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抽油机采油
第一章抽油机—深井泵采油
机械举升采油方式是目前大庆油田的最主要的、也是应用最为广泛的是采油方式。
在机械举升工艺中,抽油机—深井泵采油是应用井数最多的举升工艺。
在本章节中,重点介绍抽油机—深井泵采油的基础理论、技术发展、测试技术以及节能新技术的应用。
第一节抽油机—深井泵抽油装置及基础理论计算
抽油机—深井泵采油方式,简称为抽油机采油方式。
本节介绍的主内容是抽油机装置的构成,抽油机技术的发展以及抽油机举升工艺的基础理论。
一、抽油机—深井泵抽油装置
抽油机—深井泵抽油装置是指由抽油机、抽油杆、深井泵组成的抽油系统。
它借助于抽油机曲柄连杆机构的运动,将动力机(一般为电动机)的旋转运动转变为光杆的上下往复运动,用抽油杆带动深井泵柱塞进行抽油。
(一)抽油机
抽油机是抽油机—深井泵抽油系统中的主要地面设备。
游梁式抽油机主要由游梁-连杆-曲柄机构、减速箱、动力设备、辅助设备等四大部份组成。
工作时,动力机将高速旋转动动通过皮带和减速箱传给曲柄轴,带动曲柄轴做低速旋转运动,曲柄通过连杆经横梁带动游梁作上下往摆动,挂在驴头上的悬绳器便带动抽油杆作上下往复动动。
游梁式抽油机按照结构主要分为两大类:
即普通式游梁式抽油机和前置式游梁式抽油机。
随着抽油机制造技术的不断发展进步,自20世纪90年代后,陆续开发了不同形式的以节能为目的的抽油机,节能抽油机仍然属于普通式游梁式抽油机结构。
关于节能型抽油机的结构特点,将在节能技术中加以介绍。
普通式游梁式抽油机和前置式游梁式抽油机两者的主要组成部分相同,只是游梁与连杆的连接位置不同。
普通抽油机一般采用机械平衡,而前置式抽油机最初多采用气动平衡,但由于技术上的不完善,后来使用机械平衡的方法,目前在我厂使用的前置式抽油机均为机械平衡。
前置式抽油机上冲程曲柄转角为195º,下冲程曲柄转角165º,使得上冲程较下冲程慢。
我国已制定了游梁式抽油机系列标准,其型号表示方法如下:
CYJ10–3–53HB
F---复合平衡
平衡方式代号Y---游梁平衡
B---曲柄平衡
Q---气动平衡
减速箱形式代号:
H为点啮合双圆弧齿轮;渐开线人字齿轮省略
减速箱曲柄轴最大允许扭矩,KN.m
光杆最大冲程m
悬点最大载荷10KN
CYJ-常规型
游梁式抽油机系列代号CYJQ-前置型
CYJY-偏置型
(二)抽油泵
抽油泵是抽油机—深井泵抽油系统中的井下设备。
由于它的工作环境复杂,条件恶劣,而且它工作的好坏直接关系到油井的产量,因而应满足以下一般要求:
(1)结构简单,强度高,质量好。
连接部分密封可靠;
(2)制造材料耐磨,抗腐蚀性好,使用寿命长;
(3)规格能满足排量要求,适应性强;
(4)便于起下。
抽油泵主要由工作筒、柱塞及固定凡尔、游动凡尔组成。
按照抽油泵在油管中的固定方式分为杆式泵和管式泵。
在我厂主要应用管式泵。
我国已制定了抽油泵系列标准,其型号表示方法如下:
CYB38RHAM4.5-1.5-0.6
加长短节长度m
柱塞长度m
泵筒长度m
定位部件形式:
C-皮碗式;M-机械式
定位部位:
A-定筒式、顶部定位
B-定筒式、底部定位
T-动筒式、顶部定位
