22

3. Pompajul continuu cu prăjini

Pompajul de adâncime cu prajini este cel mai răspândit sistem de exploatare se aplică când energia naturală a stratului a scăzut şi nu mai este suficientă pentru ridicarea ţiţeiului la suprafaţă şi când exploatarea sondelor prin erupţie artificială nu se poate aplica din lipsa gazelor comprimate sau când această exploatare a sondelor devine neeconomică prin consumul exagerat de gaze.

Metoda respectivă nu implică contrapresiuni pe strat. Adâncimea la care se introduc pompele cu prăjini nu depăşeşte 3000 m. Exploatarea prin pompaj asigură în special la strate cu presiuni de fund mici obţinerea unui debit maxim.

În majoritatea ţărilor cu industrie petrolieră dezvoltată şi fază înaintată de exploatare a ţiţeiului, pompajul cu prăjini deţine o pondere însemnată atât ca număr de sonde cât şi ca debit extras.

3.1. Instalaţia de pompare cu prăjini

O instalaţie de pompare, cum este prezentată în figura 3.1, cuprinde utilajul de fund şi de suprafaţă.

Utilajul de fund se compune din pompa de adâncime 4, separatorul de fund pentru gaze şi nisip 7, ţevile de extracţie 17, prăjinile de pompare 16, ancora pentru ţevile de extracţie 3, curăţitoarele de parafină sau scrapere 2.

Utilajul de suprafaţă cuprinde unitatea de pompare, capul de pompare şi conducta de amestec.

La rândul său, unitatea de pompare se compune din balansierul 28 care se sprijină pe o capră de susţinere 32, reductorul 24, bielele 33, manivelele 25, rama sau sania şi electromotorul 22.

Lungimea cursei se modifică schimbând poziţia butonului bielei în alt alezaj de pe corpul manivelei. Numărul de curse se modifică schimbând şaiba de la motor.

Frâna 21 permite oprirea unităţii de pompare în anumite poziţii pentru efectuarea operaţiilor de intervenţie sau pentru montarea dinamometrului atunci când se face controlul funcţionării sondei.

Capul de balansier este prevăzut cu o balama care permite rabatarea acestuia la 900 în vederea efectuării unor operaţii de intervenţie ca manevrarea ţevilor, a prăjinilor etc.

Prin intermediul jugului, punţii şi şarnierei se suspendă prăjina lustruită de capul de balansier.

Capul de pompare este prevăzut cu o flanşă dublă excentrică 8 şi cu o flanşă simplă excentrică 9 care permit centrarea ţevilor şi prăjinilor cu capul de balansier. Flanşa simplă excentrică este filetată la interior pe toată lungimea. La partea inferioară a acesteia se înfiletează prima bucată de ţeavă de extracţie, iar la partea superioară se înşurubează un teu (10) care permite ieşirea ţiţeiului din sondă. La partea superioară a teului este montată cutia de etanşare 11 prevă8zută cu inele de bronz ce strâng între ele prin înşurubare garniturile de etanşare 12.

Prin intermediul manometrelor 18 şi 19 se măsoară presiunea din spaţiul inelar, respectiv din ţevi la suprafaţă. Duza 13 permite reglarea debitului de fluide produse de sondă.

23

Ventilul de reţinere 15 sau rücslagul permite evacuarea gazelor din coloană la suprafaţă pentru a nu crea contrapresiune pe strat.

Fig. 3.1. Schema instalaţiei de pompaj de adâncine cu prăjini.

1-coloana de exploatare; 2-scraper; 3- ancoră pentru ţevile de extracţie; 4- pompa de extracţie; 5- pistonul pompei; 6-sorb; 7- separator de fund; 8- flanşă dublu excentrică; 9- flanşă simplă excentrică; 10- teu pentru ieşire ţiţei; 11- presetupă; 12- garnitură de etanşare; 13- duză reglabilă; 14- baston; 15- ventil de reţinere 16- prăjini de pompare; 17- ţevi de extracţie; 18- manometru pentru măsurarea presiunii din coloană; 19- manometru pentru măsurarea presiunii din ţevi; 20- prăjina lustruită; 21- frâna; 22- motorul; 23- transmisia prin curele; 24-reductor 25- manivela cu contragreutăţi; 26- articulaţie sferică; 27-lagăr sferic; 28-balansier; 29-lagăr central; 30- dispozitiv de rabatere a capului balansier; 31- cap de balansier: 32- capră de susţinere; 33- bielă.

24

Pompa este introdusă în coloana de exploatare cu supapa fixă sub nivelul la care se stabileşte lichidul în coloană când pompa funcţionează. Distanţa de la nivelul de lichid (nivelul dinamic) până la supapa fixă se numeşte submergenţa dinamică a pompei (h).

Scraperele 2 au rolul de a răzui parafina de pe interiorul ţevilor de extracţie. Ancora pentru ţevile de extracţie 3 permite fixarea ţevilor stare de tensiune pentru a

elimina alungirea acestora. In acest mod se poate obţine o cursă la piston mai mare şi se evită fenomenul de flambaj al ţevilor la cursa ascendentă.

Separatorul 7 are rolul de a separa gazele şi nisipul la aspiraţia pompei.

