曹喜承 宮家寧 蔣明虎

(東北石油大學(xué)機(jī)械工程與科學(xué)學(xué)院)

雙螺桿泵同井注采工藝管柱結(jié)構(gòu)的有限元分析①

曹喜承 宮家寧 蔣明虎

(東北石油大學(xué)機(jī)械工程與科學(xué)學(xué)院)

對(duì)雙螺桿泵驅(qū)動(dòng)的同井注采管柱進(jìn)行了受力分析，確定了各參數(shù)值，然后利用Solidworks軟件中的simulation模塊對(duì)該管柱在3種情況下的應(yīng)力和應(yīng)變狀態(tài)進(jìn)行了仿真分析，并根據(jù)第三強(qiáng)度失效準(zhǔn)則對(duì)同井注采管柱的破壞情況進(jìn)行判斷，找出管柱中的薄弱環(huán)節(jié)。

雙螺桿泵 同井注采管柱 有限元分析 最大應(yīng)力

注水驅(qū)油采油技術(shù)使我國大部分老油田油井采出液的含水率迅速上升，油井采出液的舉升、處理、回注和地面配套設(shè)施的建設(shè)造成了大量的資源浪費(fèi)，增加了石油采出成本，減少了油田經(jīng)濟(jì)開采壽命。因此，將油井產(chǎn)出液中大量的水快速分離出來，并以低成本重新回注地層，在減少運(yùn)營成本的同時(shí)達(dá)到再次驅(qū)油的目的，已成為特高含水期油田急需解決的問題。

目前，較為有效的技術(shù)手段是將現(xiàn)有的油井舉升系統(tǒng)與油水分離技術(shù)相結(jié)合，形成同井注采采油工藝[1]。中國石油勘探開發(fā)研究院、大慶油田采油工程研究院和東北石油大學(xué)合作，將油水旋流分離器加入采油管柱結(jié)構(gòu)中形成同井注采管柱，具有高效、耐用、適應(yīng)性強(qiáng)及后期維護(hù)方便等優(yōu)勢。該同井注采試驗(yàn)研究已超過3年，單井試驗(yàn)數(shù)據(jù)表明，采出液含水量降低70%以上，綜合含水率下降6.2%～8.3%[2]。文獻(xiàn)[3,4]對(duì)井下油水分離旋流器進(jìn)行了重點(diǎn)研究，提出多種適應(yīng)井下工況的旋流分離器結(jié)構(gòu)。Cao X C和Jiang M H對(duì)同井注采管柱進(jìn)行了整體模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析，利用Ansys分析理論確定了整體管柱的合理工作頻率[5]。李楓等對(duì)同井注采管柱中的脫接器進(jìn)行了研發(fā)與創(chuàng)新，解決了同井注采管柱軸向力過大導(dǎo)致管柱破壞的問題[6]。

筆者利用有限元分析模塊，在正常工作、軸承卡死瞬間和管柱失效3種工況下，分別對(duì)管柱各段應(yīng)力分布和旋流分離器位移情況進(jìn)行了分析，找出管柱中的薄弱環(huán)節(jié)，為后續(xù)合理確定扶正機(jī)構(gòu)位置和管柱的軸向位移補(bǔ)償量提供指導(dǎo)，保證注采管柱安全高效工作，延長注采管柱的使用壽命。

1 同井注采管柱的受力分析和參數(shù)確定

石油開采過程中，井下油水分離工藝管柱通常工作在數(shù)千米深的井眼內(nèi)，工作環(huán)境和工作狀態(tài)非常復(fù)雜[7]。在轉(zhuǎn)子偏心產(chǎn)生的附加反動(dòng)力和各種外載荷的作用下，同井注采井下油水分離工藝管柱將發(fā)生軸向拉壓、彎曲、扭轉(zhuǎn)及剪切等組合變形，其受力簡圖如圖1所示。

1.1 軸向載荷

由于管柱浮力和自重相對(duì)于螺桿泵壓差產(chǎn)生的軸向力較小，因此可忽略不計(jì)。則軸向載荷由泵的排出口和吸入口兩端壓差引起，可根據(jù)單螺桿泵計(jì)算軸向載荷的經(jīng)驗(yàn)公式求得[8]，即：

