Безбалансирные механические приводы

Наиболее близкой по кинематической схеме к описанным установкам является станок-качалка, в котором балансир с шатуном заменяются гибкой

подвеской (как правило, канатом), переброшенной через шкив, причем один её конец соединяется с кривошипом, а второй – с устьевым штоком.

Перемещение колонны насосных штанг в безбалансирных станках-качалках обеспечивается посредством гибкого звена – нескольких канатов,

соединяющих кривошипы редуктора с траверсой, к которой подвешен устьевой шток. Кривошипы безбалансирных станков-качалок имеют Y-образную форму, обеспечивающую уравновешивание привода.

Безбалансирный станок-качалка изображенный на рисунке 1.4 состоит из рамы 1, стойки 2, канатных шкивов 3, кривошипов с противовесом 4, траверсы с шатунами 5, редуктора 6, тормоза 7, клиноременной передачи с электродвигателем 8, подвески устьевого штока 9. Устьевое оборудование тоже, что и в балансирных станках-качалках.

Основные узлы приводов – редуктор, тормоз, канатная подвеска, узел крепления электродвигателя, противовесы – унифицированы с балансирными станками-качалками.

Уравновешивание безбалансирных станков-качалок роторное, осуществляется перемещением грузов, установленных на кривошипах, с одной стороны.

1.1.1.5 Штанговые насосные установки с гидроприводом

Одной из основных тенденций развития штанговых скважинных установок является увеличение длины хода точки подвеса штанг, что улучшает основные показатели установки, её долговечность и подачу.

При увеличении длины хода показатели всех элементов установки улучшаются за исключением показателей привода, если он выполняется на базе установок, имеющих кривошипно-шатунный механизм.

1.1.1.6 Установки с пневматическим уравновешиванием и закрытой схемой гидропривода

Гидроприводные установки с закрытой схемой (рисунок 1.5) включают силовой орган – гидроцилиндр 1, пневматический аккумулятор 8, блок привода – силовой насос 3 и распределительный золотник 7, гидравлическую систему реверсирования, состоящую из кранов 2, установленных на управляющих коммуникациях, обратных клапанов 4, 5 и регулируемого дросселя 6, подключенных к управляющей полости силового золотника 7. Установки данного типа включают не показанную на схеме сравнительно сложную систему компенсации утечек рабочей жидкости через уплотнения силового насоса и силового органа, обеспечивающую их возврат в гидросистему, а также источник сжатого газа для поддержания давления в аккумуляторе на нужном уровне, поскольку в процессе эксплуатации происходя утечки газа, систему стабилизации температуры и т. п.

Рисунок 1.5 – Установка с закрытой гидравлической схемой

Установка работает следующим образом: при нижнем положении поршня давление жидкости в левой управляющей полости золотника 7 близко к атмосферному. Нижний обратный клапан открыт, и золотник занимает левое положение, то есть жидкость направляется из аккумулятора на прием силового насоса и далее в нижнюю полость силового цилиндра. Поршень цилиндра вместе с колонной штанг перемещается вверх до тех пор, пока не пройдет мимо одного из верхних окон цилиндра, кран которого открыт. При этом жидкость из подпоршневой полости через открывшийся верхний обратный клапан и дроссель поступит в левую управляющую полость силового золотника и, преодолев усилие возвратной пружины, переместит его в правое положение. Жидкость начнет поступать из цилиндра в аккумулятор. В результате поршень начнёт двигаться под действием давления создаваемого жидкостью. Движение поршня вниз будет продолжаться до тех пор, пока нижнее управляющее окно не соединится с надпоршневой полостью, после чего описанный процесс повторится.