3.2. Modul de funcţionare al instalaţiei de pompare cu prăjini

Pompa de adâncime reprezintă elementul principal al instalaţiei de pompare, deoarece de modul de funcţionare al acesteia depinde, în cea mai mare măsură, cantitatea de lichid adusă la suprafaţă. Pompa de adâncime este formată (fig.3.2.) dintr-un cilindru 1, având la partea inferioară un scaun cu bilă 2, cu rol de supapă de aspiraţie, care se mai numeşte şi supapă fixă şi un piston cilindric mobil 3, prevăzut cu un scaun cu bilă 4, cu rol de supapă de refulare, care se mai numeşte şi supapă mobilă.

Ansamblul cilindru-piston este fixat etanş la partea inferioară a garniturii de ţevi de extracţie 6 şi scufundat în lichidul 7, aflat în coloana de exploatare 8 a sondei.

Fig. 3.2 Schema şi principiul de funcţionare ale unei pompe de adâncime

Pistonul este acţionat de la suprafaţă prin intermediul prăjinilor de pompare 5, de la care primeşte o mişcare alternativă. Mişcare circulară transmisă de la motor la reductor este transformată de sistemul bielă-manivelă în mişcare alternativă rectilinie; prin intermediul balansierului şi al garniturii de prăjini de pompare, această mişcare este transmisă pistonului. Pompa cu piston este, deci, o pompă în care lichidul este ridicat din sondă la suprafaţă prin mişcarea rectilinie alternativă a pistonului în cilindrul pompei. În funcţie de deplasarea alternativă a pistonului, procesul de funcţionare al pompei este periodic. Ciclul de pompare este format din două faze : aspiraţia şi refularea.

25

Fazele ciclului de funcţionare a pompei sunt comandate de cele două supape, care deschid, respectiv închid, periodic, accesul lichidului din sondă în cilindrul pompei, respectiv din cilindrul pompei în ţevile de extracţie.

Fazele principale ale ciclului de pompare sunt prezentate în figura 3.2. La începutul cursei în sus a pistonului (fig. 3.2.a) supapa mobilă se închide, iar

greutatea lichidului din ţevi, corespunzătoare secţiunii brute a pistonului este preluată de prăjinile de pompare. Odată cu deplasarea ascendentă a pistonului, se crează o depresiune în cilindrul pompei, iar supapa fixă se deschide imediat ce presiunea de deasupra ei scade sub valoarea presiunii din sondă, permiţând lichidului din coloană să intre în cilindrul pompei.

La cursa în jos (fig. 3.2.b) supapa fixă se închide, deoarece lichidul de sub piston este comprimat, iar supapa mobilă se deschide numai când presiunea lichidului de sub piston depăşeşte presiunea coloanei de lichid din ţevile de extracţie; ca urmare greutatea lichidului se transferă de pe piston pe ţevile de extracţie. Pistonul se deplasează în jos prin lichidul din cilindrul pompei.

Rezultă că pompa de extracţie este în principiu, o pompă cu piston cu simplu efect. Este de menţionat că, de multe ori, cilindrul pompei de adâncime nu este umplut complet cu lichid, în timpul cursei ascendente. O parte din volumul cilindrului este umplut cu gaze, ceea ce conduce la un randament scăzut al pompei.

Dacă volumul de gaze aspirate este mare, la coborârea pistonului, presiunea ţiţeiului şi gazelor de sub acesta nu creşte destul pentru a putea deschide supapa mobilă. La cursa ascendentă, fluidul se destinde, dar presiunea în pompă este destul de mare, ca să nu permită deschiderea supapei fixe de aspiraţie. În acest caz pompa este blocată cu gaze şi nu produce.

Trebuie menţionat că fenomenul de blocare cu gaze nu este în general permanent. În momentul producerii lui, pompa nedebitând, nivelul de lichid în coloană creşte până când va învinge contrapresiunea ce menţinea închisă supapa fixă, şi astfel o cantitate de lichid va pătrunde în pompă. Crescând cantitatea de fluid incompresibil din pompă, la cursa descendentă următoare, sub piston se va realiza o presiune superioară; ca urmare, supapa mobilă se deschide şi o cantitate de gaze şi lichid trece deasupra pistonului.

Pompa va funcţiona cu un debit redus un timp oarecare, după care blocarea se va produce din nou. Astfel, pompa va produce intermitent, în rafale, cu debit redus de lichid.

Transferul greutăţii lichidului de pe piston la ţevile de extracţie şi invers influenţează mult mişcarea pistonului în pompă, datorită alungirilor alternative ale ţevilor de extracţie şi prăjinilor de pompare. Astfel, cursa pistonului în pompă diferă de cursa prăjinii lustruite la suprafaţă.

3.3 Echipamentul de suprafaţă al unei sonde în pompaj

Echipamentul de suprafaţă cuprinde: • Capul de pompare se montează pe flanşa coloanei de exploatare şi serveşte la

susţinerea ţevilor de extracţie, etanşarea spaţiului inelar ţevi-coloană, etanşarea prăjinii lustruite, captarea ţiţeiului şi gazelor din sondă şi dirijarea lor la parcul de separatoare prin conducte de amestec şi uneori la menţinerea unei contrapresiuni în ţevi. El permite, de asemenea omorârea, închiderea sondei, precum şi efectuarea unor operaţii speciale. Capetele de pompare pentru pompaj cu prajini construite in Romania sunt de tipul cu flanse excentrice si au urmatoarele parti componente: capul de coloana sau capul pentru tevi de extractie, o reductie sau teu, presgarnitura pentru prajina lustruita si legaturile de titei si gaze.

