов и прочих примесей, увеличивающих силу трения.

Результатом этого является недопустимо высокая аварийность скважин, оснащенных ШСНУ (от 3 до 5, а иногда до 12 обрывов штанг в год вследствие накопления усталостных повреждений), высокие длительность, трудоемкость и стоимость ремонтов и дополнительные материальные потери, связанные с недополучением продукции во время простоев скважины.

Выполненный нами анализ показал, что резервы повышения надежности штанг за счет повышения качества изготовления практически исчерпан. На всех предприятиях, производящих штанги, применяются современные технологии упрочнения, сопровождаемые передовыми методами контроля качества металла штанг.

В этих условиях повышение надежности и ресурса работы штанг может быть связано только с улучшением характеристик привода ШСНУ, обеспечивающим снижение величины и уменьшения частоты приложения циклических нагрузок на штанги без снижения производительности скважинного насоса. Общепризнанной мерой, обеспечивающей получение такого эффекта, является увеличение длины хода плунжера насоса, стандартные величины которого, реализуемые с помощью существующих стандартных конструкций приводов ШСНУ, находятся в пределах от 1,5 до 3,5 метров. Увеличение дины хода позволяет обеспечить заданную производительность насоса при меньшей частоте ходов и, соответственно, меньшей частоте нагружения штанг, а также при меньшей рабочей площади плунжера насоса, обеспечивающей меньшую нагрузку на штанги.

Выполненные нами разработки показали, что увеличение длины хода устьевого штока привода до 6 метров в станках-качалках распространенной балансирной конструкции, приводит к чрезмерному увеличению габаритов по высоте и длине, а также росту металлоемкости. Известные же из зарубежной практики конструкции безбалансирных длинноходовых приводов ШСНУ отличаются также большими габаритами, металлоемкостью и, кроме того, высокими сложностью и стоимостью конструкции и недостаточной надежностью работы, обусловленной применением сложных автоматических устройств регулярного реверсирования двигателей и гибких тяговых элементов связи привода с плунжером насоса (в виде каната или плоской ленты), исключающих возможность надежного уплотнения устья скважины.

Поставленная нами задача создания конструкции надежного длинноходового привода была решена путем использования комбинации апробированных многолетней практикой элементов - кривошипно-шатунного механизма и балансира, обеспечивающих с абсолютной надежностью точность реверсирования хода плунжера и его заданную длину, и устьевого штока, обеспечивающего надежное уплотнение устья скважины, с новым элементом - поворотной головкой, установленной на переднем плече балансира. Головка оснащена двумя шарнирами, один из которых - передний - связан со свободным концом переднего плеча балансира, а второй - задний - соединен с качающейся тягой, шарнирно закрепленной другим концом на неподвижном основании оси качания балансира. Верхняя часть контура головки (рабочая) выполнена в виде желоба, в котором размещены и закреплены канаты подвески устьевого штока. При таком устройстве ход переднего плеча балансира вверх сопровождается поворотом головки в направлении подъема устьевого штока, ход вниз - поворотом в сторону его опускания. Профиль верхнего контура головки во всех ее положениях обеспечивает расположение канатной подвески вдоль геометрической оси устьевого штока и расположение крайней точки касания головки и канатов подвески как при подъеме, так и при опускании штока - на высоте геометрической оси шарнира балансира. Соотношением угла поворота и длины переднего плеча балансира, расстояния между шарнирами головки и величиной переменного радиуса контура ее профильной части может быть обеспечена любая рациональная длина хода устьевого штока привода.

Эти принципиальные решения явились основой для создания конструкции привода ШСНУ, обеспечивающего реализацию щадящего режима нагружения штанг с целью повышения надежности и ресурса их работы. Однако, при разработке привода нами была поставлена также задача снижения энергоемкости работы. Высокая энергоемкость приводов ШСНУ стандартной конструкции, осознанная в последнее время в связи с появлением менее энергоемких винтовых штанговых скважинных насосных установок стала препятствием для оснащения скважин ШСНУ и приобретения станков-качалок нефтедобывающими компаниями. Их выбор в последнее время все более склоняется в сторону более широкого оснащения скважин винтовыми насосами, обеспечивающими меньшую энергоемкость несмотря на меньшую надежность и долговечность самого насоса. Это направление оснащения скважин насосным оборудованием получило особенно широкое распространение на месторождении Кумколь.