К недостаткам подобных установок относится то, что шток силового цилиндра выполняет функции устьевого штока. Поэтому он находится в контакте с рабочей и пластовой жидкостями, что неизбежно приводит к переносу последней во внутреннюю полость гидросистемы. Загрязнение рабочей жидкости нефтью, минерализованной на надёжности и долговечности быстроизнашивающихся элементов гидропривода

1.1.1.7 Установка с пневматическим уравновешиванием и комбинированной гидравлической схемой

Установка включает силовой орган – гидроцилиндр 1, шток которого соединен с колонной штанга 2. Его нижняя полость соединена с верхней полостью верхнего промежуточного цилиндра 2, а подпоршневая полость последнего – с газовым аккумулятором 3. Полости нижнего промежуточного цилиндра через силовой распределитель 5 попеременно соединяется с силовым насосом 4 и баком 6.

Установка представленная на рисунке 1.6 работает следующим образом: система реверсирования управляет силовым насосом, обеспечивая необходимую подачу жидкости и направление потока. При подходе к крайним положениям направления потока жидкости изменяется на противоположное.

Давление азота в газовом аккумуляторе 3 подбирается таким, чтобы нагрузка на двигатель при ходе штанг вверх и вниз была бы постоянной.

Данная установка имеет ряд недостатков:

1)сложность конструкции;

2)значительные габариты и массу;

3)неудобство при техническом обслуживании и ремонте.

Рисунок 1.6 – Установка с комбинированной схемой

1.1.1.8 Гидроприводные штанговые насосные установки с

уравновешиванием колонной насосных труб

Особое место среди гидроприводных установок занимают приводы с использованием колонны НКТ в качестве уравновешивающего груза, для чего эта колонна подвешивается к уравновешивающему цилиндру. Помимо этого принципиальная схема установки обеспечивает возможность компоновки всех её узлов в виде моноблока, монтируемого непосредственно на колонной головке скважины. Таким образом, впервые устраняется необходимость в фундаменте.

Установка изображённая на рисунке 1.7 состоит из наземной и подземной частей – собственно привода, то есть станка-качалки, и внутрискважинного оборудования. Привод имеет корпус (на рисунке не показан), монтируемый на колонной головке скважины.

В верхней части корпуса размещён силовой орган – штанговый гидроцилиндр 1, поршень 2 которого соединён штоком 3 и колонной штанг 12 с плунжером 14 скважинного насоса. Ниже силового органа располагается уравновешивающее устройство – трубный гидроцилиндр 4, поршень которого соединён сквозным полым штоком 5, тягами 7, траверсой 11 с колонной НКТ 13, в нижней части которой расположен цилиндр 15 скважинного насоса. Цилиндр 4 снабжен также фальштоком 6, позволяющим изменять эффективную площадь его поршня.

Силовой блок включает в себя насос 9 для подачи рабочей жидкости из бака 10 через распределитель 8 попеременно в верхние полости цилиндров1и 4.

На выходе насоса установлен переливной клапан 16. Пластовая жидкость отводится из НКТ в промысловый коллектор гибким шлангом 17.

Установка работает следующим образом: подаваемая насосом из бака жидкость через распределитель направляется попеременно в верхние полости штангового 1 и трубного 4 цилиндров. В результате их поршни совершают синхронное оппозитное движение, перемещая колонну штанг и труб в противоположных направлениях. Сумма абсолютных перемещений штанг и труб соответствует ходу штанг относительно труб, то есть без учета их деформаций, плунжера относительно цилиндра скважинного насоса.

Уравновешивание установки достигается подбором такого соотношения длин ходов поршней цилиндров, при котором загрузка двигателя при ходе штанг вверх и вниз будет постоянной

Рисунок 1.7 – Схема установки

.

1.2 Анализ работы

Штанговая насосная установка состоит из скважинного насоса, насосных штанг, насосно-компрессорных труб, тройника, устьевого сальника, полированного штока, канатной подвески, станка-качалки.

В нижней части на приеме скважинного насоса устанавливают фильтр 1 для сепарации нефти от свободного газа и песка. Скважинный насос опускают в скважину под уровень жидкости.

Привод предназначен для преобразования энергии двигателя в механическую энергию колонны насосных штанг, движущихся возвратно-поступательно.

Колонна насосных штанг представляет собой стержень, состоящий из отдельных штанг, соединённых друг с другом резьбовыми соединениями. Колонна насосных штанг передаёт механическую энергию от привода к скважинному насосу.