• Tija polizată care face legătura între capul balansierului şi garnitura de prăjini de pompare, trecând prin cutia de etanşare a capului de pompare;

26

• Cutia de etanşare (presgarnitura) are rolul de a asigura etanşarea pe prăjina lustruită a spaţiului dintre aceasta şi ţevile de extracţie, astfel încât, în timpul funcţionării instalaţiei de pompare, să împiedice ieşirea fluidului.

• Unitatea de pompare are rolul de a transforma, prin intermediul patrulaterului articulat format de manivele, biele şi balansier, mişcarea de rotaţie de la motorul de acţionare într-o mişcare rectilinie alternativă a garniturii de prăjini de pompare.

Unitatea de pompare este formată in principal din: capul balansier, balansier, capra de sustinere, reductorul de turaţie, motorul, transmisia prin curele dintre motor si reductor, sistemul biela manivelă, contragreuăţile de echilibrare.

• Reductorul de turaţie serveşte la transmiterea mişcării de rotaţie a motorului de antrenare la bielele unităţii de pompare, cu un raport de reducere care să asigure funcţionarea corespunzătoare a instalaţiei de pompare. Turaţia motorului este redusă de la 750, 1000 sau 1500 rot/ min la 4-20 rot/min la arboreal de iesire al reductorului. Reducerea turatiei este realizata in general in doua trepte cu angrenaje cilindrice, cu dantura inclinata sau in V.Pe primul ax al reductorului care primeste miscarea de la motor este fixata la un capat o rotita de transmisie pentru curele trapezoidale, pe celalalt capat este fixat tamburul franei.

Prin modificarea diametrului rotii de transmisie a motorului sau al rotii de transmisie de pe arborele cu turatie mare al reductorului se reglează raportul total de reducere motor- manivela, respectiv numarul de curse duble pe minut ale balansierului.

• Motorul de acţionare al unităţii de pompare care poate fi electric sau termic şi care asigură puterea necesară funcţionării instalaţiei de pompare. Motoarele electrice utilizate la actionarea unitatii de pompare sunt de tipul asincron trifazate cu rotorul in scurtcircuit, au turatii intre 750 – 1500 rot/min.

• Balansierul constituie elementul oscilant al mecanismului patrulater având articulat printr-o balama capul balansier.

• Capul balansier asigură prin forma sa înfăşurarea cablului de susţinere pe un arc de cerc cu centrul în lagărul central, astfel încât garnitura de prăjini de pompare, suspendată în punte, realizată cu cabluri, să se deplaseze pe verticală, tangentă la acest cerc. Puntea de susţinere reprezintă elementul de legătură elastică dintre unitatea de pompare şi garnitura de prăjini, respectiv tija polizată. Capul de balansier are posibilitatea să se rabateze faţă de balansier, în jurul unui ax vertical ceea ce permite executarea operaţiilor de intervenţie la sondă fără a fi necesară demontarea unităţii de pompare.

• Manivela constituie elementul conducător al mecanismului patrulater fiind prevăzută cu mai multe găuri în care se fixează butonul de manivelă (articulaţia sferică).

• Transmisia cu curele trapezoidale permite transmiterea mişcării de rotaţie de la motorul de acţionare la reductorul de turaţie. Reglarea lungimii de cursă se face prin modificarea lungimii manivelei, mutând

articulaţia sferică (bolţul) în unul din alezajele practicate de-a lungul manivelei, iar frecvenţa de pompare se modifică schimbând şaiba motoare a transmisiei prin curele.

În figura 3.3 este reprezentată o unitate de pompare cu balansier. Unităţile de pompare cu balansier se pot clasifica:

• după construcţia manivelei: o cu manivela disc; o cu manivela braţ;

• dupa modul de echilibrare: o cu echilibrare mecanică;

27

o cu echilibrare pneumatică; o cu echilibrare hidraulica.

• dupa modul de amplasare a greutăţilor: o tip B. – echilibrare oscilantă; o tip M. – echilibrare rotativă; o tip C. – echilibrare combinată;

• dupa poziţia reductorului pe rama de bază: o varianta S; o varianta T;

• dupa sarcina maxima la capul balansier: unităţi de pompare de: 0,9; 1,5; 3; 5; 7; 9; 10; 12; 15; 19 tf.

Notarea conventionala a unei unitati de pompare se face, de exemplu, astfel: UP 15 T – 5000-10000 M cu urmatoarele semnificatii: Unde: UP – unitate de pompare; 15 - sarcina maxima la prajina lustruita ,tf; T - reductorul montat pe un postament metalic ,înalt; 5000- cursa maximă a prajinii lustruite, mm; 10000- cuplul maxim la reductor, kgf.m; M - echilibrare pe manivelă.

Fig.3.3. Schema unei unitaţi individuale de pompare.

In Romania unitatile de pompare sunt fabricate de fabrica ‘ VULCAN” Bucuresti, care produce trei tipuri de unitati:

• unitati de pompare de tip clasic (conventionale) de conceptie romaneasca, pentru sarcini maxime la prajina lustruita cuprise intre 0,9-19,3 tf.; cuplul maxim la

28

reductor cuprins intre 250 – 10000 kgf.m respective lungimi maxime de cursa la suprafata, variind intre 0.4 – 5m

• unitati de pompare construite conform specificatiei A.P.I – sarcini cuprinse inre 3,5 – 16,6 tf.

