Підвищення ресурсу штангової свердловинної насосної установки при високому вмісті парафінів та корозійних агентів у продукції свердловини

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Вступ

Актуальність теми. Насосні штанги установки штангових свердловинних насосів постійно контактують з корозійно-агресивним середовищем, що в поєднанні із циклічними навантаженнями зумовлює інтенсивне руйнування матеріалу штанг від корозійної втоми, а обрив колони насосних штанг супроводжується великими витратами коштів і часу на ловильні та спуско-підіймальні операції. Додатковим негативним фактором тут виступає можливість утворення на поверхні штанг та насосно-компресорних труб парафінових відкладень, які збільшують навантаження на насосні штанги, а то й повністю закупорюють канал підйому продукції, спричиняючи їх заклинювання та обрив колони. У свердловинах з високим вмістом парафіну у продукції часто спостерігається високий процент кількості відмов внаслідок відгвинчування з`єднання насосних штанг.

Таким чином, виникає гостра потреба в розробці ефективних методів протидії явищам корозії і відкладення парафіну в каналі підйому продукції свердловини. На сьогодні такі методи розвинуті недостатньо, особливо в плані врахування впливу неметалевого покриття на корозійну тріщиностійкість матеріалу тіла насосної штанги.

У зв'язку з цим підвищення ресурсу штангових свердловинних насосних установок, що експлуатуються в умовах сумісної дії змінних навантажень, корозійно-агресивних середовищ та високого вмісту парафінових сполук в продукції свердловини, є актуальною науково-технічною проблемою, вирішення якої дозволяє отримати економічний ефект від збереження коштів на ремонтні роботи.

Мета роботи. Метою дисертаційної роботи є підвищення ресурсу свердловинного обладнання штангової насосної установки при видобуванні парафінистих нафт шляхом захисту обладнання від факторів корозії та попередження утворення парафінових відкладень в каналі підйому продукції.

Для досягнення поставленої мети необхідно вирішити такі задачі:

- уточнити комплексну дію силових факторів з врахуванням впливу крутного моменту, створюваного обертачем, на стійкість колони насосних штанг;

- дослідити параметри взаємодії потоку рідини в каналі насосно-компресорних труб з протектором для створення додаткового крутного моменту на колону насосних штанг;

- створити розрахункову модель для синтезу кінематичних параметрів приводу черв'ячного обертача колони насосних штанг безперервної дії;

- провести комплексні експериментальні дослідження впливу покриття тіла насосної штанги склотканинними стрічками на опір корозійно-втомному руйнуванню натурних насосних штанг та визначити період до зародження тріщин в залежності від величини циклічного навантаження;

- провести дослідження для встановлення можливості використання насосних штанг із покриттям склотканинною стрічкою в компоновці штангової колони у свердловинах із підвищеним вмістом парафінистих речовин в продукції.

1. Умови роботи обладнання СШНУ

Проведено огляд та оцінку сучасних методів боротьби з парафінізацією та корозійною втомою глибинного обладнання насосної установки.

Проведено аналіз причин та наслідків утворення парафінових відкладень, які призводять до зниження міжремонтного періоду роботи свердловин, необхідності постійного проведення заходів з попередження і видалення відкладень та загального здорожчання процесів видобування нафти. Показано, що переважна більшість відмов на промислах пов'язана із корозійними процесами.

Як показує практика, найбільш складними відмовами штангової свердловинної насосної установки є відмови її підземної частини, особливо колони насосних штанг (НШ). Дія корозійного середовища в поєднанні з циклічними навантаженнями та впливом парафінових відкладень на колону НШ знижує її ресурс в декілька разів. Важливо, що близько 90% поломок НШ по тілу розташовані безпосередньо за головкою, на віддалі 20-150 мм від її нижнього бурта. Слід також відмітити, що при високому вмісті парафіну в продукції свердловини, значну частку відмов колони НШ (до 10%) складають відгвинчування різьбових з'єднань НШ.