Скважинный насос (как правило, плунжерный) преобразует механическую энергию движущихся штанг в механическую энергию откачиваемой пластовой жидкости.

Колонна насосно-компрессорных труб служит каналом для подъёма откачиваемой пластовой жидкости и обеспечивает удержание на весу цилиндра скважинного насоса.

Возвратно-поступательное движение плунжера насоса, подвешенного на штангах, обеспечивает подъем жидкости из скважины на поверхность. При содержании в продукции скважины парафина на штангах устанавливают скребки, очищающие внутренние стенки насосно-компрессорных труб.

В зависимости от глубины скважины, дебита и других факторов подбирают станок-качалку, диаметр насосно-компрессорных труб, штанг и скважинного насоса, устанавливают необходимую длину хода и число качаний.

1.2.1 Исходные данные

Исходные данные для расчёта потерь на трение, в скважинной насосной установке представлены в таблице 1.1

Таблица 1.1 - Исходные данные

Параметр	Обозначение	Значение
Диаметр эксплуатационной колонны, м	D	0,15
Дебит жидкости, м3/сут	Qж
Объемная обводненность продукции, %	B
Плотность дегазированной нефти, кг/м3	rнд
Плотность газа, кг/м3	rг	1,4
Газовый фактор, м3/м3	G	44,4
Вязкость нефти, м2/сек	m	2,5×10-6
Давление насыщения, МПа	Рн	11,3
Пластовое давление, МПа	Рпл
Устьевое давление, МПа	Ру
Средняя температура в стволе скважины, К	Т
Коэффициент продуктивности	К	0,3×10-10
Условный диаметр скважинного насоса, м	dусл	0,044
Глубина спуска скважинного насоса, м	H

1.2.2Определение гидравлических параметров

Коэффициент усадки воды в нефтяной эмульсии

, (1.1)

где a₁ – температурный коэффициент (a₁= 0,76×10^-3);

с – коэффициент, зависящий от вязкости дегазированной нефти (с=1000 при m_н<10×10^-6).

Плотность воды

, (1.2)

Объемный коэффициент нефти

, (1.3)

Плотность пластовой жидкости

, (1.4)

Дебит нефти

, (1.5)

Забойное давление

, (1.6)

Давление жидкости на приеме скважинного насоса

, (1.7)

Погружение насоса под динамический уровень

, (1.8)

Динамический уровень столба жидкости от забоя

, (1.9)

Глубина спуска насоса

, (1.10)

Выбираем насос НВ1 – 43 – 30 – 15 II группы посадки с зазором d=100 мкм на диаметр в плунжерной паре [6].

Колонну НКТ для насоса НВ1 – 43 – 30 – 15 в соответствии с таблицей 1.2 выбираем условным диаметром 73 мм и толщиной стенки 5,5 мм.

Давление на выкиде насоса

, (1.11)

Таблица 1.2 - Соответствие размеров НКТ типоразмерам скважинных насосов

Показатели	НН1, НН2, НН5, НН2В	НН2Т
Условный диаметр насоса, мм
Условный диаметр НКТ, мм
Толщина стенки, мм					5,5	6,5		5,5
Показатели	ННА	НВ1, НВ2, НВ1В
Условный диаметр насоса, мм
Условный диаметр НКТ, мм
Толщина стенки, мм			5,5			5,5	5,5	6,5

1.2.3. Расчет скорости откачки жидкости

Коэффициент термического расширения дегазированной нефти

, (1.12)

.

Эмпирический коэффициент

(1.13)

Объемный коэффициент нефти при давлении насыщения

, (1.14)

где t – температура на забое скважины (t=70°С);

b - коэффициент сжимаемости дегазированной нефти.

.

Объемный коэффициент нефти при давлении на приеме насоса

, (1.15)

Объем растворенного газа

, (1.16)

Расход свободного газа

, (1.17)

где Z – коэффициент сжимаемости газа (Z=1);

Р₀ – атмосферное давление (Р₀=0,1 МПа);

Т₀ – стандартное значение температуры (Т₀=293 К).