Fb=106(πR2+16eR)Δp+750kδ

式中e——螺桿泵轉(zhuǎn)子偏心距，m；

k——螺管泵襯套全長上的螺距數(shù)；

R——螺桿泵轉(zhuǎn)子半徑，m；

Δp——螺桿泵進(jìn)出口壓差；

δ——無因次系數(shù)。

圖1 同井注采井下油水分離工藝管柱的受力簡圖

1.2 螺桿泵反扭矩

螺桿泵工作時(shí)轉(zhuǎn)子需克服的反扭矩Mb主要有兩種：一是泵進(jìn)出口壓差作用在轉(zhuǎn)子上所產(chǎn)生的反扭矩Mb1，這種反扭矩可以通過理論分析，推導(dǎo)出計(jì)算公式；二是泵內(nèi)摩擦阻力產(chǎn)生的反扭矩Mb2，這種反扭矩涉及因素較多，可通過實(shí)驗(yàn)方法得到[9]。具體的計(jì)算式為：

Mb=Mb1+Mb2

Mb2=91.3δ0-n0.45+46.5

式中Nb——泵功率，kW；

n——泵轉(zhuǎn)速，r/min；

η——泵效，%；

δ0——定子與轉(zhuǎn)子間的初始過盈值，mm。

1.3 油水分離管柱摩阻扭矩

管柱所受的摩擦總扭矩Mr由管柱與井液的摩擦扭矩Mr1和管柱與扶正器之間的井斜摩阻扭矩Mr2組成。Mr1的計(jì)算是利用粘性流體理論，對(duì)井筒內(nèi)液體的物理狀態(tài)做必要的假設(shè)，得出單位長度管柱在井筒液體中以勻速或勻加速旋轉(zhuǎn)時(shí)所受的摩擦力矩，最后進(jìn)行累加[10]。Mr2的計(jì)算是以每10m一段管柱作為一個(gè)計(jì)算單元，將單元頂部以下的抽油桿重加上液柱載荷，取有代表性的井斜角求出摩擦正壓力，再乘以摩擦系數(shù)和抽油桿接箍直徑或抽油桿在扶正器處的直徑[11]。具體的計(jì)算式為：

Mr=Mr1+Mr2

式中 D——油管內(nèi)徑，m；

D1——管柱接箍直徑，m；

Db——螺桿泵轉(zhuǎn)子直徑，m；

d——管柱直徑，m；

f——摩擦因數(shù)，f=0.1～0.2；

G——管柱在液體中的重力，N/m；

H——液面高度，m；

k1——斜井段單元個(gè)數(shù)；

k2——考慮扶正器作用時(shí)扶正器間的段數(shù)；

Li——泵掛深度，m；

li——管柱長度，m；

mi——扶正器長度，m；

N——管柱數(shù)量；

α——單元內(nèi)代表性的井斜角，(°)；

μi——第i根管柱所在位置的油管柱內(nèi)井液平均粘度，mPa·s；

ω——抽油桿轉(zhuǎn)速，r/min。

1.4 井口驅(qū)動(dòng)扭矩

在螺桿泵舉升技術(shù)中，驅(qū)動(dòng)管柱和螺桿泵旋轉(zhuǎn)的動(dòng)力來源是地面電機(jī)，因而電機(jī)的驅(qū)動(dòng)扭矩應(yīng)該是井下油水分離工藝管柱各種反扭矩和螺桿泵各種反扭矩的代數(shù)和，可通過電機(jī)輸出功率來確定[12]：

式中 Me——電機(jī)的驅(qū)動(dòng)扭矩；

Ne——電機(jī)輸出功率，kW；

ηd——電機(jī)輸出軸至驅(qū)動(dòng)頭之間的傳動(dòng)效率。

2 雙螺桿泵同井注采管柱結(jié)構(gòu)的有限元分析

由于整體管柱軸向尺寸遠(yuǎn)大于徑向尺寸，故將管柱各段簡化為均質(zhì)圓管來建立有限元模型，管柱各單元連接均設(shè)置為接觸連接。為消除邊界效應(yīng)，根據(jù)圣維南原理，管道取實(shí)際長度。桿柱材料力學(xué)性能參數(shù)見表1。