• unitati de pompare construite dupa normele A.P.I – pentru sarcini cuprinse intre 7,9 –13,8 tf.

3.4 Echipamentul de adâncime a unei sonde in pompaj

Instalaţia de adâncime a unei sonde în pompaj are următoarea componenţă: • pompa de extracţie; • garnitura de ţevi de extracţie; • dispozitivul de fixare al ţevilor de extracţie(opţional); • garnitura de prăjini de pompare; • separatorul de gaze.

Pompa de extracţie Pompa de adâncime constituie elementul principal al instalaţiei de pompare, deoarece

de modul de funcţionare al acesteia depinde, în cea mai mare măsură, cantitatea de lichid adusă la suprafaţă.

Acestea se pot clasifica după: • Modul de introducere:

o cu tevile de extractie, tip T (Regular); o cu prajinile de pompare, tip P (Insert)

• Dupa destinatie: o uzuale; o speciale;

• Dupa tipul cilindrilor: o manta cilindru; o manta cu camasi in interior;

• Dupa tipul pistoanelor: o metallic sau fara rate- dintr-o piesa; o nemetalic;

• Dupa numar si tip de supape: • cu supape simple; • cu o supapa simpla si una dubla; • cu supape duble; • cu supape simple si supape de gaze si nisip;

• Dupa felul fixarii pompei sau supapei fixe: o cu dispozitiv mecanic; o cu cupe;

• Dupa locul fixarii pompei: o la partea superioara; o la partea inferioara;

In Romania se construiesc pompe de extractie dupa doua normative: • pompe de extractie dupa standardul international A.P.I. ; • pompe de extractie dupa standardul romanesc.

29

Pompe de extractie dupa standardul romanesc: • tip TB, cu piston metalic si cu cilindru din mai multe camasi; corpul pompei se

introduce in sonda cu tevile de extractie, iar pistonul cu prajinile de pompare; • tip TI, cu piston cu garnituri de etansare si cu cilindru dintr-o bucata; corpul

pompei se introduce cu tevile de extractie iar pistonul cu prajinile de pompare; • tip P, cu piston metalic mobil si cu cilindru din mai multe camasi; pompa

completa se introduce cu prajinile de pompare. Aceste pompe se executa in doua variante:

• pompe tip P, cu fixare la partea superioara; • pompe tip P, cu fixare la partea inferioara; • pompe tip PCML, cu piston metalic fix si cu cilindru mobil lung, din mai multe

camasi; pompa se introduce cu prajinile de pompare. După standardul românesc pompele cu piston se simbolizează astfel:

tip pompă(P, TB, PCML) dtevi x dpiston. Pompa de tip TB (Normal sau Regular) se introduce cu tevile de extractie fiind

montata la partea inferioara a acestora. Pompele tip P (Insert) introduse cu prajinile de pompare sunt formate din doua parti

distincte: pompa propriu-zisa si dispozitivul de fixare.

Fig.3.4. Modul de funcţionare a pompelor cu pis.ton

Pompele de extracţie funcţioneaza în felul urmator(fig.3.4): la cursa ascendenta forta de presiune P2 data de coloana de fluid din tevile de extractie inchide supapa pistonului. Pistonul deplasându-se realizeaza o depresiune sub el si se deschide supapa fixa cand forta de presiune din interiorul cilindrului pompei P1 este mai mica decat cea creata de submergenta dinamica. Fluidul din coloana intra sub piston in cilindrul pompei, la cursa dscendenta, initial fluidul din cilindrul pompei se comprima, supapa de aspiratie se inchide si cea de refulare se deschide cand forta de presiune P1 devine mai mare decat P2 si pistonul intra in fluid deplasand ascendent o animita cantitate de fluid. Ciclul repetandu-se pistonul ridica de fiecare data cantitatea de fluid corespunzatoare lungimii de cursa ascendenta a pistonului.

Ţevile de extracţie Tevile de extractie se utilizeaza la toate sistemele de exploatare a sondelor. Spre

deosebire de sondele cu erupţie naturală şi erupţie artificială, la sondele în pompaj, ţevile de

30

extracţie sunt supuse la solicitări mult mai mari, deoarece pe lângă greutatea lor proprie şi a echipamentelor de fund mai intervine greutatea lichidului din interiorul ţevilor, iar în cazuri accidentale de rupere a prăjinilor, şi greutatea acestora împreună cu forţa de inerţie care poate să aibă valori mai mari, mai ales când ruperea se produce la sfârşitul cursei ascendente a pistonului.

Pe de altă parte, în timpul unui ciclu de pompare, ca urmare a transferării greutăţii lichidului de pe piston pe ţevile de extracţie şi invers, are loc o variaţie periodică a eforturilor din ţevi, datorită căruia materialul din care sunt confecţionate ţevile de extracţie este supus fenomenului de oboseală

De asemenea, la cursa ascendentă garnitura de ţevi de extracţie flambează la partea inferioară ca urmare a presiunii interioare care apare la preluarea greutăţii lichidului de către piston şi deschiderii supapei fixe. In acest caz prăjinile nu mai sunt coaxiale cu ţevile de extracţie, apărând puncte de contact între acestea şi ţevi. Prin urmare, uzura ţevilor de extracţie este accentuată de frecările existente în punctele de contact ale ţevilor cu coloana de exploatare, cu garnitura de prăjini, precum şi de frecările dintre acestea şi cuţitele de deparafinare prevăzute în componenţa garniturii de prăjini.