С целью снижения энергоемкости в предлагаемой нами конструкции предложена конструктивная схема заднего плеча балансира, обеспечивающая с точки зрения экономичности, приложение нагрузки к заднему плечу со стороны шатуна под более выгодным углом, и соответствующее изменение конструкции шатуна. С этой целью шатун выполняется составным из двух частей: жесткой части (в виде традиционной П - образной конструкции, боковые стойки которой соединяются между собой в верхней части с помощью горизонтальной поперечной балки) и гибкой части (в виде гибкой ленты, прикрепленной в средней части поперечины). Свободный конец заднего плеча балансира оснащается жестко закрепленной профильной головкой, в верхней части которой закрепляется гибкая лента шатуна. Лента огибает криволинейный профиль головки по касательной, что обеспечивает приложение нагрузки от шатуна к заднему плечу балансира всегда под прямым углом к радиусу профиля головки в месте касания е гибкой лентой. Это исключает приложение нагрузки от шатуна к заднему плечу балансира под невыгодным острым или тупым углом и снижает усилия в шатуне, необходимые для поворота балансира при действующих сопротивлениях. Переменный радиус профиля головки обеспечивает также снижение нагрузки на шатун в период действия максимальных нагружающих моментов на балансире.

Разработанная конструкция привода представлена на рисунке.

Привод работает следующим образом. Вращение вала двигателя с помощью клиноременной передачи с пятью ремнями передается быстроходному валу редуктора, понижающего частоту вращения выходного вала, на двух концах которого установлены кривошипы, шарнирно связанные с шатуном. Кривошипно-шатунный механизм, состоящий из кривошипа, шатуна и балансира, преобразует равномерное вращение тихоходного вала редуктора в возвратно-поворотное движение балансира. К поворотной головке балансира приложена рабочая нагрузка, которую составляет при рабочем ходе (вверх) сила тяжести столба жидкости высотой от плунжера насоса до устья скважины и сила тяжести колонны штанг и плунжера насоса, а при холостом ходе (вниз) - сила тяжести колонны штанг и плунжера. Таким образом, при постоянстве направления этой нагрузки ее величина является переменной. При рабочем ходе переднее плечо балансира поворачивается вверх с одновременным вращением поворотной головки на его конце, тогда как заднее плечо опускается под действием приводного усилия, приложенного к нему шатуном, при сопутствующем сбегании с профильной головки закрепленной на заднем конце плеча, ленты шатуна. Холостой ход совершается под действием силы тяжести штанг и плунжера, причем скорость его ограничивается скоростью вращения кривошипа с передачей уже удерживающего усилия заднему плечу балансира через шатун. При обратном ходе происходит набегание гибкой ленты шатуна на профильную головку заднего плеча балансира.

привод насосная установка нефть

Схема предлагаемого привода

1 - балансир, 2 - поворотная головка переднего плеча балансира, 3 - шатун, 4 - кривошип, 5 - редуктор, 6 - клиноременная передача, 7 - электродвигатель, 8 - стойка основания балансира, 9 - профильная головка, жестко закрепленная на заднем плече балансира, 10- канатная подвеска устьевого штока

По сравнению с традиционными станками-качалками, предлагаемая конструкция, безусловно, является более сложной. Более того, ее проектирование осложнено отсутствием методики кинематического и силового расчетов. Поэтому одной из задач, решаемых при создании конструкции явилась разработка методов расчета, обеспечивающая возможность выполнения силового анализа работы конструкции с точки зрения нагруженности ее элементов и энергетики рабочего процесса. Сложность кинематики многозвенной установки при ее работе не позволила вывести формулы для аналитического расчета нагрузок и затрат энергии при работе установки. Чисто теоретический анализ с определением законов движения и силовой нагруженности элементов полученного многозвенного механизма приведет к созданию многоэтапной методики аналитических расчетов, практическое применение которых чрезмерно усложнит их выполнение.