Численні методи для захисту підземного обладнання СШНУ від корозійної втоми і парафінізації не дають 100%-го позитивного результату, а їх застосування супроводжується значними капітальними витратами та ускладненими умовами транспортування та зберігання обладнання, реагентів та ін.

Застосування обертачів колони НШ разом із протекторами та скребками дозволяє ефективно протидіяти парафінізації каналу підйому продукції свердловини, розсіювати знос колони НШ на кут 360?. Недоліком існуючих конструкцій штангообертачів є те, що вони забезпечують обертання колони НШ лише впродовж половини циклу роботи верстата-качалки, що створює додаткові інерційні навантаження на колону НШ і може призводити до розгвинчування муфтових з'єднань НШ.

Застосування методів захисту поверхні НШ протикорозійними покриттями дає добрі результати, крім того на оброблених поверхнях знижується інтенсивність утворення парафінових відкладень. Сучасні методи покриття поверхонь тіла НШ цинковими, емалевими та полімерними покриттями є дороговартісними і передбачають складну технологію нанесення покриттів.

Таким чином, доведено необхідність розроблення та дослідження нових методів підвищення ресурсу СШНУ шляхом захисту обладнання від впливу факторів корозійної втоми та парафінізації каналу підйому продукції.

2. Методика розв'язку загальної задачі стійкості та визначенню форм умовної рівноваги колони насосних штанг із врахуванням впливу крутного моменту, створюваного обертачем, розробка теоретичних основ розрахунку рівноважної форми колони у свердловинах довільного профілю

В розділі створено математичну модель, яка дозволяє визначати величину критичних зусиль, при яких колона насосних штанг втрачає стійкість. Проведено аналіз впливу величини крутного моменту, створюваного обертачем колони насосних штанг на розмір осьової сили, при якій відбувається втрата стійкості. Виводиться математична формула визначення значення комплексного прогину в довільній точці колони штанг.

В результаті підстановки вхідних даних - параметрів типової свердловини, проведено аналіз впливу крутного моменту на стійкість колони НШ, отримано графічну залежність критичної величини осьового зусилля, при якому колона втрачає стійкість від величини крутного моменту, створюваного обертачем. Показано, що при дії крутного моменту величина критичного осьового навантаження, при якому колона насосних штанг втрачає стійкість, зменшується на величину до 10%.

Отже, показано негативний вплив крутного моменту, зосередженого вгорі колони насосних штанг на її стійкість. Це говорить про те, що при виборі компоновки колони НШ потрібно враховувати величину крутного моменту, створюваного обертачем. Не зважаючи на негативний вплив зосередженого крутного моменту, створюваного обертачем, користь від застосування обертача є безперечною. Тому наступний розділ роботи присвячено покращенню роботи пристроїв для обертання колони насосних штанг.

Створена в розділі математична модель може служити базою для визначення параметрів спіралевидної форми колони насосних штанг під дією комплексу силових факторів після втрати стійкості із врахуванням взаємодії зі стінками насосно-компресорних труб. Такий розрахунок дає можливість визначати раціональне значення кількості протекторів насосних штанг та розробити рекомендації щодо компоновки колони насосних штанг.

3. Доцільність застосування протекторів для створення додаткового крутного моменту на колону насосних штанг разом із обертачем колони насосних штанг черв'ячного типу безперервної дії

Показано, що оснащення колони насосних штанг протекторами для створення додаткового крутного моменту на колону НШ забезпечує: зменшення навантаження на штангообертач; запобігання розгвинчуванню муфтових з'єднань насосних штанг; видалення відкладень парафіну зі стінок насосно-компресорних труб; центрування і запобігання згину НШ в свердловині та ін.

Розраховано величину крутного моменту, створюваного лопатями протектора для створення додаткового крутного моменту на колону НШ за методикою розрахунку осьових турбін.

Проведено обчислення раціональних значень параметрів протектора для створення додаткового крутного моменту із умови, що його гідравлічний опір не перевищує гідравлічного опору протекторів, що випускаються серійно.

