image
energas.ru

Территория Нефтегаз № 6 2018

Насосы. Компрессоры

01.06.2018 10:00 Основы выбора клапанных узлов скважинных штанговых насосных установок
Использование скважинных штанговых насосных установок является одним из наиболее популярных способов добычи нефти: в мире около 70 % действующих нефтяных скважин эксплуатируются именно этим видом оборудования. В целях выявления «слабых» элементов конструкции установок была проанализирована выборка из 10 тыс. скважин. Анализ показал, что более 30 % отказов скважинных штанговых насосов связано с неправильной работой клапанных узлов. Установлено, что для обеспечения эффективной работы клапанов в определенных эксплуатационных условиях необходимо осуществлять подбор конструкции и материалов клапанных узлов на основе компьютерных, стендовых и промысловых испытаний. Разработаны математические модели работы клапанов, применяемых для комплектации скважинных штанговых насосов. Проведены численные испытания клапанных узлов на модельной газожидкостной смеси и компьютерные ресурсные испытания. Результаты последних хорошо корреспондируют с реальными показателями работы клапанных узлов скажинных штанговых насосов. Стендовые испытания позволили уточнить полученные в результате численных экспериментов рекомендации по оптимальному соотношению твердости запорного элемента и седла клапана. Установлено, что соотношение должно составлять 1,01–1,05. На основе компьютерных и стендовых исследований создана методика подбора конструкции клапанных узлов скажинных штанговых насосов для работы в конкретных промысловых условиях. Выбранные с применением этой методики клапанные узлы показали высокие результаты долговечности на скважинах ООО «ЛУКОЙЛ-Пермь».
Ключевые слова: штанговый насос, клапанный узел, математическая модель клапана, ресурс клапана, материал клапана.
Ссылка для цитирования: Долов Т.Р., Ивановский В.Н., Меркушев С.В., Жуланов А.В., Красноборов Д.Н. Основы выбора клапанных узлов скважинных штанговых насосных установок // Территория «НЕФТЕГАЗ». 2018. № 6. С. 66–70.
Открыть PDF


Скважинные штанговые насосы (СШН) представляют собой устройства, при помощи которых можно откачивать жидкие среды из скважин, характеризующихся значительной глубиной. Использование такого насосного оборудования является одним из наиболее популярных способов откачивания нефти: приблизительно 70 % действующих в мире нефтеносных скважин обслуживают именно штанговые насосы.

Работа данных насосов лимитируется работоспособностью ряда узлов, которые являются «слабыми» элементами конструкции. Для выявления таких элементов была проанализирована выборка из 10 тыс. скважин. Установлено, что более 30 % отказов СШН связано с неправильной работой клапанных узлов.

Наиболее часто, более чем в 90 % случаев, в штанговых насосах применяются шариковые клапаны, которые могут различаться по материалам, геометрии посадочной поверхности, конструкции седла и клетки. Для обеспечения эффективной работы клапанов необходимо проводить подбор конструкции для определенных условий эксплуатации. Выбор конструкции и материалов клапанных узлов осуществляется на основе стендовых и промысловых испытаний. Разработанные методика испытаний и рекомендации по применению различных конструкций приведены в [1]. Таким образом, зная характеристики работы клапанов, потребитель имеет возможность выбирать оптимальную конструкцию, которая будет наиболее эффективной в определенных условиях эксплуатации, что позволит увеличить ресурс всей насосной установки.

Необходимо также определить, как влияет свободный газ на работу клапанных узлов, и определить оптимальное соотношение твердостей материала седла и шара для обеспечения притирания рабочих поверхностей, что повысит герметичность клапана.

 

ВЛИЯНИЕ СВОБОДНОГО ГАЗА НА РАБОТУ КЛАПАННЫХ УЗЛОВ

Для определения влияния свободного газа на работу клапанного узла разработана математическая модель, адаптированная для программного пакета STAR-CCM+. В качестве рабочей смеси была выбрана газожидкостная смесь (воздух + глицерин). Визуализация процессов компьютерных испытаний приведена на рис. 1.

Содержание газа менялось от 0 до 15 %. Из графика на рис. 2 видно, что содержание газа до 15 % объема несущественно влияет на величину изменения коэффициентов гидравлического сопротивления и общей гидродинамической характеристики работы клапана: коэффициент гидравлического сопротивления изменяется в пределах 10– 15 %. Это подтверждается положениями ГОСТ Р 51896–2002 [2], согласно которому штанговые насосы стандартного исполнения применяются для добычи нефти при наличии свободного газа на приеме насоса не более 10 %.

 

ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕСУРСА КЛАПАНА

Помимо гидродинамических характеристик работы клапана на эффективность работы клапанных узлов и всей установки в целом влияет ресурс клапана. Для определения ресурса важно знать значение ударной нагрузки при соударении запорного элемента и посадочной поверхности седла. Следствием больших величин данной нагрузки будет износ как шара, так и посадочной поверхности седла, что, в свою очередь, приводит к потере герметичности и большим утечкам через клапан.

Для определения ударной нагрузки на кафедре машин и оборудования нефтяной и газовой промышленности РГУ нефти и газа (НИУ) имени И.М. Губкина разработана математическая модель, позволяющая рассчитывать величину контактных напряжений по площади соударения запорного элемента и посадочной поверхности седла. Данная модель позволила также провести компьютерные испытания клапанов различной конструкции для определения наработки до отказа.