泵筒形式:
H-金属柱塞厚壁筒
L-金属柱塞组合泵筒
W-金属柱塞薄壁筒
S-软柱塞薄壁筒
P-软柱塞厚壁筒
抽油泵形式:
R-杆式泵;T-管式泵
公称直径mm
抽油泵代号
抽油泵柱塞和泵筒配合分为三个等级,其间隙值见下表
间隙等级
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
直径上的间隙(μm)
20~70
>70~120
>120~170
抽油泵的等级与试压时的漏失量有关,管式泵不同等级漏失量推荐值见下表:
公称直径
(mm)
试验压力
(MPa)
间隙等级
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
最大漏失量(L/min)
32
10
105
451
1196
38
125
535
1421
44
145
620
1645
56
184
789
2094
57
187
803
2131
70
230
986
2617
83
272
1169
3103
95
312
1338
3552
(三)抽油杆
我国生产的抽油杆从级别上分有C、D、K三种级别。
C级抽油杆用于轻、中型负荷的抽油机井;D级抽油杆用于中、重负荷的抽油机井;K级抽油杆用于轻、中负荷有腐蚀性的抽油机井。
大庆油田使用的抽油杆为C级和D级抽油杆。
由于各个抽油杆生产厂家采取的加工工艺不一,使用的加工材料不一,抽油杆的机械性能也各不相同。
二、抽油泵的工作原理
(一)泵的抽汲过程
1、上冲程
抽油杆带动柱塞向上运动,柱塞上的游动凡尔受管柱内液柱的压力而关闭。
此时泵内压力降低,固定凡尔在环形空间液柱压力与泵内压力之差(即沉没压力)的作用下而打开。
如果油管内已充满液体,在井口将排相当于柱塞冲程长度的一段液体,同时泵内吸入液体。
造成泵吸入液体的条件是泵内压力低于沉没压力。
2、下冲程
抽油杆带动柱塞向下运动,固定凡尔立即关闭,泵内压力升高到大于柱塞以上液柱压力时,游动凡尔打开,柱塞下部的液体通过游动凡尔进入柱塞上部,使泵排出液体。
所以下冲程是泵向油管排液的过程,条件是泵内压力高于柱塞以上液柱压力。
(二)泵的理论排量
泵的工作过程由三个基本环节组成,即:
柱塞在泵内让出容积、井内液体进泵内和从泵内排出液体。
理想情况下,柱塞上、下冲程进入和排出的液体体积都等于柱塞让出的体积V。
式中:
fp-柱塞面积,
,m2
s-光杆冲程m
D-泵径m
每分钟排量Vm
每日排量:
三、抽油机悬点载荷的计算
抽油在不同抽汲参数下工作时,悬点所承受的载荷是选择抽油设备及分析设备工作状况的重要依据。
为此了解悬点承受哪些载荷和怎样计算这些载荷是十分必要的。
(一)悬点承受的载荷
1、静载荷
(1)抽油杆柱载荷
驴头带动抽油杆运动过程中,抽油杆柱的载荷始终作用于驴头上。
但在下冲程时,游动几尔打开,油管内液体的浮力作用于抽油杆柱上,所以,下冲程中作用在悬点上的抽油杆柱的重力减去液体的浮力,即它在液体中的重力作用在悬点上的载荷。
而在上冲程中,游动凡尔关闭,抽油杆柱不受油管内液体浮力的影响,所以上冲程中作用在悬点上的抽油杆柱的载荷是抽油杆在空气中的重力。
上冲程作用在悬点上的抽油杆柱的载荷:
式中:
Wr-抽油杆在空气中的重力,N;
