Результат интеллектуальной деятельности: Скважинная насосная установка

Изобретение относится к технике добычи нефти, в частности к технике подъема добываемой продукции скважин, а именно газожидкостной смеси.

Известна электроцентробежная скважинная насосная установка, которая содержит погружной центробежный насос с электродвигателем, установленный в скважине на колонне подъемных труб, пневматический колпак для гашения пульсаций давления в подъемных трубах и обратный клапан с осевым дросселирующим каналом (А.с. СССР №612009, 1975 г.)

Однако данная установка имеет низкую надежность при откачивании жидкости со свободным газом.

Известна электроцентробежная скважинная насосная установка, содержащая центробежный насос с электродвигателем, установленный в скважине на колонне подъемных труб, пневматический колпак для гашения пульсаций давления в подъемных трубах и обратный клапан с осевым дросселирующим каналом. Пневматический колпак расположен в полости подъемных труб, а клапан установлен в его нижней части (А.с. СССР №918419, 1982 г.).

Недостатком известной конструкции является недостаточная степень надежности, обусловленная длительным временем приведения в рабочее состояние, которое необходимо для отделения газа от жидкости, при небольшом количестве содержащегося в жидкости свободного газа.

Наиболее близким к изобретению является поршневой компенсатор (Баграмов Р.А. Буровые машины и комплексы. - М.: Недра, 1988. - С. 269). Поршневой компенсатор включает поршень, разделяющий камеру компенсатора на две части: подпоршневую полость и на полость, заполненную сжатым азотом. При возникновении в гидросистеме колебаний давления поршень приходит в движение: во время роста давления в гидросистеме жидкость подпоршневой полости давит на поршень, в результате чего он перемещается в полость, заполненную сжатым газом, а при снижении давления поршень выталкивает жидкость из подпоршневой полости в гидросистему. Тем самым происходит гашение колебаний давления.

Недостатком данной конструкции является низкая виброзащищенность поршня данной конструкции, что приводит к преждевременному выходу оборудования из строя.

Для эффективной виброизоляции быстроходных машин требуется, чтобы отношение частоты вынужденных колебаний ρ к собственной частоте ω колебаний было больше четырех (для тихоходных машин с частотой вращения меньше 500 оборотов в минуту отношение этих частот ρ/ω может быть меньше трех) (Пановко Я.Г. Введение в теорию механического удара. - М.: Наука, 1977. - С. 232).

Частота колебаний давления, а следовательно, и подачи (с частотой ρ) на выкиде электроцентробежной скважинной насосной установки на порядки меньше частот изменения давлений в поршневом насосе.

На фиг. 1 представлены схема поршневого компрессора (а) и график, на котором показана линерализация силовой характеристики поршневого компенсатора (б).

Собственная частота поршня компенсатора массой m (фиг. 1, а) определяется следующей формулой:

где c - коэффициент жесткости линеаризованной силовой характеристики, например (фиг. 1, б):

- на участке x₁₁ ÷ x₁₂ коэффициент жесткости c₁;

- на участке x₂₁ ÷ x₂₂ коэффициент жесткости c₂;

- на участке x₃₁ ÷ x₃₂ коэффициент жесткости c₃.

c₁, c₂, c₃ - коэффициенты жесткости на участках,

x₁₁ - x₁₂, x₂₁ - x₂₂, x₃₁ - x₃₂ соответственно;

m - масса поршня;

P - восстанавливающая сила пневмопружины;

P₀ = Р(x = 0) - начальная сила пневмопружины;

d - внутренний диаметр;

H - расстояние от днища компенсатора до поршня;

x - координата поршня.

У поршневого компрессора силовая характеристика (зависимость восстанавливающей силы от перемещения) определяется формулой (2) (Пановко Я.Г. Введение в теорию механического удара. - М.: Наука, 1977. - С. 232):

где P₀ - начальное давление поршневого компенсатора;

S - площадь поршня компенсатора;

H - расстояние от днища компенсатора до поршня;

n = 1 - показатель политропы (при медленных движениях).