Fig.3.5 Deformarea ţevilor de extracţie. . Pentru a evita flambarea garniturii de ţevi la cursa ascendentă se procedează fie la

ancorarea acestora în stare de tensiune în poziţia corespunzătoare cu alungirea maximă din ciclul de pompare (pompa în repaus şi ţevile pline), fie la suspendarea sub pompă a unei tije grele a cărei greutate s,a fie egală cu forţa care produce flambarea ţevilor.

O altă cauză care contribuie în mod substanţial la creşterea uzurii, respectiv la micşorarea rezistenţei materialului, este mediul coroziv şi abraziv în care lucrează. Datorită cauzelor enumerate mai sus, la sondele în pompaj se folosesc, de regulă, ţevi cu capete îngroşate, la care rezistenţa în zona filetată se apropie de rezistenţa corpului.

Prăjinile de pompare Garnitura de prăjini de pompare este formată din: prăjinile de pompare propriu-zise,

baioneta Danţov, curăţitoare de parafină şi prăjina lustruită.

31

Prăjinile de pompare au rolul de a transmite mişcarea rectilinie – alternativă de la balansierul unităţii de pompare la pistonul pompei de adâncime. Caracteristicile prăjinilor de pompare influenţează sarcinile la care este supus echipamentul de suprafaţă, randamentul pompei şi adâncimea de pompare. Functionarea in conditii corespunzatoare a prajinilor de pompare este influentata de:

• factori de exploatare, in care sunt incluse sarcinile variabile la care sunt supuse prajinile, depasirea duratei de exploatare, suprasolicitarea, agresivitatea mediilor de lucru, manevrarea si manipularea necorespunzatoare.

• tehnologia de confectionare care cuprinde: materialele si procesele tehnologice de constructie.

Acesti factori sunt foarte daunatori si conduc la avarierea prematura a prajinilor de pompare.

În prezent adâncimea de pompare este limitată de rezistenţa prăjinilor la circa 3000 m.

Prăjinile se execută din bare rotunde de oţel laminat, cu capetele refulate şi filetate(fig.3.6). Cele mai frecvente ruperi de prăjini sunt provenite din oboseala materialului.

Fig.3.6. Prăjină de pompare: a – capul prăjinii, b – mufă.

Lungimea prajinilor de pompare este de 7625 mm sau 9150 mm masurata între faţa

umărului de contact al cepului cu mufa şi faţa exterioara a mufei insurubate la celalalt capat. Pentru potrivirea lungimii garniturilor se executa bucati scurte de 405; 610, 915;

1220; 1830; 2440; 3050 si 3660 mm. Pe plan mondial se fabrica si alte tipuri de prajini de pompare cu dimensiunea de 1½

in. si materiale cu adaosuri de nichel, vanadiu, crom, cupru, bor. Sau construit si prajini de pompare si prajini de pompare tubulare cu diametrul nominal de ¾; 7/8; 1; 11/8; avand corpul construit din teava trasa la rece, iar extremitatile sudate prin presiune cu cepuri filetate.

Cauzele ruperilor de prajini de pompare sunt: • oboseala materialului care este rezultatul unei defectari progresive, cand prajinile

sunt supuse la sarcini variabile ce se repeta ciclic timp indelungat intr-un mediu lichid de multe ori coroziv.

• depaşirea duratei limita de folosire in conditii normale sau de coroziune. • încărcarea prăjinilor cu sarcini superioare celor admise prin folosirea pompelor cu

diametru prea mare pentru debite extrase sau cauzate de frecarea pe pereţii ţevilor de extracţie în cazul găurilor de sonda deviate.

• sarcini accidentale care apar în cazul pompării cu socuri, produsa prin lipsa de nivel, parafinari sau innisipari.

• manevrarea necorespunzatoare a prajinilor in schela. • defecte de constructie (calitatea inferioara a otelului, executie gresita a mufelor

sau cepurilor, tratamente termice incorecte). In Romania prajinile de pompare se executa din trei tipuri de oteluri, ceea ce satisface

cele mai diferite conditii de exploatare la sondele in pompaj. Prajinile de pompare C - 70 executate din otel carbon mangan sunt recomandate

pentru sacini medii. Sunt confectionate din otel 35 M 16.

32

Prajinile de pompare K - 65 executate din otel aliat nichel - molibden sunt recomandate pentru sarcini medii, la sondele cu mediu coroziv CO2 si H2S. Sunt confectionate din otel 20 MoN 35 sau 20 MoN 18.

Prajinile de pompare D – 84 executate din otel aliat crom - molibden sunt recomandate pentru sarcini mari si foarte mari, in mediu necoroziv sau slab coroziv salin. Sunt confectionate din otel 41 MoC 11.

Prăjina lustruită face legătura între garnitura de prăjini de pompare şi capul balansierului, trecând prin cutia de etanşare a capului de pompare. Suprafaţa cilindrică a prăjinii lustruite este perfect netedă, pentru a etanşa şi nu uza garniturile de cauciuc ale cutiei de etanşare.

Baioneta Donţov se foloseşte la sondele cu adâncimi mari unde se utilizează pompe tip P, pentru a nu pierde ţiţeiul din ţevile de extracţie în timpul operaţiei de deparafinare sau de rezolvare a unei ruperi de prăjini de pompare. Se montează pe prăjini, cât mai aproape de pompă şi permite extragerea unei părţi a garniturii de pompare, pompa şi restul de prăjini rămânând în sondă.