根據(jù)現(xiàn)場實(shí)際工況，同井注采管柱井的物理參數(shù)為：最大井斜角0.2°，泵掛平均深度1km，平均轉(zhuǎn)速100r/min，沉沒度700～900m，H級(jí)N80抽油桿舉升介質(zhì)的平均粘度為3.003mPa·s，選GLB300-21型泵為采出泵，選GLB600-20型泵為注入泵，地面驅(qū)動(dòng)電機(jī)功率20kW，電機(jī)效率50%，扶正器長度90mm。采出泵和注入泵參數(shù)見表2。

表1 桿柱材料力學(xué)性能參數(shù)

表2 采出泵和注入泵參數(shù)

2.1 邊界條件和假設(shè)

旋流分離器上下兩端的連接軸處采用柔性軸承連接，可以充分模擬井下管柱的運(yùn)行狀態(tài)。井下管柱所受載荷較多，且多載荷聯(lián)合作用，分析過程復(fù)雜。為方便分析可做如下假設(shè)：忽略旋流分離器內(nèi)部液體與器壁的摩擦扭矩、尾管段反向摩擦力對(duì)整體管柱的影響，主要針對(duì)旋流分離器上下端軸承是否卡死進(jìn)行分析計(jì)算。

2.2 失效準(zhǔn)則

根據(jù)第三強(qiáng)度準(zhǔn)則，若整體管柱上任意部分的等效應(yīng)力超過其相應(yīng)的屈服極限強(qiáng)度，則認(rèn)為失效。VonMises(一種基于剪切應(yīng)變能的等效應(yīng)力)表達(dá)式為：

式中 σs——屈服應(yīng)力，MPa；

σ1、σ2、σ3——3個(gè)方向上的主應(yīng)力，MPa。

2.3 有限元計(jì)算與結(jié)果分析

通過有限元分析得到正常工況下、軸承卡死瞬間和管柱失效時(shí)的整體管柱最大應(yīng)力分布如圖2～4所示。由圖2可以看出，正常工況下最大應(yīng)力在保護(hù)器與尾管連接處，其值為1 176.1MPa；正常工況下各管柱所受最大應(yīng)力值均小于其屈服應(yīng)力，故各管柱均不會(huì)發(fā)生扭斷；最大應(yīng)力集中在保護(hù)器與尾管段連接處，會(huì)對(duì)旋流分離器下端軸承產(chǎn)生影響，易發(fā)生軸承故障。由圖3可以看出，軸承卡死瞬間最大應(yīng)力位于上端柔性桿處，其值為983.8MPa，超過柔性桿的屈服極限，如果軸承沒有被破壞，則柔性桿部分必將發(fā)生斷裂。由圖4可以看出，在管柱失效時(shí)最大應(yīng)力位于保護(hù)器中部，其值為1 185.9MPa。

圖2 正常工況下的最大應(yīng)力分布

圖3 軸承卡死瞬間的最大應(yīng)力分布

圖4 管柱失效時(shí)的最大應(yīng)力分布

在上述3種情況下，提防沖距上端連接處(位置1)、密封軸上端連接處(位置2)、分離器上端連接處(位置3)、尾管段上端連接處(位置4)、保護(hù)器上端連接處(位置5)5個(gè)易損位置的應(yīng)力分布情況如圖5所示。可以看出，正常工況下應(yīng)力最大位置在下端保護(hù)器處；軸承卡死瞬間最大應(yīng)力位置轉(zhuǎn)移至提防沖距上端與上端柔性桿連接處；若上端柔性桿的扶正器失效，則最大應(yīng)力位置分布于保護(hù)器中部，保護(hù)器連接處軸承承受應(yīng)力過大，管柱系統(tǒng)安全系數(shù)降低，但由于扶正器側(cè)向約束消失管柱整體應(yīng)力值明顯下降。

圖5 3種情況下各易損部位的應(yīng)力分布

管柱失效時(shí)旋流分離器和脫接器的位移云圖如圖6、7所示。若下端保護(hù)器軸承被破壞失效，則管柱各部分應(yīng)力值變小，但位移變大為原來的3～5倍，旋流分離器處的位移為3.194mm，使得旋流分離器與油管的同軸度無法保障，勢必影響旋流分離器的分離效果和整體管柱的耐用性。