Чтобы отношение было больше четырех, необходимо, чтобы коэффициент жесткости с был малой величиной, так как произведение мало. Для одного поршневого компенсатора (фактически, это пневмопружина) получить малый коэффициент жесткости практически невозможно (фиг. 1, б), а это приводит к колебаниям поршня (фиг. 1, а) (Миннивалеев Т.Н. Разработка забойной гидромеханической системы компенсаций колебаний давления промывочной жидкости: дисс. … канд. техн. наук: 05.02.13 - Уфа, 2014. - С. 41).

Техническая задача, решаемая изобретением, - повышение работоспособности и надежности работы установки, снижение вибрации подземного насосного оборудования, вызываемой присутствием газовых включений в откачиваемой продукции.

Поставленная техническая задача решается предлагаемой скважинной насосной установкой, содержащей установленный в скважине на колонне подъемных труб погружной центробежный насос с электродвигателем и расположенный над ними пневмопружинный компенсатор с установленным в нем пневматическим колпаком с поршнем, предназначенным для гашения пульсаций давления.

Новым является то, в конструкцию пневмопружинного компенсатора введен пакет последовательно соединенных тарельчатых пружин, имеющих такую силовую характеристику, что при параллельном соединении этого пакета пружин с поршнем компенсатора создается результирующая восстанавливающая сила с рабочим участком заданной малой (квазинулевой) жесткости, позволяющая снизить колебания давления в подъемных трубах и, следовательно, вибрацию оборудования.

На фиг. 2 представлена тарельчатая пружина.

Формула, описывающая силовую характеристику одной тарельчатой пружины, следующая (Андреева Л.Е. Упругие элементы приборов. 2 изд. переработанное и доп. - М.: Машиностроение, 1981 - С. 220):

где E - модуль упругости первого рода материала тарельчатой пружины;

s - толщина конуса;

x - осадка пружины;

f - высота конуса пружины;

D - внешний диаметр;

d - внутренний диаметр.

На фиг. 3 представлены силовые характеристики тарельчатой пружины при различных отношениях z=f/s (Андреева Л.Е. Упругие элементы приборов. 2 изд. перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1981. - С. 220), при

D=0,056 м; d=0,046 м; f=0,0080 м.

Как видно из фиг. 3, при силовая характеристика имеет участок отрицательной жесткости (negative stiffness) (Extreme stiffness systems due to negative stiffness elements, Y.C. Wang and R.S. Lakes, Am. J. Phys., Vol. 72, No. 1, January 2004, pp. 40). При восстанавливающая сила F при отрицательной жесткости имеет отрицательные значения (фиг. 3).

На фиг. 4 представлены график результирующей силовой характеристики системы (а) и схема предлагаемого пневмопружинного компенсатора (б).

При определенных параметрах тарельчатых пружин возможно получить суммарную силовую характеристику системы поршневой компенсатор (пневмопружина) - пакет последовательно соединенных тарельчатых пружин (фиг. 4), имеющей участок заданной малой жесткости. Формула, определяющая эту суммарную силовую характеристику, следующая:

где P - восстанавливающая сила пневмопружины, определяемая формулой (2);

F - восстанавливающая сила пакета последовательно соединенных тарельчатых пружин, определяемая формулой (3).

Результирующая силовая характеристика системы (фиг. 4, а) пневмопружина - пакет последовательно соединенных тарельчатых пружин представлена:

- графиком 1 - силовая характеристика пневмопружины;

- графиком 2 - силовая характеристика пакета последовательно соединенных тарельчатых пружин, где

f=0,0080 м; s=0,0024; N=1000; D=0,0056; d=0,046 м;

- начальное давление; AB - рабочий участок;

- графиком 3 - силовая характеристика, результирующая характеристика.

Схема предлагаемого компенсатора (фиг. 4, б), имеющего силовую характеристику, изображенную на фиг. 4 (а), включает в себя корпус A; пакет последовательно соединенных тарельчатых пружин B; пластины C, разделяющие тарельчатые пружины; где F_Σ - результирующая восстанавливающая сила.

На участке AB (фиг. 4а) происходит сложение силовых характеристик пневмопружины (c₁ > 0) и пакета последовательно соединенных тарельчатых пружин (c₁ < 0). При этом результирующая характеристика имеет рабочий участок AB с заданной малой жесткостью (c_Σ = c₁ + c₂ ≈ 0).

