程顥 侯寧 王林平 鄭剛 陳旭

（1.長慶油田分公司油氣工藝研究院；2.長慶油田分公司第一采油廠）

原油在生產過程中，伴生氣一部分積聚到油井套管中形成套管氣，需采取相應措施進行回收。長慶油田伴生氣資源豐富，目前仍有59×104m3/d的伴生氣未被回收，潛力大[1]。根據(jù)DB13/2322—2016《工業(yè)企業(yè)揮發(fā)性有機物排放標準》，明確要求排放不得超過100 g/m3，回收效率應達到97%。因此，從安全環(huán)保、節(jié)能減排及經濟效益三方面考慮，應積極采取回收油田套管氣的技術措施，有效利用這部分套管氣，以達到節(jié)能減排的目的[2-3]。

目前，油井伴生氣回收工藝主要方式為井口安裝定壓閥對套管氣進行回收[2]，當套管壓力大于系統(tǒng)生產壓力時，定壓放氣閥開啟，套管氣進入生產系統(tǒng)；當套管壓力等于或低于系統(tǒng)壓力時，定壓放氣閥不能開啟，套管氣無法進入生產系統(tǒng)[4]，隨著油田的開發(fā)，套管氣資源量降低，這種工況的油井越來越多，造成大量伴生氣無法回收。因此，研究了井口增壓回收泵，實現(xiàn)套壓低于回壓油井套管氣的有效回收，增壓成本低、回收率高，提高了套管氣回收技術的適用范圍。

1 套管氣增壓儲集裝置設計

1.1 設計思路

采用增壓回收的方式對套管氣進行回收[5]，但目前增壓裝置成本高，維護工作量大。而抽油機平均負載率只有70.1%，可利用抽油機上下往復運動的富余能量作為增壓動力，減少增壓裝置投資，做到采油及增壓相結合。同時考慮長慶油田風沙及冬季低溫的情況，若將增壓泵安裝于地面，存在凍堵及卡泵等風險，因此形成將壓縮泵集成于采油井口中的思路。

1.2 方案初設計

需要借助抽油機往復運動的勢能，壓縮泵柱塞可與抽油機驢頭連接，也可與抽油機光桿連接，而與驢頭連接屬于硬連接，存在卡泵后上頂驢頭的問題，有安全風險；因此，選擇與光桿連接，與抽油泵屬于同樣的工作原理，避免安全問題。壓縮泵與套管口及集油流程通過管線連接，行程進排氣流程，可將套管氣導入壓縮泵內，增壓后進入集油流程完成混輸。井口套管氣增壓回收裝置見圖1。

圖1 井口套管氣增壓回收裝置Fig.1 Pressurization recovery device of wellhead casing gas

在壓縮泵下端增加出油花管，增大管掛內徑，在增壓泵與管掛環(huán)空之間形成油流通道，油流可排出進入集油流程完成采油。實現(xiàn)了采油、套管氣回收一體化運作，互不影響。

1.3 連接方式設計

套管氣增壓儲集裝置安裝于井口位置，壓縮柱塞連于光桿下，通過抽油桿帶動柱塞完成套管氣的壓縮與回收，形成與抽油機驢頭的軟連接，不影響抽油機力學機構，直接連接抽油桿下井，不影響修井作業(yè)。

進氣流程：壓縮腔與套管連通，安裝單流閥，形成吸氣通道；壓縮腔與油流程連接，安裝單流閥，形成回收通道。

進氣流程：連接于套管出口和壓縮泵筒之間；排氣流程：連接于壓縮泵出口和集油管線之間；套管氣安全回路：連接于進氣流程上；液面測試裝置：連接于排氣管線和套管出口；改造的管掛：連接于上法蘭和油管之間；出油花管：設計在管掛內部，上端和壓縮泵相連；壓縮泵柱塞：和光桿相連接。井口套管氣增壓回收裝置現(xiàn)場安裝見圖2。

圖2 井口套管氣增壓回收裝置現(xiàn)場Fig.2 Site of pressurization recovery device for wellhead casing gas