Curăţitoarele de parafină sunt piese cilindrice, având prelucrate la mijloc trei muchii tăietoare desfăşurate după o elice stânga, cu diametrul exterior mai mic cu 4 – 5 mm decât diametrul interior al ţevilor de extracţie, în care se introduce şi care curăţă parafina în timpul exploatării.

Operaţia de deparafinare se face continuu, prin mişcarea în sus şi în jos a garniturii de prăjini pe o lungime egală cu lungimea cursei, sau periodic, fie prin manevrarea prăjinilor pe o distanţă mai mare cu câţiva metri decât distanţa dintre două curăţitoare succesive, fie prin extragerea prăjinilor pe o lungime egală cu zona de depunere a parafinei(800-1000m).

Separatoare de fund pentru gaze şi nisip Separatoarele de fund sunt dispozitive care servesc la separarea gazelor şi a nisipului

din amestecul de lichid care vine din strat, înainte de intrarea acestuia în pompă. Nisipul venit din strat in pompa odata cu titeiul, provoaca uzura rapida a supapelor, a

pistoanelor si a camasilor. De asemenea el se poate interpune intre piston si camasi, provocand griparea pistonului

Prezenţa gazelor în fluidul aspirat de pompă reduce randamentul volumetric al acesteia, ducând uneori, chiar la blocarea pompei cu gaze. Gazele pot intra în cilindrul pompei sub formă de spumă, gaze dizolvate în lichid sau gaze libere antrenate de lichid. Pentru a evita efectul gazelor se va evita submergenta mica, viteza mare a pistonului si se vor evita sectiunile mici de curgere.

Evitarea sau reducerea influentei negative a gazelor asupra functionarii pompei de adancime se poate face luand urmatoarele masuri:

• evacuarea gazelor din coloana la o presiune cat mai redusa • reducerea spatiului mort din pompa • marirea submergentei pompei • cresterea lungimii cursei • folosirea unui echipament care sa separe lichidul de gaze, astfel incat gazele sa fie

separate prin spatiul inelar dintre coloana si tevi. Separarea gazelor libere care însoţesc lichidul se realizează prin introducerea

separatoarelor de fund. Principiul lor de funcţionare urmăreşte ca fluidele să intre în pompă după ce mai întâi au efectuat o deplasare în jos, care să faciliteze separarea gazelor de lichid.

33

1- orificii inferioare; 2- sorb; 3- orificii superioare; 4- sac pentru acumularea nisipului; 5- pernă de gaze; 6- bule de gaze.

Fig.3.7. Schema unui separator de fund.

Amestecul gaze-lichid –nisip intră în separator prin orificiile inferioare de unde

lichidul curge în jos spre sorbul pompei, iar gazele se ridică şi ies în coloană prin orificiile superioare. Nisipul se depune la partea inferioară a separatorului. La partea superioară a separatorului se formează o pernă de gaze. Diametrul separatorului trebuie sa fie cât mai mare, pentru a oferi lichidului o sectiune de curgere mare si o viteza de curgere cat mai mica, favorizand separarea gazelor si a nisipului din lichid.

Separarea gazelor din amestec poate fi îmbunătăţită dacă se mareşte distanţa dintre şli ţurile inferioare şi sorbul pompei.

Pentru a evita prinderea separatorului in nisip, îmbinarea burlanelor ce alcătuiesc separatorul se face cu mufe din corp, iar diametrul se alege cu cca 2 in mai mic decat al coloanei.

3.5 Cinematica unitatilor de pompare

Studiul cinematicii unit[\ilor de pompare se poate aborda prin trei modalit[\i =i anume:

• cinematica elementar[ ( 0;0 ==l

r

b

r);

• cinematica aproximativ[ ( 0;0 ≠=l

r

b

r);

• cinematica exact[( 0;0 ≠≠l

r

b

r).

Cinematica aproximativ[ }n cazul cinamaticii aproximative se fac urm[toarele ipoteze:

34

r

O

B1

B2

B

α

φ

ωO1

C

ba

A1

A2

A B'

C'

• lungimea bra\ului posterior al balansierului, b este infinit[ ]n raport cu

lungimea manivelei, r ( 0=b

r);

• lungimea bielei, b este finit[ ]n raport cu lungimea manivelei, r ( 0≠l

r);

• viteza unghiular[ este constant[ const=ω .

Pornind de la punctul mort superior (punctul B1 corespunde unghiului 0=ϕ la punctul mort superior), butonul manivelei descrie la un moment dat un unghi ϕ (fig.3.8).

Deoarece 0=b

r punctul B nu se deplaseaz[ pe arcul B1B B2 ci pe coarda acestuia B1B’ B2.

Prin urmare, deplasarea punctului B va fi la un moment dat BS :

'111 BOBOSB −= (1)

Din figura de mai sus se observă că:

segmentul lrBO +=11 (2)

iar segmentul ϕα coscos'1 rlBO += . (3)

Din triunghiurile O1CC’ şi CC’ B1 rezultă:

ϕα sinsin' rlCC == .

Prin urmare, ϕα sinsinl

r= unde tωϕ = iar viteza unghiulară 30

nπω = rad/s.

Fig. 3.8 Schema pentru studiul cinematicii unităţii de pompare.