g-重力加速度,m/s2;
fp-抽油杆截面积,m2;
ρs-抽油杆材料(钢)的密度,ρs=7850Kg/m3;
L-抽油杆长度m;
qr-每米抽油杆的质量,Kg/m。
下冲程作用在悬点上的抽油杆柱的载荷:
式中:
Wr‘-抽油杆在空气中的重力,N;
ρl-液体的密度,kg/m3。
为了便于计算,我们在表中列出不同直径抽油杆在空气中的每米重量。
直径d(m)
截面积(cm2)
空气中每米抽油杆重量(Kg/m)
16
19
22
25
2.00
2.85
3.80
3.91
1.64
2.30
3.07
3.17
(2)作用在柱塞上的液柱载荷
在上冲程时,由于游动凡尔关闭,液柱载荷作用在柱塞上;而下冲程时,由于游动凡尔打开,液柱载荷作用在油管上,因而悬点只在上冲程承受液柱载荷。
(3)沉没压力对悬点载荷的影响
上冲程时,在沉没度压力的作用下,井内液体克服泵的入口设备的阻力进入泵内,此时液流所具有的压力称吸入压力,此压力作用在柱塞底部产生向上的载荷:
式中:
Pi-吸入压力pi作用在柱塞底部产生的载荷N
pi-吸入压力Pa
fp-柱塞截面积m2
pn-沉没压力Pa
Δpi-液流通过泵固定凡尔产生的压力降Pa
而在下冲程时,吸入阀(固定凡尔)关闭,沉没压力对悬点载荷没有影响。
其中,Δpi的确定比较复杂,计算公式如下:
式中:
vf-液体通过固定凡尔阀孔的流速,m/s;
fp-柱塞截面积,m2;
f0-固定凡尔阀孔截面积,m2;
vp-柱塞运动速度,m/s;
ξ-由实验确定的阀流量系数。
对于标准型阀可查图。
但在查图之前需计算雷诺数NRe:
式中:
d0-固定凡尔阀孔径,m;
vf-液流速度,m/s;
ν-液体运动粘度,m2/s。
(4)井口回压对悬点载荷的影响
液流在地面管线流动阻力所产生的井口回压对悬点产生附加载荷。
其性质与液体产生的载荷相同,特点是上冲程增大悬点载荷,下冲程减小抽油杆柱载荷。
上冲程时:
下冲程时:
式中:
Ph-井口回压Pa
由于沉没压力和井口回压在上冲程时产生的悬点载荷变化方向相反,故此在近似计算中将其忽略。
2、动载荷
(1)惯性载荷
抽油机运转时,驴头带抽油杆和液柱做变速运动,因而产生抽油杆和液柱的惯性力。
如果忽略抽油杆和液柱的的弹性影响,则可以认为抽油杆和液柱的各点与抽油机悬点运动完全一致,产生的惯性力除与抽油杆和液柱的质量有关外,还与悬点加速度的大小成正比。
抽油杆的惯性力Ir为:
液柱的惯性力Il为:
式中:
ε-考虑油管过流断面变化引起液柱加速度变化的系数:
ftf-油管过流断面面积
如果结合抽油机悬点运动规律,最大加速度将发生的上死点和下死点,其加速度值分别为:
上死点时
下死点时
以此可求得上冲程时抽油杆柱引起的悬点最大惯性载荷Iru为:
下冲程时液柱引起的悬点最大惯性载荷Ird为:
上冲程时液柱引起的悬点最大惯性载荷Ilu为:
下冲程时液柱不随悬点运动,因而没有液柱惯性载荷。
实际上由于受抽油杆柱和液柱的弹性影响,抽油杆柱和液柱各点的运动与悬点的运动并不相同,所以按上述悬点最大加速度计算的惯性载荷将大于实际数值,在液柱中含气和冲次较低的情况下,计算点最大载荷时可忽略液柱惯性载荷。
(2)振动载荷