Дебит воды

, (1.18)

.

Подача жидкости

, (1.19)

.

Коэффициент сепарации

, (1.20)

где d – диаметр колонны НКТ, м:

.

Газовый фактор в НКТ

, (1.21)

Давление насыщения в трубах

, (1.22)

Средняя плотность смеси в колонне НКТ

, (1.23)

Согласно таблице 1.3 принимаем:

1) диаметр отверстия седла всасывающего клапана d_клв=25 мм;

2) диаметр отверстия седла нагнетательного клапана d_клн=20 мм.

Подача газа

, (1.24)

Расход смеси через всасывающий клапан

, (1.25)

Максимальнаяскорость движения смеси в седле всасывающего клапана

, (1.26)

Вязкость жидкости

, (1.27)

Таблица 1.3 - Размеры клапанов вставных скважинных насосов

Условный диаметр насоса, мм	Диаметр отверстия седла клапана, мм
обычного	с увеличенным проходным сечением
всасывающего	нагнетательного	всасывающего	нагнетательного
			22,5
			22,5
				22,5
			35,5

Число Рейнольдса

, (1.28)

.

Перепад давления на всасывающем клапане

,

(1.29)

где М_кл коэффициент расхода клапана (Re=48550,32; М_кл=0,1).

Поскольку Р_вык>Р_нтр, то =0 и Q_клн=Q_ж(Рнтр)

Объемный коэффициент нефти при давлении насыщения в НКТ

, (1.30)

.

Подача жидкости при давлении насыщения в НКТ

, (1.31)

Максимальная скорость движения смеси в седле нагнетательного клапана

, (1.32)

Число Рейнольдса

, (1.33)

.

Перепад давления на нагнетательном клапане

, (1.34)

Давление в цилиндре насоса при всасывании и нагнетании и перепад давления, создаваемый насосом

, (1.35)

, (1.36)

, (1.37)

Утечки в зазоре плунжерной пары

, (1.38)

где d_пл – условный диаметр плунжера насоса, м;

l_пл – длина плунжера, м.

Расход смеси при давлении

Объем растворенного газа при давлении

, (1.39)

Расход свободного газа при давлении

, (1.40)

Расход смеси при давлении

, (1.41)

Коэффициент утечек

, (1.42)

Коэффициент, учитывающий отношение расхода свободного газа к расходу жидкости при давлении

, (1.43)

.

Коэффициент наполнения

, (1.44)

где m_вр – относительный объем вредного пространства (m_вр=0,15).

.

Объемный коэффициент нефти при давлении в цилиндре в момент всасывания

, (1.45)

.

Коэффициент, учитывающий усадку нефти

, (1.46)

.

Подача насоса, обеспечивающая запланированный дебит нефти

, (1.47)

Необходимая скорость откачки

, (1.48)

По диаграмме А.Н. Адонина для заданного режима выбираем S_пл=1,8 м, n=10,8 мин^-1.

При выборе конструкции штанговой колонны воспользуемся таблицами АзНИИ ДН. По таблице 1.4 для насоса диаметром 43 мм выбираем двухступенчатую колонну штанг из стали марки Сталь 20 Нм ([s_пр]=90 МПа) диаметрами 22 и 25 мм с соотношением длин ступеней 68х32%. Предельная длина такой колонны 1570 м, следовательно длина ступеней 1068 и 502 м. В нашем случае глубина спуска насоса 1200 м, поэтому длины ступеней будут составлять 708 и 492 м.

Скорректируем длину ступеней за счет наличия тяжелого низа. Для расчета его веса определим силы сопротивлений, сосредоточенные у плунжера.