Deoarece αα 22 sin1cos −= rezultă ϕα 22

2

sin1cosl

r−= . Prin dezvoltarea în serie a

radicalului se obţine:

35

ϕϕα 44

42

2

2

sin8

sin2

1cosl

r

l

r −−= (4)

Dacă se consideră numai primii doi termeni ai dezvoltării în serie şi se înlocuiesc în relaţia (4) rezultă:

ϕϕ cossin2

' 22

1 rl

rlBO +−= (5)

Ţinând seama de relaţiile (5) şi (2), relaţia (1) devine:

ϕϕ 22

sin2

)cos1(l

rrSB +−= (6)

sau tl

rtrSB ωω 2

2

sin2

)cos1( +−=

Viteza punctului B, Bv se determină cu relaţia:

tl

rtr

dt

dSv B

B ωωωω 2sin2

sin2

+== (7)

Acceleraţia punctului B se determină cu relaţia:

tl

rtr

dt

dva B

B ωωωω 2coscos 22

2 +== (8)

Mişcarea punctului A a capului balansier este legată de mişcarea punctului B prin

relaţia: BA kSS = unde b

ak = .

Din relaţia (8) rezultă că acceleraţia punctului B poate fi reprezentată grafic prin însumarea a două cosinusoide (fig. 3.9).

Fig.3.9. Variaţia acceleraţiei punctului de suspensie a prăjinii lustruite

în cazul teoriei cinematice aproximative.

Din figura 3.9 se observă că în timpul unui ciclu de pompare acceleraţia înregistrează patru valori extreme. Pentru valori mici ale raportului r/l, punctele M1 şi

36

M2 tind să se identifice cu punctul M. Ca urmare, în practică se consideră două valori extreme si anume:

• valoarea maximă corespunzătoare unghiului 0=ϕ ;

+=l

rraB 12

max ω (9)

• valoarea minimă corespunzătoare unghiului πϕ = .

−−=l

rraB 12

min ω (10)

Dacă în relaţia (8) se pune condiţia ca 0d

d =t

aB atunci rezulă:

02sin4

sin2 32

3 =−− ϕωϕωl

rr

0cossin4

sin 32

3 =−− ϕϕωϕωl

rr

0cos4

1sin3 =

+ ϕϕωl

rr (11)

Din relaţia (11) rezultă că pentru valori extreme r

l

4cos,,0 −=== ϕπϕϕ .

Pe de altă parte 1cos ≤ϕ , iar 4/114

≥⇒≤l

r

r

l.

Pentru valori ale lui 4

1≥l

r acceleraţia va avea valori extreme pentru 0≠ϕ şi πϕ ≠ , iar

pentru valori ale raportului 4

1<l

r, accelaeraţia va avea valori extreme pentru 0=ϕ şi

πϕ = .

Cinematica elementară }n acest caz se admit următoarele ipoteze:

• lungimea bra\ului posterior al balansierului, b este infinit[ ]n raport cu

lungimea manivelei, r ( 0=b

r);

• lungimea bielei, b este infinit[ ]n raport cu lungimea manivelei, r ( 0=l

r);

• viteza unghiular[ este constant[ const=ω . }n urma studiului deplasării, vitezei şi acceleraţiei punctului B rezultă următoarele ecuaţii:

)cos1( ϕ−= rSB (12)

37

O

a

S

b

2 r

ϕω sinrvB = (13)

ϕω cos2raB = (14)

Pentru deplasarea, viteza şi acelaraţia punctului A rezulă următoarele relaţii:

BA kSS = ; BA kvv = ; BA kaa = (15)

unde bak /= .

Prin urmare, ţinând seama de relaţiile (9), (10) şi (14) rezultă următoarele expresii pentru aceleraţiile minime şi maxime ale punctului A:

+=l

rkraA 12

max ω (16)

−−=l

rkraA 12

min ω (17)

Fig. 3.10. Relaţia dintre cursa S şi raza manivelei r .

Din figura 3.10 rezultă că dacă ba = atunci rS 2= .

Dacă ba ≠ atunci krrb

aS

b

r

a

S22

2 ==⇒= , iar relaţiile (16) şi (17) devin:

+=l

rSaA 1

2

2

max

ω (18)

−−=l

rSaA 1

2

2

min

ω (19)

Cinematica exactă

}n cazul cinamaticii aproximative se renunţă la ipotezele simplificatoare si prin urmare:

• lungimea bra\ului posterior al balansierului, b este finit[ ]n raport cu

lungimea manivelei, r ( 0≠b

r);

38

r

O

B1

B2

B

α

φ

ωO1

C

ba

A1

A2

A

f

p

γ β

l

ψ

• lungimea bielei, b este finit[ ]n raport cu lungimea manivelei,

r ( 0≠l

r);

• viteza unghiular[ este constant[ const=ω .

Fig. 3.11 Schema unităţii de pompare pentru studiul cinematicii exacte.

}n cazul teoriei cinematice exacte se consideră mecanismul de acţionare al unităţii de pompare cau un patrulater articulat OO1CB (fig.3.11).