1.4 工作原理

裝置由增壓泵、進氣流程、排氣流程等組成。

1）下沖程。光桿帶動壓縮泵柱塞下行，進氣流程中的單向閥打開，排氣流程中的單向閥關閉，套管氣進入壓縮泵腔中。

2）上沖程。油流從出油花管流出進入集油管線。進氣流程中的單向閥關閉，排氣流程中的單向閥打開，壓縮泵內氣體壓力增大，套管氣沿排氣流程進入集油流程。

3）液面測試。上沖程在排氣過程中，氣體進入儲氣罐，儲氣罐壓力通過安裝在排氣管線上的定壓閥進行設置，給連續(xù)液面測試儀提供氣源。

4）套管氣安全回路。排氣管線發(fā)生凍堵情況時，上沖程中氣體壓力增大，回路中的定壓閥打開，套管氣重新回到套管中。

1.5 關鍵部件尺寸設計

關鍵部件包括改造的管掛、法蘭、壓縮泵和出油花管，所有的尺寸改造均是按照相應標準給出的類型進行選擇，壓縮泵內徑越大，壓縮比越大，回收效果越好，但是受限于124.26 mm的油井套管內徑，結合油流通道及液面測試效果等因素，對裝置部件的尺寸進行了反復選擇。

1）管掛。現(xiàn)場應用實際外徑為73 mm，此次改造，外徑不能選101 mm以上，以外徑101 mm為例，接箍外徑120.65 mm，套管內徑124.26 mm，環(huán)空過小，影響液面測試。因此選擇外徑89 mm管掛，接箍外徑108 mm。

2）上法蘭。管掛要與上法蘭連接，上法蘭內孔徑，需和管掛統(tǒng)一，因此將內孔徑從73 mm加大至89 mm。

3）壓縮泵。標準規(guī)定抽油泵型號為28 mm、32 mm、38 mm、44 mm、57 mm。為了滿足試驗點油井套壓0.1 MPa，油壓0.5 MPa最低條件下可回收套管氣的目的，壓縮比需在5.0左右，選擇44 mm以上壓縮泵，可滿足該條件。因此選擇泵筒內徑44 mm、外徑57 mm。長度方面，8型機的最大沖程是3 m，所以按常規(guī)選擇長度，柱塞長度1.2 m、泵筒長度4.5 m，可以滿足要求。

4）出油花管。通用花管尺寸為外徑26～114 mm，現(xiàn)場應用實際外徑73 mm，若繼續(xù)使用73 mm，則接箍外徑89 mm，管掛內徑78 mm，尺寸不匹配，因此選擇外徑60 mm、內徑52 mm的花管，接箍外徑73 mm。長度設計方面，考慮對產量的影響，在流速相等的前提下，花管出油孔總面積必須大于油管的橫截面積，花管出油孔直徑10 mm，在長度0.5 m范圍內設置位置交錯的出油孔40個，完全滿足過流的需要，滿足最大日產量6 m3的生產要求。

2 套管氣增壓儲集裝置強度校核

2.1 抽油機運動和動態(tài)載荷

1）理論推導：抽油機屬曲柄搖桿機構，驢頭的擺動方向、速度和加速度都是周期性變化的[6]，為了計入動態(tài)載荷對抽油系統(tǒng)的影響，必須要準確處理驢頭的運動學問題。以CYJW8-3-26HF彎梁抽油機參數(shù)為計算依據(jù)，若針對該機型的設計計算可靠性高，在其他小機型上應用相關結果的可靠性應更高。

一個曲柄搖桿機構中的位置關系見圖3。任一時刻，曲柄O1O2、連桿O2O和搖桿O3O三者之間存在一定的位置關系，設曲柄、連桿、搖桿和x軸正方向的夾角分別為α1、α2、α3，逆時針為正。

經推導：

圖3 曲柄搖桿機構中的位置關系Fig.3 Position relation diagram of crank rocker mechanism

曲柄搖桿機構中的速度關系見圖4，在上述的某一時刻，曲柄O1O2和搖桿O3O的瞬時角速度分別為ω1和ω3，順時針為正。則點O2的瞬時速度v1=ω1r1，方向垂直于O1O2；點O的瞬時速度v3=ω3r3，方向垂直于O3O。

圖4 曲柄搖桿機構中的速度關系Fig.4 Velocity relation diagram of crank rocker mechanism

和曲柄、搖桿不同，連桿既有平動、又有轉動。建立局部坐標系x2O2y2，在局部坐標系中，設連桿的瞬時角速度為ω2，順時針為正，則點O的瞬時速度v2=ω2r2，方向垂直于O2O。