Таблица 1.4 - Длина ступеней (в % к общей глубине спуска насоса) для двух ступенчатой колонны штанг при [s_пр]=90 Мпа

Диаметр штанг, мм	Диаметр насоса, мм
Верхняя ступень Нижняя ступень	- 41 - - - 32     45 - - - 59 - - - 68	54 - - 40   - -   46 -	-   - -
Максимальная глубина спуска, м	1180 1310 1570	1050 1230

Сопротивление в нагнетательном клапане

(1.49)

Сила трения плунжера о стенки цилиндра

, (1.50)

Вес тяжелого низа

(1.51)

Определим длину тяжелого низа

, (1.52)

где q_шттн –вес одного метра тяжелого низа (q_шттн=4,1кг);

К_арх – коэффициент Архимеда.

, (1.53)

где p_шт – плотность материала штанг (р_шт=7850 кг/м³).

,

Уменьшение длины нижней ступени колонны штанг за счет наличия тяжелого низа

, (1.54)

где q_шт1 –вес одного метра штанг нижней ступени (q_шт1=3,14кг).

Тогда длина ступеней, м:

L₁ = 708-6=702м,

L₂ = 492+6=498м.

Принимается конструкция колонны штанг диаметром 22 и 25 мм с соотношениями длин ступеней 68х32%.

Вес жидкости

, (1.55)

Упругая деформация штанг

, (1.56)

где Е – модуль упругости материала штанг ( );

Е₁, Е₂ – отношение длины соответственно нижней и верхней ступеней;

F_шт1, f_шт2 – площади сечений штанг соответственно нижней и верхней ступени ( ).

Упругая деформация труб

(1.57)

где f_тр – площадь сечения НКТ (f_тр=8,68 см²).

Потери хода плунжера

(1.58)

Критерий динамичности для заданного режима

, (1.59)

где а – скорость звука в колонне штанг (а=4900 м/с).

.

Длина хода сальникового штока

, (1.60)

Для дальнейших расчетов принимаем стандартную длину хода сальникового штока станка – качалки 7СК8 – 3,5 – 4000, S=1,8, тогда для сохранения прежней скорости откачки определяет уточненное число качаний

Радиальная скорость

, (1.61)

Длина хода плунжера при S=2,5 м

, (1.62)

Коэффициент деформации труб и штанг

, (1.63)

.

Коэффициент подачи штанговой насосной установки

, (1.64)

.

1.2.4 Расчет нагрузок, действующих в точке подвески штанг

Вес колонны штанг в воздухе

, (1.65)

где q_шт2 – вес 1 метра штанг верхней ступени (q_шт2=4,1кг).

Вес колонны штанг в жидкости

, (1.66)

Коэффициенты m и y по формулам А.С. Вирновского

, (1.67)

.

, (1.68)

.

Вибрационные составляющие нагрузки при ходе вверх и вниз

, (1.69)

, (1.70)

Инерционные составляющие нагрузки при ходе вверх и вниз

, (1.71)

, (1.72)

Поправочные коэффициенты для динамических составляющих экстремальных нагрузок при ходе вверх и вниз

, (1.73)

.

, (1.74)

.

Нагрузки при ходе вверх и вниз

, (1.75)

, (1.76)

Напряжение в штангах

, (1.77)

, (1.78)

Амплитудное напряжение

, (1.79)

Усталостное напряжение

, (1.80)

Для нормализованной стали марки Сталь 20 НМ с ТВЧ лег (s_пр)=120 МПа подходит d_пр=123 МПа. Поэтому оставим конструкцию колонны неизменной.

Крутящий момент на валу редуктора

, (1.81)

Подберем окончательно станок – качалку. По результатам расчета установлено: Р_мах=66,9 кН; М_крмах=21654 Н*м; S=1,8 м; n=10,8 мин^-1. Этим условиям соответствует станок – качалка 7СК8 – 3,5 – 4000.

1.2.5 Энергетический расчёт станка – качалки

1.2.5.1 Расчёт энергетических потерь в подземном оборудовании

Рассчитаем энергетические показатели работы штанговой насосной установки.

Полезная мощность

(1.82)

Коэффициент потери мощности на утечки

, (1.83)

.

Потери мощности в клапанных узлах

, (1.84)

Мощность, расходуемая на преодоление механического трения

, (1.85)

где С_шт – коэффициент трения штанг о трубы (примем С_шт=0,25);

a - угол отклонения скважины от вертикали (примем a=5⁰»0,087 рад).