圖6 管柱失效時(shí)旋流分離器的位移云圖

圖7 管柱失效時(shí)脫接器的位移云圖

3 結(jié)束語

由于井下油水分離同井注采管柱較長，井下每段管柱都很難保持同心，管柱彎曲將導(dǎo)致管柱的軸向和徑向載荷發(fā)生改變，使得管柱結(jié)構(gòu)中的軸承處于一種高于安全系數(shù)的受力狀態(tài)工作，極易造成軸承失效，引起生產(chǎn)事故。筆者在分析雙螺桿泵同井注采井下管柱各段主要受力情況后，建議將管柱中的易損扶正零件(如軸承等)改換為結(jié)構(gòu)相對(duì)簡單、具有較高承載能力的支撐零件，如滑動(dòng)軸承或石墨盤根，或在應(yīng)力破解區(qū)添加扶正推力機(jī)構(gòu)等，保證同井注采管柱的使用壽命。

[1] 劉合,郝忠獻(xiàn),王連剛,等.人工舉升技術(shù)現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢[J].石油學(xué)報(bào),2015,36(11):1441～1448.

[2] 王思淇.井下油水分離同井注采技術(shù)現(xiàn)場試驗(yàn)[J].油氣田地面工程,2014,33(11):28～29.

[3] 劉新平,王振波,金有海.井下油水分離采油技術(shù)應(yīng)用及展望[J].石油機(jī)械,2007,35(2):51～53.

[4] 趙立新,宋鴿,徐保蕊,等.井下油水旋流分離兩級(jí)串聯(lián)管柱優(yōu)化[J].石油機(jī)械,2015,43(10):76～80.

[5]CaoXC,JiangMH.TheModalandHarmonicResponseAnalysisoftheOilandWaterSeparationProcessundertheShaft[J].AppliedMechanics&Materials,2014,532:413～417.

[6] 李楓,孟慶超,任立俠,等.采油井筒內(nèi)脫接器導(dǎo)向接頭有限元分析和結(jié)構(gòu)改進(jìn)[J].石油礦場機(jī)械,2014,43(5):27～31.

[7] 韓修廷.有桿泵采油原理及應(yīng)用[M].北京:石油工業(yè)出版社,2007.

[8] 呂苗榮.石油工程管柱力學(xué)[M].北京:中國石化出版社,2012.

[9] 單士同.螺桿泵采油井抽油桿柱力學(xué)行為研究[J].內(nèi)蒙古石油化工,2011,(19):12～13.

[10] 生麗敏.井下管柱力學(xué)分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)[D].成都:西南石油大學(xué),2005.

[11] 楊魁.同井注采封隔器設(shè)計(jì)及管柱力學(xué)分析[D].青島:中國石油大學(xué)(華東),2011.

[12] 屈文濤,高曉剛,劉勁松,等.螺桿泵采油系統(tǒng)地面驅(qū)動(dòng)電機(jī)功率的計(jì)算與選擇[J].石油礦場機(jī)械,2008,37(9):21～24.

FiniteElementAnalysisoftheColumnStructureofInjection-ProductionWellsDrivenbyDouble-screwPump

CAO Xi-cheng, GONG Jia-ning, JIANG Ming-hu

(CollegeofMechanicalEngineeringandScience,NortheastPetroleumUniversity)

Considering the double-screw pump-driving wells with injection-production well column, the force analysis of the pipe column structure was implemented to determine each parameter values, including making use of simulation module in Solidworks to analyze both stress and state of strain under three different cases. Basing on the failure criterion of the third strength, judging the damage of injection-production pipe can benefit the discovery of the well column weaknesses.

double-screw pump, injection-production well column, finite element analysis, maximum stress

國家“863”計(jì)劃課題項(xiàng)目(2012AA061303)。

曹喜承(1975-)，副教授，從事流體機(jī)械、振動(dòng)力學(xué)等研究，caoxicheng@126.com。

TQ051.21

A

0254-6094(2017)01-0079-05

2016-02-29，

2016-03-24)

《化工機(jī)械》刊登廣告報(bào)價(jià)