在全局坐標系中，根據(jù)速度的矢量關系，可以求點的合成速度，即：

圖5給出了點O的速度合成圖。

圖5 速度的合成Fig.5 Composite of the velocity

經推導：搖桿O3O的瞬時角加速度α可由下式求得：

式中：t為時間。當α＞0時，搖桿O3O的角加速度為順時針方向，當α＜0時，搖桿O3O的角加速度為逆時針方向。

2）實際計算：通過現(xiàn)場測量，得到CYJW8-3-26HF彎梁抽油機的曲柄長度430/570/720 mm，連桿長度3 840 mm，搖桿長度1 500 mm，曲柄中心和搖桿中心之間的距離4 240 mm，驢頭擺動半徑3 050 mm，沖次是每分鐘3.5、5或7次。計算抽油機驢頭擺動速度和加速度計算結果見表1，驢頭擺動的最大速度和最大加速度都隨著曲柄長度和沖次的增大而增大。

表1 抽油機驢頭擺動速度和加速度計算結果Tab.1 Calculation results of donkey head swing speed and acceleration of pumping machine

2.2 核心部件強度校核

通過以上計算說明，抽油機在不同加速度下會產生不同的勢能及動能，會對裝置核心部件產生不同程度的運動拉力，該裝置對油井原來的上法蘭、管掛等尺寸進行了改造，需對其安全性能進行評估。

1）上法蘭強度校核。在長慶油田第一采油廠油井泵掛深度1 800 m、抽油泵柱塞直徑32 mm，在此條件下，計算上法蘭承受的最大靜載荷為308 kN。由此得出上法蘭的最大應力為112.8 MPa，最大變形為14.0 μm。當采用45鋼制作上法蘭時，其屈服強度至少可以達到315 MPa，強度足夠[7]。

2）管掛強度校核。試驗點第一采油廠油井泵掛深度1 800 m、抽油泵柱塞直徑32 mm，管掛的外徑是89 mm，內徑是78 mm，所承受的最大負載約為266 kN，同樣方法可計算得到管掛的應力約為184.4 MPa，鋼制油管的屈服強度在379 MPa以上（GB/T 19830—2017，石油天然氣工業(yè)油氣井套管或油管用鋼管），因此，管掛的強度足夠。

3）壓縮泵柱塞校核。上沖程驢頭擺動的最大加速度為1.017 m/s2，靜態(tài)負荷按51 kN計算，則柱塞所承受的最大拉力為56.3 kN[8]。

考慮到柱塞的應力和徑向變形與其長度無關，構建了長度為100 mm，直徑為44 mm的柱塞縮減模型[9]。在有限元分析中，按對稱原則，使用了柱塞縮減模型的四分之一，計算柱塞所受的最大應力為37.03 MPa，柱塞的最小屈服強度可達到345 MPa，最大直徑縮減量為2.44 μm。泵筒與柱塞配合間隙范圍一般為0.05～0.06 mm，柱塞的縮徑不會影響密封效果[10]。

3 現(xiàn)場應用

在采油一廠試驗20套，共回收30口井，解決套壓低于回壓井的回收難題。單井最大回收氣量270 m3/d，回收率100%，實施井合計回收套管氣2 200 m3/d；液面測試：測試后約3～8個沖程可恢復儲氣壓力，供氣可靠、測試誤差?。?%）；降回壓：套管氣進入集油流程中有一定降回壓作用（2.42 MPa下降到1.88 MPa）。

4 結論

1）根據(jù)生產需求及現(xiàn)場實際情況，針對目前套管氣回收存在的問題，設計了井口套管氣增壓回收裝置。該裝置可利用抽油機運行能量進行壓縮，實現(xiàn)了套管氣的增壓回收，在提高能量利用率的同時，提高套管氣回收效率。

2）建立了核心零件的三維模型，并對其進行有限元分析，證明裝置所受最大應力遠小于材料的屈服強度，工作安全可靠。

3）通過現(xiàn)場試驗及應用，該裝置套管氣回收率可達100%，適用范圍廣、成本低、對于套管壓力低于井口回壓的油井也可適用。

4）隨著開發(fā)年限延長，油井套管氣量降低，套壓逐步變小，套管氣增壓儲集配套裝置可起到很好的回收效果，具有良好的應用前景。