В результаті розрахунку раціональних значень параметрів, створено модель протектора для НШ діаметром 19 мм для роботи в насосно-компресорних трубах (НКТ) внутрішнім діаметром 60 мм. Обгрунтовано параметри профіля лопаті (рис. 1) та решітки лопатей протектора.

Для аналізу досліджуваної конструкції протектора проведено моделювання протектора в середовищі Solid Works.

В результаті проведення моделювання потоку рідини всередині труби, отримано такі результати.

1) Траекторії руху струмин при проходженні каналами протектора та швидкості точок рідини (рис. 2). Із рисунка видно, що після проходження протектора потік завихрюється навколо НШ.

Встановлено, що закручення потоку навколо НШ після виходу з каналів протектора нівелюються на довжині відстані між сусідніми протекторами і не впливають на величину крутного моменту, створюваного проектором, розташованим вище.

Рис. 1. Розміри профіля лопаті протектора

Рис. 2. Схема траекторій руху точок рідини

За допомогою комп'ютерного моделювання проведено визначення максимальної величини крутного моменту, створюваного протектором Н·м і величини сили гідродинамічного опору Н при заданих параметрах потоку рідини.

На основі порівняння даної конструкції протектора із серійними моделями за показником сили гідродинамічного опору, зроблено висновок про придатність протектора до промислової експлуатації.

Щодо створюваного крутного моменту, то при розміщенні в зоні інтенсивного відкладення парафіну протекторів в кількості 100 шт., сумарний створюваний крутний момент дорівнюватиме 18 Н?м. Таке значення крутного моменту в напрямку згвинчування з'єднання НШ запобігатиме відмовам, спричиненими відгвинчуваннями (частка таких відмов по нафто-газовидобувному управлінні (НГВУ) “Долинанафтогаз” складає близько 10%).

Проведено розрахунок крутного моменту, створюваного протектором при русі колони насосних штанг вгору. Аналіз результатів розрахунку дає підстави стверджувати, що при русі колони вгору не прогнозується відгвинчування муфтових з'єднань насосних штанг.

Проведено кінематичний аналіз механізму приводу черв'ячного обертача колони насосних штанг безперервної дії. В порівнянні із храповими обертачами, черв'ячний обертач є надiйнiшим завдяки наявності черв'ячної передачі, яка може сприймати значні навантаження. Завдяки безперевному обертанню зменшуються інерційні навантаження колони насосних штанг від розгону та гальмування обертового руху, що ускладнює напружений стан матеріалу штанг; зменшується ймовірність відгвинчування насосних штанг завдяки відсутності циклічного розгону і гальмування обертового руху; забезпечується безперервне очищення поверхні насосно-компресорних труб від парафіну; зменшуються навантаження на деталі обертача.

Розроблено математичну модель обертача колони насосних штанг черв'ячного типу безперервної дії.

Обертач колони НШ черв'ячного типу безперервної дії являє собою черв'ячний редуктор, закріплений на канатній підвісці, до черв'ячного колеса якого приєднано устьовий шток, а до черв'ячного вала приєднано важіль, який обертається в процесі роботи верстата-качалки.

Математичну модель обертача колони насосних штанг черв'ячного типу безперервної дії розроблено на основі вдосконалення математичної моделі двоплечого верстата-качалки.

При складанні розрахункової схеми механізму використано метод векторного контуру.

В результаті підстановки в розрахункову модель вхідних даних - параметрів типового верстата-качалки, отримано графічну залежність зміни передаточної функції (рис. 3) вхідного вала обертача (закон зміни передаточної функції колони насосних штанг отримується з даного шляхом множення на передаточне число черв'ячної передачі) від узагальненої координати - кута положення кривошипа верстата-качалки ().

Із графіка залежності функції від узагальненої координати бачимо, що при постійній швидкості обертання кривошипа впродовж циклу роботи верстата-качалки відбуваються коливання кутової швидкості черв'ячного вала, швидкість не змінює знак і не зменшується до нуля в процесі роботи верстата-качалки. Отже, пропонована конструкція обертача колони насосних штанг черв'ячного типу безперервної дії дозволяє забезпечити плавну зміну кута повороту колони насосних штанг в процесі роботи СШНУ.