抽油杆柱作为一弹性体,由于抽油杆柱作变速运动和液柱载荷周期性地作用在抽油杆上,从而引起抽油杆的弹性振动,它所产生的振动载荷也作用于悬点上,其数值与抽油杆的长度、载荷变化周期及抽油机结构有关。
在一般情况下的理论计算时,忽略抽油杆柱的振动载荷。
3、摩擦载荷
抽油机井工作时,作用在悬点上的摩擦载荷受以下五部份的影响:
(1)抽油杆柱与油管之间的摩擦力:
在直井内通常不超过抽油杆柱重量的1.5%。
(2)柱塞与衬套之间的摩擦力:
当泵径不超过70mm时,其值小于1717N。
(3)液柱与抽油杆之间的摩擦力:
除与抽油杆长度和运动速度有关外,主要取决于液体的粘度。
(4)液柱与油管之间的摩擦力:
除与液流速度有关外,主要取决于液体的粘度。
(5)流体通过游动凡尔的摩擦力:
除与固定凡尔的结构有关外,主要取决于液体的粘度。
上冲程中作用在悬点上的摩擦载荷主要受
(1)
(2)及(4)三项影响,其方向是向下,增加悬点载荷。
下冲程中作用在悬点上的摩擦载荷主要受
(1)
(2)(3)及(5)四项影响,其方向是向上,减小悬点载荷。
在直井中无论稠油还是稀油,抽油杆柱与油管、柱塞与衬套之间的摩擦力数值都不大,均可忽略,但在稠油井内,液柱摩擦引起的摩擦载荷则是不可忽略的,但对于大庆油田而言,原油的性质不属于稠油,因而液柱摩擦引起的摩擦载荷可以忽略。
4、抽汲过程中的其它载荷
一般情况下,抽油杆柱载荷、作用在柱塞上的液柱载荷及惯性载荷是构成悬点载荷的三项基本载荷,在稠油井内的摩擦载荷及大沉没度井中的沉没压力对载荷的影响也是不可忽略的。
除上述载荷外,在抽油过程中尚有其它一些载荷,如在低沉没度井内由于泵的充满程度差,会发生柱塞与泵内液面的撞击,产生较大的冲击载荷,从而影响悬点载荷。
各种原因产生的撞击,虽然可能会造成较大的悬点载荷,是抽油中的不利因素,但在进行设计计算时尚无法预计,故在计算中都不考虑。
(二)悬点最大、最小载荷
1.计算悬点最大和最小载荷的一般公式
根据对悬点所承受的各种载荷的分析,抽油机工作时,上、下冲程中悬点载荷的组成是不同的。
最大载荷发生在上冲程中,最小载荷发生在下冲程中,其值分别如下:
式中:
Pmax、Pmin—悬点最大和最小载荷;
Wr、Wr’—上、下冲程中作用在悬点上的抽油杆柱载荷;
Wl—作用在柱塞上的液柱载荷;
Iu、Id—上、下冲程中作用在悬点上的惯性载荷;
Phu、Phd—上、下冲程中井口回压造成的悬点载荷;
Fu、Fd—上、下冲程中的最大摩擦载荷;
Pv—振动载荷;
Pi—上冲程中吸入压力作用在活塞上产生的载荷。
在下泵深度及沉没度不很大、井口回压及冲数不甚高的稀油直井内,在计算最大和最小载荷时,通常可以忽略Pv、Fu、Fd、Phu、Pii及液柱惯性载荷。
此时可得:
如果按将抽油机悬点运动规律简化为简谐运动时,则可忽略r/l的影响。
2、计算悬点最大载荷的其它公式
抽油杆在井下工作时,受力情况是相当复杂的,所有用来计算悬点最大载荷的公式都只能得到近似的结果。
现将国内外所用的一些比较简便的公式列在下面,供计算时参考:
公式Ⅰ
公式Ⅱ
公式Ⅲ
公式Ⅳ
公式Ⅴ
公式Ⅰ可用于一般井深及低冲数油井。
公式Ⅲ是式
的另一种表达形式,本质上是完全相同的。
公式Ⅱ、Ⅳ和V都是把悬点运动简化为简谐运动,取r/l=0。
公式Ⅳ只考虑了抽油杆柱产生的惯性载荷,公式Ⅱ和V同时考虑了抽油杆柱和液柱的惯性载荷。