Мощность, расходуемая на преодоление гидродинамического трения

, (1.86)

где М_шт – коэффициент, учитывающий отношение внутреннего диаметра НКТ к диаметру штанг (примем М_шт=2,6).

Мощность, расходуемая на преодоление трения плунжера в цилиндре

, (1.87)

где - сила трения плунжера в цилиндре.

, (1.88)

Затраты мощности в подземной части установки показаны на рисунке 1.8

, (1.89)

КПД подземной части установки

, (1.90)

.

За кпд электродвигателя и станка – качалки принимаем их средние значения h_эд=0,77, h_ск=0,8, тогда общий кпд установки

= 0,72 0,77 0,8= 0,44. (1.91)

Полная мощность, затрачиваемая на подъем жидкости

, (1.92)

Полная потребляемая мощность

, (1.93)

где n - средняя линейная скорость движения плунжера м/с; h_м – механический КПД установки, h_м=0,88.

1.2.5.2 Расчёт энергетических затрат в оборудовании устья

Сила трения между набивкой и поступательно перемещающимся полированным штоком

(1.94)

где - диаметр полированного штока, 0,031 м;

- коэффициент кинетического трения между штоком и сальниковой набивкой;

- давление герметичности;

- толщина набивки, 0,016 м;

- коэффициент бокового давления;

- коэффициент статического трения;

- высота набивки.

Коэффициент кинетического трения зависит от скорости перемещения штока и давления герметичности . Значение данного коэффициента определяем по графику [27].

.

Коэффициент бокового давления, поскольку набивка пропитанная равен

Коэффициент статического трения равен

(1.95)

.

Высота набивки равна

, (1.96)

где - высота одной манжеты, 0,0265 м.

.

Мощность затрачиваемая на преодоление трения в устьевом сальнике

, (1.97)

где - скорость движения точки подвеса штанг.

Скорость движения точки подвеса штанг

, (1.98)

, (1.99)

где - переднее плечо балансира;

- заднее плечо балансира;

- угловая скорость головки балансира;

- радиус кривошипа.

Переднее плечо балансира, заднее плечо балансира и радиус кривошипа определяем по сборочному чертежу станка–качалки:

;

;

.

, (1.100)

,

,

,

.

Рассчитав энергетические затраты в оборудовании устья скважины мы выяснили, что они составляют [27], потери мощности в целом, при работе штанговой скважинной насосной установки представлены на рисунке 1.8:

Рисунок 1.8 – Потери мощности при работе станка-качалки

1.2.5.3 Расчёт энергетических затрат в поверхностном приводе

Энергетические затраты в поверхностном приводе – станке–качалке можно определить определив потери в отдельных её элементах:

1) в клиноремённой передаче;

2) в двухступенчатой зубчатой передаче;

3) в подшипниках редуктора;

4) в системе «балансир–шатун».

Коэффициент полезного действия клиноременной передачи составляет

Коэффициент полезного действия редуктора

, (1.101)

.

Коэффициент полезного действия системы «балансир–шатун»

.

Рассчитаем энергетические потери в клиноремённой передаче, балансирного станка–качалки

, (1.102)

Энергетические потери в понижающем двухступенчатом редукторе составляют

, (1.103)

Энергетические потери в системе «балансир–шатун» составляют

, (1.104)

Таким образом, потери в поверхностном приводе составляют

, (1.105)

Коэффициент полезного действия поверхностного привода составляет

,

.

Суммарный механический КПД станка–качалки изменяется в пределах , хотя известно много случаев отклонения в большую и меньшую сторону. В нашем случае [16].

Потери мощности в элементах станка–качалки показаны на рисунке 1.9:

Рисунок 1.9 – Потери мощности в поверхностном приводе

Требуемая мощность для привода станка – качалки составляет

(1.106)

Выбираем электродвигатель по справочнику. Нам подходит электродвигатель АОП–2–61–4. Номинальная мощность данного электродвигателя составляет Р_н=13 кВт [10].