Рис. 3. Графік залежності передаточної функції від узагальненої координати протягом одного циклу роботи верстата-качалки

Проведено розрахунок раціональних значень довжин ланок приводу обертача колони насосних штанг черв'ячного типу із умови забезпечення найменшого розміру шатуна.

Запропоновано розміри ланок, при яких виконуватиметься безперервність обертання важеля обертача, відповідно до кожної довжини ходу устьового штока. Розрахунок проведений для конкретної моделі верстата-качалки, але застосування описаної методики дозволяє провести обчислення для різних моделей балансирних верстатів-качалок.

Обґрунтовано доцільність застосування в місцях з'єднання насосно-компресорних труб пружинної втулки (рис. 4) для вирівнювання внутрішнього діаметру каналу підйому продукції (для запобігання утворенню парафінових відкладень в місцях з'єднань труб).

Розробка надійної захисної втулки ускладнена великим допуском на величину натягу (віддаль між торцем муфти і кінцем збігу різьби ніпеля) в з`єднанні при згвинчуванні. Так, для з`єднання гладких НКТ номінальним діаметром 73 мм він складає P=2,5 мм. Номінальна віддаль між торцями з`єднуваних труб, при цьому, дорівнює 31 мм, тоді її мінімальне значення буде 31-P=26 мм, а максимальне 31+P=36 мм. Таким чином, приймаючи довжину захисної втулки 36 мм, слід передбачити можливість її осьової деформації на 10 мм.

Пропонується використання пружинної втулки такої конструкції, яка при різних величинах осьової деформації забезпечує щільний контакт між витками (рис. 4).

Рис. 4. Профіль витка (а) та пружинна втулка (б)

Використання пружинної втулки описаної вище конструкції має ряд переваг у порівнянні з застосуванням пружної втулки, а саме: незмінність діаметральних розмірів пружини при зміні висоти H; спеціальна форма перерізу витка пружини дозволяє забезпечити герметичність та сталість внутрішнього діаметра по всій довжині пружини та у місцях з'єднання її з тілом труб; форма перерізу витка також створює ефект самоущільнення пружини від дії тиску рідини, яка знаходиться в трубах.

Для визначення раціональних значень параметрів профілю витка пружинної втулки побудовано параметричну осесиметричну модель в середовищі Abaqus, яка дозволяє змінювати окремі геометричні параметри. Вихідні параметри (висота витка, ширина, кути нижнього на верхнього виступів) змінювали з заданим кроком таким чином, щоб отримати максимальне значення осьової деформації (10 мм) при напруженнях в матеріалі втулки менших допустимих. З допустимим порівнювали максимальні напруження за критерієм Мізеса (Мmax<в), визначені методом скінченних елементів. Додатково враховувався вплив контактного тиску між суміжними поверхнями.

В результаті моделювання пропонованої конструкції елемента з'єднання НКТ встановлено, що при осьовій деформації пружинної втулки забезпечується сталість діаметральних розмірів, а конструкція витка втулки забезпечує герметичність внутрішнього каналу.

В четвертому розділі наводяться результати експериментального дослідження впливу покриття тіла насосних штанг склотканинними стрічками на опір корозійній втомі.

В результаті дослідження побудовано криві опору корозійній втомі дослідних зразків насосних штанг (рис. 5).

Рис. 5. Криві опору втомі (1) і корозійній втомі (2-4) насосних штанг діаметром 19 мм: 1 - нові штанги зі сталі 20Н2М; 2 - дослідні штанги зі сталі 15Н3МА без покриття; 3 - штанги зі сталі 20Н2М після експлуатації в свердловинах; 4 - дослідні штанги зі сталі 15Н3МА із покриттям склотканинними стрічками

Отримано графічні залежності розміру тріщини від абсолютного наробітку та відносного наробітку. При цьому величину відносного наробітку обчислено як відношення числа циклів, яке пройшов зразок до розвитку тріщини до визначеного розміру, до числа циклів, яке пройшов зразок до повного зламу.