В связи с этим, нами был выполнен силовой и кинематический анализ механизма с помощью уменьшенной плоской модели. Изготовленная нами модель механизма, включающая уменьшенные плоские копии кривошипа, шатуна, балансира с неповоротной и поворотной головками, позволяла четко определить расположение всех звеньев механизма, точки и плечи приложения действующих усилий при любом заданном положении кривошипа. Определение действующих усилий и вращающих моментов, нагружающих все элементы привода, было нами выполнено для 24 положений кривошипа (через каждые 15є его поворота). Модель позволила построить силовые диаграммы нагружения привода в течение всего цикла работы. Их анализ показал, что рабочий ход требует значительных затрат энергии, тогда как при холостом ходе нагрузка на поворотную головку способствует разгону двигателя.

В связи с этим, определилась задача уравновешивания нагрузки на двигатель при рабочем и холостом ходе. Был выбран кривошипный способ уравновешивания, получивший в настоящее время наибольшее распространение. По нашему мнению, сама схема установки исключает возможность использования балансирного уравновешивания и его комбинации с уравновешиванием кривошипным, так как необходимость установки при этом уравновешивающего контргруза на заднем плече балансира приведет к существенному усложнению конструкции и появлению значительных динамических нагрузок на балансир и другие элементы привода. Максимальная величина уравновешивающего момента была определена в результате расчета полуразности между абсолютными величинами вращающих моментов, нагружающих кривошип при рабочем и холостом ходах. После определения точки центра тяжести контргруза кривошипа, основанного на конструктивных соображениях, и установления таким образом плеча приложения уравновешивающей нагрузки, была определена необходимая масса контргруза, она обеспечивает уменьшение сопротивления вращения кривошипа в течение рабочего хода за счет сопровождающего рабочий ход опускания контргруза и, соответственно, использования его кинетической энергии, накопленной ранее в результате его подъема при холостом ходе, и нагружения электродвигателя сопротивлением на кривошипе, создаваемым в результате подъема контргруза, - при холостом ходе.

Силовые диаграммы, построенные с учетом рабочих и уравновешивающих нагрузок в течение всего цикла работы привода, показали достаточную равномерность нагружения электродвигателя в течение рабочего и холостого ходов. Предложенный метод расчета привода с помощью плоской модели обеспечивает достаточную точность расчетов и позволяет выполнить полный силовой и энергетический анализ его работы без затруднений и в весьма сжатые сроки. Кроме того, предложенный метод требует уровня квалификации проектировщика не намного выше уровня подготовки выпускника ВУЗа технической специальности. Вместе с тем, представляется целесообразным установление на основе опыта расчетов безразмерных эмпирических зависимостей геометрических параметров станка-качалки от длины хода устьевого штока. Это позволит выполнять достаточно простые расчеты всех параметров, а также нагрузок и потребляемой энергии для размерного ряда станков-качалок предложенной конструкции при заданных вариантах длины хода, тягового усилия и частоты ходов.

Выполненный нами анализ показал, что помимо щадящего режима нагружения колонны насосных штанг, обеспечиваемого большей длиной хода, предлагаемая конструкция привода обеспечивает и значительную экономию энергии. Потребляемая мощность рассчитанного варианта привода с тяговым усилием 80 кН, длиной хода 6 м и частотой ходов 8 ед/мин составила 45 кВт, тогда как привод традиционной конструкции с двуплечим балансиром, жестким креплением головки на переднем плече балансира и шарнирным креплением шатуна на заднем плече, требует затрат мощности равной 75 кВт.

Усложнение конструкции, безусловно, приведет к некоторому повышению трудоемкости и стоимости ее изготовления. Однако, дополнительные затраты на изготовление должны многократно окупиться экономией электроэнергии и затрат, связанных с ремонтами и простоями оборудования скважин.

В настоящее время нами устанавливается предприятие, которое было бы заинтересовано в его промышленном применении

Литература

1. Уразаков К.Р., Андреев В.В., Жулаев В.П. Нефтепромысловое оборудование для кустовых скважин - М: Недра.1999, 385с.

2. Кушеков А.У., Ермеков М.М., Ажикенов Н.С. Скважинные насосные установки. Книга 1,2 - Алматы: Эверо, 2001, 369с.

Размещено на Allbest.ru