Исходными параметрами для расчета ударной нагрузки и ресурса в математической модели являются: P1 – давление на выходе из клапанного узла, МПа; 1 – кинематическая вязкость перекачиваемой жидкости, м2/с; 1 – плотность перекачиваемой жидкости, кг/м3; Q1 – массовый или объемный расход жидкости на входе в клапан, кг/c, м3/c; d1 – диаметр шара, мм; d2 – средний диаметр посадочной поверхности седла, мм; d3 – внешний диаметр посадочной поверхности седла, мм; d4 – внутренний диаметр посадочной поверхности седла, мм; d5 – внешний диаметр седла, мм; L1 – высота подъема запорного элемента, мм; v1 – скорость жидкости при прохождении через седло, м2/с; v2 – скорость жидкости при прохождении вокруг шара, м2/с; а – угол отклонения оси клапана от вертикали, град.; m2 – масса запорного элемента, кг.

Расчетная схема разработанной математической модели (рис. 3) предназначена для определения значений напряжений, возникающих при соударении запорного элемента и седла, с дальнейшим определением наработки до отказа клапанной пары. Модель учитывает физико-химические свойства откачиваемого флюида и запорного элемента. Величина ресурса клапанного узла значительно зависит от конструкции узла и вида перекачиваемой среды. Визуализация результатов моделирования и блок-схема представлены на рис. 4, 5.

Рассмотрим алгоритм расчета подробнее. Изначально вводятся исходные данные для расчета. С учетом массовой характеристики запорного элемента и значения давления на клапане определяется усилие прижатия. Далее определяем угол отклонения оси клапана от вертикали. Если клапаны расположены вертикально, ведем расчет значения ударной нагрузки запорного элемента о седло и определяем максимальную и минимальную наработку до отказа. В случае если отклонение оси клапана не равно нулю, определяем значение эксцентриситета и далее расчет ведем по аналогии с вертикальным положением оси клапана. В результате получаем значения наработок различных клапанных пар и выбираем оптимальную конструкцию для данных условий эксплуатации.

Итогом расчетов математической модели является значение срока службы – 5.106 циклов (рис. 6). Исходными параметрами к данному расчету являются: модель клапана типа K-253-222; величина ударной нагрузки при посадке запорного элемента на седло – 5,7 кН; вязкость жидкости 15.10–6 м2/с; расход жидкости – 5 м3/сут; материал изготовления запорного элемента и седла – твердый сплав Stellite. Указанный срок службы при частоте двойных ходов плунжера штангового насоса n = 10 1/мин в переводе на сутки работы составляет 347 дней, что хорошо коррес- пондирует с наработками клапанных узлов СШН типа K-253-222 в условиях Западной Сибири и многих регионов Поволжья.

С использованием данной математической модели были проведены испытания в целях определения величины ресурса различных материалов запорного элемента и седла. Было установлено, что величина напряжений по площади контакта запорного элемента и седла имеет минимальное значение при отношении твердости запорного элемента и седла тв.зап.элемента/тв.седла и составляет 1,01–1,05.

Для подтверждения приведенных результатов математического моделирования были проведены физические испытания клапанных узлов, описанные в [1] и [3]. До и после испытаний производились замеры твердости запорных элементов и посадочной поверхности, а также определение геометрических параметров шаров и седел клапанов [1, 4]. Результаты замеров сравнивались с параметрами, указанными в технической документации и представленными в [5].

На посадочной поверхности седла замер твердости производился по краю и по центру кромки, а на шаре – рандомно, как видно из рис. 7. Твердость деталей клапанных узлов замерялась с помощью твердомера MarSurfLD 120/UD 120.

Результаты физического и математического эксперимента имеют хорошую сходимость, что подтверждает правильность выбранной методики определения оптимальной конструкции клапанных узлов и определения расчетного ресурса данного вида нефтедобывающего оборудования.

Замеры, приведенные в таблице, показали, что отношение твердости поверхности шара к поверхности седла в первом случае составляет 1,02; во втором – 1,12; в третьем – 1,54. Клапанная пара под первым номер показала лучшие характеристики работы, имея самые близкие по прочности материалы седла и шара. Это свидетельствует о том, что клапанные пары с близкими значениями твердости запорного элемента и седла лучше притираются друг к другу и показывают лучшие показатели герметичности при работе. Полученные результаты физических испытаний совпадают с представленными ранее результатами математического моделирования расчета напряжений, возникающих при соударении запорного элемента о седло.

 

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

На основании теоретических и экспериментальных работ даны рекомендации по проектированию клапанных узлов с соотношением твердостей запорного элемента и седла в диапазоне 1,01–1,05.

Результаты исследований легли в основу выбора конструкций клапанов скважинных штанговых насосов, которые успешно применяются в осложненных условиях добычи нефти на объектах ООО «ЛУКОЙЛ-Пермь». Результаты промышленного использования выбранных клапанных узлов показали прекрасное состояние узлов после работы в скважинах в течение 380–540 сут, что позволило использовать выбранные клапанные узлы в скважинах повторно.



← Назад к списку


im - научные статьи.