Для вимірювання розміру тріщини у зразках при досліджені використано ультразвуковий дефектоскоп УД-2М. Розмір тріщини вимірювався по довжині кола перерізу зразка, в якому зародилась тріщина, від точки початку до точки закінчення дефекту (за показами дефектоскопа).

Графіки залежності розміру тріщини від числа циклів для зразків із покриттям є стрімкіші за графіки для зразків без покриття і беруть початок при більших значеннях абсциси графіків - величин наробітку (рис. 6) та відносного наробітку, що говорить про те, що наявність склотканинного покриття на поверхні тіла насосної штанги гальмує ранній розвиток тріщини (який для зразків без покриття починається від 0,45-0,55 шкали відносного наробітку) завдяки ізолюванню металу зразка від дії корозійного середовища.

Для визначення можливості використання насосних штанг із склотканинним покриттям у компоновці штангової колони із підвищеним вмістом асфальто-смолистих та парафінистих речовин у продукції свердловини, проведено промислову апробацію дослідної партії насосних штанг із покриттям. В результаті дослідження встановлено придатність штанг із покриттям склотканинними стрічками до промислової експлуатації.

Розробленол методику нанесення на тіло насосних штанг склотканинного покриття і запропоновано конструкцію пристрою для нанесення покриття.

Сформульовано переваги описаного покриття тіла насосної штанги: завдяки властивостям склотканинної стрічки покриття зберігає цілісність при пошкодженнях, це важливо для забезпечення того, щоб насос не забивався уламками покриття; наявність покриття протидіє осіданню парафіну на поверхні тіла насосної штанги; покриття забезпечує високі показники підвищення стійкості до корозійної втоми; матеріали для покриття є доступними і недорогими; значно менш інтенсивне відкладання парафіну на насосних штангах завдяки фізико-хімічним особливостям покриття; невисока вартість як матеріалів, так і самого процесу покриття; композиційна складова покриття не дозволяє руйнуватися при деформаціях НШ; теоретично можливий ремонт НШ з допустимими дефектами шляхом нанесення на пошкоджені ділянки склотканинного покриття.

Висновки

крутний насосний штанговий обертач

У дисертації наведено обґрунтування та вирішення науково-технічної задачі, яка полягає у розробці ефективних методів протидії явищам корозії і відкладення парафіну в каналі підйому продукції свердловини, яка експлуатується СШНУ.

Розроблено комплекс засобів, використання яких дає можливість забезпечити зниження інтенсивності відкладення парафіну на стінках НКТ та НШ та підвищення стійкості колони НШ до корозійно-втомного руйнування. При цьому отримані такі основні результати:

1 Вдосконалено математичну модель розрахунку стійкості колони насосних штанг, яка знаходиться під дією комплексу силових факторів, із врахуванням дії крутного моменту, створюваного обертачем колони насосних штанг. Показано, що дія крутного моменту, прикладеного вгорі колони НШ, негативно впливає на її стійкість (значення поздовжніх зусиль, при яких колона втрачає стійкість, зменшуються на величину до 10%). В той же час, навантаження колони насосних штанг розподіленим по довжині крутним моментом не призводить до погіршення умов втрати стійкості.

В подальшому створена математична модель може бути використана для визначення параметрів спіралевидної форми колони насосних штанг після втрати нею стійкості та обчислення раціональної кількості протекторів для запобігання зношуванню насосних штанг.

2 Встановлено залежності величини додаткового крутного моменту, створюваного протектором насосних штанг, від параметрів насосної установки. На основі аналізу отриманих залежностей та даних типової компоновки свердловинного обладнання ШСНУ, визначено величину додаткового крутного моменту, створюваного лопатями протектора, яка досягає величини 0,2 Н?м в розрахунку на один протектор. Визначено геометричні параметри конструкції протектора із умови забезпечення величини гідравлічного опору, створюваного протектором, не більшого, ніж у серійних моделях протекторів.

Застосування протекторів для створення додаткового крутного моменту зменшує навантаження на обертач колони насосних штанг, дія крутного моменту в напрямку догвинчування різьових з'єднань запобігає розкручуванню різей насосних штанг.