考虑到摩擦力的影响,在公式Ⅱ和工中的液柱载荷采用W’(即作用在柱塞整个截面积上的液柱载荷),而公式V中采用W1(即作用在柱塞环形面积人一人上的液柱载荷)。
所以,公式V的计算结果较公式Ⅱ小。
四抽油机平衡、扭矩与功率计算
(一)抽油机平衡计算
如果抽油机没有平衡块,当电动机带动抽油机运转时,由于上冲程中悬点承受着最大载荷,所以电动机必须作很大的功才能使驴头上行;而下冲程中,抽油杆在其自重作用下克服浮力下行,这时电动机不仅不需要对外作功,反而接受外来的能量作负功。
这就造成了抽油机在上下冲程中的不平衡。
抽油机不平衡造成的后果是:
(1)上冲程中电动机承受着极大的负荷,下冲程中抽油机反而带着电动机运转,从而造成功率的浪费,降低电动机的效率和寿命o
(2)由于负荷极不均匀,会使抽油机发生激烈振动,而影响抽油装置的寿命。
(3)会破坏曲柄旋转速度的均匀性,而影响抽油杆和泵的正常工作。
因此,抽油机必须采用平衡装置。
1、平衡原理
抽油机运转不平衡,是因为上、下冲程中悬点载荷不同,造成电动机在上、下冲程中所作的功不相等。
要使抽油机在乎衡条件下运转,就应使电动机在上、下冲程中都作正功:
在下冲程中把能量储存起来;在上冲程中利用储存的能量来帮助电动机作功。
下面我们用一个最简单的机械平衡方式,来说明这种可能性和达到平衡的基本条件。
在抽油机后梁上加一重物,在下冲程中让抽油杆自重和电动机一起对重物作功,则:
式中:
AW—下冲程中抽油杆自重和电机对重物物所作的功,即重物储存的功;
Ad—抽油杆柱对重物所作的功,即悬点在下冲程中作的功;
Amd—电动机在下冲程中对重物作的功,即电动机在下冲程中作的功。
由上式可得:
在上冲程中,将重物储存的能量释放出来和电动机一起对悬点作功,则:
式中:
Au——上冲程中悬点作的功;
Amu——上冲程中电动机作的功。
要使抽油机平衡,应该让电动机在上、下冲程中作的功相等,即:
所以:
为了达到平衡,在下冲程需要对重物作的功和上冲程中需要重物释放的能量的关系应为:
上式说明:
为了使抽油机平衡运转,在下冲程中需要储存的能量应该是悬点在上、下冲程中所作功之和的一半。
上式是进行平衡计算的基本公式。
2、平衡方式
为了把下冲程中抽油杆自重作的功和电动机输出的能量储存起来,可以采用不同的平衡方式。
目前采用的主要有气动平衡和机械平衡。
(1)气动平衡
下冲程中通过游梁带动活塞压缩气包中的气体,把下冲程所作的功储存起来并转变为气体的压缩能。
上冲程中被压缩的气体膨胀,将储存的压缩能转换成膨胀能帮助电动机作功。
气动平衡多用于大型抽油机。
这种平衡方式不仅可以大量节约钢材,而且可以改善抽油机的受力情况,但平衡系统的加工制造质量要求高。
中通过游梁带动的活塞压缩气包中的气体,把下冲程中作的功储存起来并
(2)机械平衡
在下冲程中,以增加平衡块的位能来储存能量;在上冲程时平衡重降低位能,来帮助电动机作功。
平衡方式主要有三种:
1游梁平衡:
在游梁尾部加平衡重,适用于小型抽油机;
②曲柄平衡(旋转平衡):
平衡重加在曲柄上,这种平衡方式便于调节,并可避免在游梁上造成过大的惯性力,适合于大型抽油机;
③复合平衡:
在游梁尾部和曲柄上都有平衡重,是上述两种平衡方式的组合,多用于中型抽油机。