Заявляемое техническое решение поясняется чертежами, где

- на фиг. 5 приведена схема скважинной насосной установки;

- на фиг. 6 представлен пневмопружинный компенсатор.

Предлагаемая скважинная насосная установка (фиг. 5) содержит погружной центробежный насос 1, электродвигатель 2, пневмопружинный компенсатор 3.

Пневмопружинный компенсатор 3 (фиг. 6) включает в себя внешнюю труб 5, герметичный пневматический колпак 4 с головкой 15 и отверстиями 12, тарельчатые пружины 7 с промежуточными прокладками 8, поршень 9 с ограничителем хода 10 и отверстиями ограничителя хода 11. Герметичный пневматический колпак 4 закреплен комбинированной муфтой 13 и центрируется спицами 14.

Пневмопружинный компенсатор 3 (фиг. 6) содержит внешнюю трубу 5, в полости которой находится герметичный пневматический колпак 4, внутри которого размещен пакет тарельчатых пружин 7, разделенных промежуточными прокладками 8, позволяющими удержать их в равновесном положении. Причем диаметр промежуточной прокладки 8 выбран таким образом, чтобы оставался зазор 6, образующий полость между прокладками и внутренней поверхностью пневматического колпака 4, что позволяет при сжатии тарельчатых пружин 7 перемещаться всему пакету в целом. Ограничивает перемещение пакета тарельчатых пружин 7 поршень 9, упирающийся в нижнем положении в ограничитель хода поршня 10, выполненного с отверстиями ограничителя хода 11, что исключает деформацию поршня 10. Пневматический колпак 4 в нижней части перфорирован отверстиями 12, через которые добываемая газожидкостная смесь перетекает в полость между наружной поверхностью пневматического колпака 4 и внутренней поверхностью внешней трубы 5 и далее на дневную поверхность. Крепление пневматического колпака 4 и внешней трубы 5 осуществляется комбинированной муфтой 13, а центрирование обеспечивается посредством спиц 14. Верхняя часть пневматического колпака 4 имеет головку вытянутой формы 15, что снижает гидравлическое сопротивление при движении газожидкостной смеси.

Скважинная насосная установка работает следующим образом.

Перед спуском насосного оборудования в скважину пневматический колпак 4 (фиг. 6) заряжают инертным газом. Таким образом, пневматический колпак 4 изначально находится в рабочем состоянии. Тарельчатые пружины 7, разделенные промежуточными прокладками 8, опираются на поршень 9 и прижимают его к ограничителю хода 10.

В процессе работы погружного центробежного насоса 1 (фиг. 5) возникают колебания давления газожидкостной смеси. При увеличении давления газожидкостная смесь через отверстия ограничителя хода 11 оказывает воздействие на поршень 9, который перемещается внутри пневматического колпака 4, сжимая инертный газ и пакет тарельчатых пружин 7 (фиг. 6). При снижении давления сжатый инертный газ вытесняет газожидкостную смесь, находящуюся в зазорах 6, образующих внутреннюю полость пневматического колпака 4.

При изменении давления нагнетания газ в полости пневматического колпака 4 либо сжимается (при увеличении давления), либо расширяется (при уменьшении давления). В первом случае в полость пневматического колпака 4 поступает дополнительное количество жидкости, а во втором случае происходит ее обратное вытеснение.

Возможность приема газожидкостной смеси в полость пневматического колпака 4 при повышении ее давления, и ее вытеснения при - снижении, уменьшает разброс давления в трубах. Введение в конструкцию пневмопружинного компенсатора пакета последовательно соединенных тарельчатых пружин 7, имеющих такую силовую характеристику, что при параллельном соединении этого пакета пружин 7 с усилием давления инертного газа на поршне 9 создается результирующая восстанавливающая сила с рабочим участком заданной малой (квазинулевой) жесткости. Такая конструкция позволяет снизить колебания давления в подъемных трубах, следовательно, и вибрацию оборудования.

Внедрение предлагаемого объекта обеспечивает эффективное гашение вибрации подземного насосного оборудования, вызываемой присутствием газовых включений в откачиваемой продукции. В результате повышается эффективность эксплуатации скважин, оборудованных установками погружных центробежных насосов за счет увеличения межремонтного периода их работы.