3 Створено математичну модель синтезу параметрів черв'ячного обертача колони насосних штанг безперервної дії. Отримано графічну залежність кутової швидкості важеля черв'ячного обертача колони насосних штанг безперервної дії від кута положення кривошипа верстата-качалки. При застосуванні обертача безперевної дії, кутова швидкість обертання колони насосних штанг не змінює знак і не зменшується до нуля в процесі роботи верстата-качалки, забезпечуючи таким чином плавну зміну кута повороту колони насосних штанг.

В комплексі з протекторами для створення додаткового крутного моменту, черв'ячний обертач безперервної дії забезпечує постійне обертання колони насосних штанг впродовж всього циклу роботи, рівномірно очищуючи поверхню НКТ від парафіну, запобігаючи зношуванню колони насосних штанг при зменшеній, порівняно із застосуванням звичайних конструкцій обертачів, величині навантаження на обертач.

4 Визначено залежності швидкості росту тріщин в натурних насосних штангах від числа відпрацьованих циклів при сумісній дії циклічного згинаючого навантаження і корозії від дії агресивного середовища. Встановлено, що використання розробленого методу нанесення покриття склотканинними стрічками на тіло насосних штанг підвищує ресурс в умовах корозійної втоми на величину до 80%. Запропоновано конструкцію установки для нанесення склотканинного покриття на тіло насосних штанг.

5 Насосні штанги з покриттям склотканинними стрічками пройшли успішну промислову апробацію на об'єктах з підвищеним вмістом асфальто-смолистих та парафінистих речовин у продукції свердловини ТзОВ «Оранта» ЛТД, акт промислових випробувань від 14.10.2009 р. Встановлено, що насосні штанги із покриттям склотканинними стрічками можуть використовуватися в компоновці штангової колони в свердловинах із високим вмістом парафінистих сполук в продукції.

Література

1. Копей Б.В. Сучасні методи боротьби з корозією глибинного обладнання штангових насосних установок / Б.В. Копей, О.О. Онищук, С.Ю. Онищук, В.Б. Копей // Нафтогазова енергетика. - 2008 р. - №2. - С. 13-16.

2. Онищук О.О. Сучасні методи боротьби із корозією глибинного обладнання свердловинної штангової насосної установки / О.О. Онищук, С.Ю. Онищук // VI міжн. конф. Молодих науковців “Інформатика та механіка”, м. Кам'янець-Подільський, 6-8 трав. 2008 р. : тези доп. - м. Кам'янець-Подільський, 2008. - С. 56-57.

3. Онищук С.Ю. Сучасні методи профілактики відкладень парафіну на глибинному обладнанні свердловинної штангової насосної установки / С.Ю. Онищук // VI міжн. конф. Молодих науковців “Інформатика та механіка”, м. Кам'янець-Подільський, 6-8 трав. 2008 р. : тези доп. - м. Кам'янець-Подільський, 2008. - С. 53-54.

4. Онищук О.О. Пристрій для обертання колони насосних штанг / О.О. Онищук, С.Ю. Онищук, Б.В. Копей, В.Б. Копей // всеукр. наук.-практ. конф. “Оптимізація наукових досліджень - 2009”, м. Миколаїв, 17 черв. 2009 р. : тези доп. - м. Миколаїв, 2009. - С. 222-224.

5. Гімер П.Р. Розрахунок величини крутного моменту, створюваного лопатями протектора насосних штанг / П.Р. Гімер, Б.В. Копей, О.О. Онищук, С.Ю. Онищук, В.Б. Копей // Розвідка та розробка нафтових і газових родовищ. - 2009 р. - №4(33). - С. 63-67.

6. Гімер П.Р. Визначення раціональних параметрів протектора насосних штанг / П.Р. Гімер, Б.В. Копей, О.О. Онищук, С.Ю. Онищук, В.Б. Копей // Розвідка та розробка нафтових і газових родовищ. - 2010 р. - №1(34). - С. 73-81.

Размещено на Allbest.ru