3、平衡计算
抽油机平衡的条件是在一个抽汲循环中,重物在下冲程中储存的能量或上冲程帮助电机所做的功,应等于上冲程和下冲程悬点作功之和的一半。
上冲程悬点所作的功:
下冲程悬点所作的功:
代入公式则得:
(1)复合平衡
达到平衡所需的平衡半径:
(二)曲柄轴扭矩计算
(三)电机的选择与功率计算
式中HPH—水力功率,kW;
Q—油井日产量,t/d;
Qt——泵的理论排量,m’/d;
ρ1—抽汲液体的密度,Kg/m3;
η—泵效;
L—有效提升高度,即动液面深度,m。
光杆功率就是通过光杆来提升液体和克服井下损耗所需要的功率。
要准确地计算光杆功率,必须根据实测示功图计算,即:
式中:
HPpR一光杆功率,kW;
A—示功图载荷线包围的面积,cm2;
n—数,rain”;
s—光杆冲程,m;
l—示长度,mm;
C—动力仪力比,N/mm。
上式可算得的光杆功率为平均功率线,如前所述,根据示功图绘制扭矩曲线,亦可准确地求得光杆平均功率。
下面的公式可近似地计算光杆功率;
式中:
—按柱塞截面积计算的液柱载荷,N;
S一光杆冲程,m;
n—冲数,min—1。
上式是以不考虑抽油杆柱和油管柱弹性变形的理论示功图为基础。
这里近似地认为,它的面积与考虑变形和惯性载荷后的理论示功图的面积是相等的,并忽略了摩擦载荷的影响。
显然,对于摩擦载荷大的井,计算结果将会偏小。
根据油井产量计算得的水力功率,是实际作功的有效功率,它小于光杆功率。
它们之差反映了井下摩擦、杆柱振动、惯性以及泵漏失等因素引起的功率损失。
而光杆功率除以抽油机效率(除严重的低负荷运转外,一般可取0.8)即可求得需要电动机输出的平均功率。
五、泵效的计算
在抽油井生产过程中,实际产量Q一般都比理论产量Qt要低,两者的比值叫泵效,用η表示,即:
在正常情况下,若泵效为0.7~o.8,就认为泵的工作状况是良好的。
有些带喷井的泵效可能接近或大于l。
矿场实践表明,平均泵效大都低于0.7,甚至有的油井泵效低于03。
影响泵效的因素很多,但从深井泵工作的三个基本环节(柱塞让出体积,液体进泵,液体从泵内排出)来看,可归结为以下三个方面:
(1)抽油杆柱和油管柱的弹性伸缩。
根据深井泵的工作特点,抽油杆柱和油管柱在工作过程中因承受着交变载荷而发生弹性伸缩,使柱塞冲程小于光杆冲程,所以减小了柱塞让出的体积。
(2)气体和充不满的影响。
当泵内吸人气液混合物后,气体占据了柱塞让出的部分空间,或者当泵的排量大于油层供油能力时液体来不及进入泵内,都会使进入泵内的液量减少。
(3)漏失影响。
柱塞与衬套的间隙及阀和其它连接部件间的漏失都会使实际排量减少。
只要保证泵的制造质量和装配质量,在下泵后一定时期内,漏失的影响是不大的。
但当液体有腐蚀性或含砂时,将会由于对泵的腐蚀和磨损使漏失迅速增加。
泵内结蜡和沉砂都会使阀关闭不严,甚至被卡,从而严重破坏泵的工作。
在这些情况下,除改善泵的结构、提高泵的抗磨蚀性能外,主要是采取防砂及防蜡措施,以及定期检泵来维持泵的正常工作。
实际产液量可写为:
从上述三方面出发,泵效的一般表达式可写为:
式中
—考虑抽油杆柱和油管柱弹性伸缩后的柱塞冲程与光杆冲程之比,表示杆、管弹性伸缩对泵效的影响;
—进入泵内的液体体积与柱塞让出的泵内体积之比,表示泵的充满程度;
—泵漏失对泵效影响的漏失系数;
—由于泵效是以地面产出液的体积计算,
则是考虑地面原油脱气引起体积收缩对泵效计算的影响。
为吸人条件下被抽汲液体的体积系数。
为了对影响泵效的因素进行定量计算和分析,下面分别讨论柱塞冲程、充满系数及漏失的计算。
(一)柱塞冲程
一般情况下,柱塞冲程小于光杆冲程,它是造成泵效小于1的重要因素。
抽油杆柱和油管柱的弹性伸缩愈大,柱塞冲程与光杆冲程的差别也愈大,泵效就愈低。
抽油杆柱所受的载荷不同,则伸缩变形的大小不同。
如前所述,抽油杆柱所承受的载荷主要有:
抽油杆柱及液柱载荷(总称静载荷);抽油杆柱和液柱的惯性载荷及抽油杆柱的振动载荷(总称动载荷)。
下面就分别分析由这些载荷作用所引起的抽油杆柱及油管的弹性变形,以及对柱塞冲程的影响。
由于作用在柱塞上的液柱载荷在上、下冲程中交替地分别由油管转移到抽油杆柱和由抽油杆柱转移到油管,从而引起杆柱和管柱交替地增载和减载,使杆柱和管柱发生交替地伸长和缩短。
当驴头开始上行时,游动阀关闭,液柱载荷作用在柱塞上,使抽油杆发生弹性伸长。
因此,柱塞尚未发生移动时,悬点这一段距离即为抽油杆柱的伸长,用λr表示.
当悬点继续运动时,油管要卸去载荷要缩短一段距离。
此时,柱塞与泵筒之间没有相对位移。
这段缩短距离使悬点增加了一段无效位移。
用λt表示。
所以,吸入阀仍然是关闭的。
当驴头继续上行时,柱塞才开始与泵筒发生相对位移,吸人阀开始打开并吸入液体,一直到上死点。
由此看出:
柱塞有效移动距离(柱塞冲程)Sp比光杆冲程小λ,而且λ=λr+λt。
下冲程开始时,吸入阀立即关闭,液柱载荷由抽油杆柱逐渐移到油管上,使抽油杆缩短λr,而油管伸长λt。
此时,只有驴头下行λ=λr+λt距离之后,柱塞才开始与泵筒发生相对位移。
因此,下冲程中柱塞冲程仍然比光杆冲程小λ值。
抽油杆柱和油管柱的自重伸长在泵工作的整个过程中是不变的,因此,它们不用会影响柱塞冲程。
由此,柱塞冲程:
式中λ—冲程损失。
由于液柱载荷引起的冲程损失使泵效降低的数值
为:
λ值可根据虎克定律来计算:
如果为多级抽油杆,则:
式中λ—冲程损失,m;
一考虑沉没度影响后的液柱载荷,为上、下冲程中静载荷之差,N;
fp、fr、ft—柱塞、抽油杆及油管金属的横截面积,m’;
L—抽油杆柱总长度,m;
ρl—液体密度,kg/m3;
E—钢的弹性模量,2.06X101’Pa;
Lf——动液面深度,m;
m——抽油杆柱级数;
Li—第i级抽油杆的长度,m;
fi—第i级抽油杆的截面积,m’。
由公式可看出:
柱塞截面积愈大,泵下得愈深,则冲程损失愈大。
为了减小液柱载荷及冲程损失,提高泵效,通常不能选用过大的泵,特别是深井中总是选用直径较小的泵。
当泵径超过某一限度(引起的λ≥s/2)之后,泵的实际排量不但不会因增大泵径而增加,反而会减小。
当λ≥s;时,活塞冲程等于零,泵的实际排量等于零。
(二)泵的充满程度
多数油田在深井泵开采期,都是在井底流压低于饱和压力下生产的,即使在高于饱和压力下生产,泵口压力也低于饱和压力。
因此,在抽汲时总是气液两相同时进泵,气体进泵必然减少进入泵内的液体量而
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