Punctul B se mişcă pe arcul de cerc BB1 cu centrul în O şi rază b. Spaţiul parcurs de acest punct va fi:

ψbSB = (20)

unde ψ este unghiul pe care în face balansierul atunci când punctul B trece din B în B2, exprimat în radiani. Aplicând teorema sinusurilor şi teorema lui Pitagora generalizată, precum şi ţinând seama de ecuaţia (20), rezultă legea de mişcare a punctului A:

( )( )

( )

−−+−

+−

+−+

−=

bp

rpb

BAl

bBA

r

paSA 2

1arccos

cos

cos1arctg

cos

sinarctg

2222

ϕ

ϕ

ϕ

ϕ (21)

unde

( )bl

rplbA

2

2222 +−+

= ; bl

prB = (22)

Viteza punctului A se determină cu relaţia:

39

( )( )2

211

cos1

cos1

ϕ

γω

BA

BArkvA

+−

+−= (23)

unde lr

pbrlA

2

)( 2222

1

+−+= iar lr

bpB =1 (24)

Acceleraţia punctului A se obţine prin derivarea expresiei vitezei în raport cu timpul şi rezultă:

β

ϕβαγαω2

2

sin

sinctgsinsincos

2b

r

l

pSaA

+⋅⋅= (25)

In figura 3.12 se reprezintă grafic variaţia acceleraţiei funcţie de unghiul ϕ , respectiv funcţie de cursa S.

Fig.3.12. Variaţia acceleraţiei funcţie de unghiul ϕ de rotaţie a manivelei, respectiv funcţie de cursa S.

3.6 Fenomene vibratorii în garnitura de prăjini

Garnitura de prăjini suspendată de balansier poate fi comparată cu un arc foarte lung care în timpul unui ciclu de pompare primeşte următoarele impulsuri:

• impulsul dat de capul balansierului care induce în garnitura de pompaj

oscillaţii forţate care au perioada fT , respectiv frecvenţa fF :

nT f

60= ; 60

1 n

TF

ff == (26)

unde n reprezintă numărul de curse duble pe minut.

• impulsul de la începutul cursei ascendente când are loc închiderea supapei mobile a pistonului şi transferarea greutăţii coloanei de lichid din ţevile de extracţie asupra pistonului, respectiv garniturii de prăjini induce în garnitura de prăjini a unor oscilaţii naturale.

• impulsul de la începutul cursei descendente când are loc deschiderea supapei mobile şi transferarea inversă a greutăţii coloanei de lichid de pe garnitura de prăjini pe ţevile de extracţie induce de asemenea în garnitura de prăjini a unor oscilaţii naturale.

40

Fig.3.13. Reprezentarea unei oscilaţii complete

în garnitura de prăjini asimilată cu un resort.

Pentru determinarea frecvenţei şi perioadei oscilaţiilor naturale se consideră resortul din figura 3.13 cu care s-a asimilat garnitura de prăjini. Dacă se trage de resort în jos(corespunzător cu impulsul de la începutul cursei ascendente) şi apoi se eliberează(corespunzător impulsului de la începutul cursei descendente), punctul M oscilează în jurul poziţiei sale de echilibru între punctele M1 şi M2. O oscilaţie completă presupune ca punctul M să se deplaseze pe traseul M-M1-M-M2-M. Durate unei oscilaţii complete se numeşte perioada oscilaţiei, iar numărul de oscilaţii complete pe secundă reprezintă frecvenţa oscilaţiei.

Transmiterea impulsului asupra întregului resort se face cu viteza sunetului în oţel. Prin urmare, pentru efectuarea unei oscilaţii complete, este necesar ca impulsul să parcurgă de patru ori lungimea resortului cu viteza sunetului. Spaţiul parcurs se numeşte lungime de undă.

Astfel, pentru garnitura de prăjini lungimea de undă este L4=λ , unde L reprezintă lungimea garniturii de pompare.

Perioada nT , respectiv frecvenţa nF oscilaţiilor naturale dată de relaţia:

oo

n vv

LT

λ== 4; L

vFn 4

0= (27)

În lungul garnituii de prăjini amplitudinea diferitelor puncte de pe aceasta este diferită, fiind maximă la piston(ventră) şi zero la punctul fix (nod)(fig.3.14).

Fig. 3.14. Lungimea de undă şi a amplitudinea punctelor de pe garnitura de prăjini.

Balansierul fiind în mişcare, peste oscilaţiile libere amortizate ale garniturii elastice se suprapun şi oscilaţiile forţate impuse garniturii de mişcarea balansierului. În cazul când

41

frecvenţele impulsurilor forţate şi cele ale oscilaţiilor libere sunt egale sau multiple una faţă de alta şi în concordanţă de fază, oscilaţiile sunt sincrone, întărindu-se reciproc, astfel încât sarcina în garnitura de prăjini se măreşte. De aceea este necesar să se stabilească un număr de curse la prăjina lustruită astfel încât fenomene de sincronism să nu se producă.

NnLn

L

v

F

Fo

f

n === 76500

60

4 (28)

unde N reprezină raportul dintre frecvenţa oscilaţiilor libere sau naturale şi a celor forţate, N

fiind număr întreg ( kN ,...,3,2,1= ). Pentru 1=N are loc sincronismul de ordinul 1 care este cel mai periculos deoarece apar deformaţii mari în garnitura de prăjini.

Din relaţia (28) rezultă pentru determinarea frecvenţelor periculoase nI următoarea ecuaţie:

LNnI ⋅

= 76500

(29)

Frecvenţele nepericuloase ni se determină ca medie geometrică între frecvenţele periculoase:

1+⋅= IIi nnn (30)

unde: nI – frecvenţe periculoase cd / min;

ni – frecvenţe nepericuloase cd / min; L - lungimea garniturii de prăjini, m. Din condiţia ca acceleraţia maximă a capului de balansier să fie mai mică decât

acceleraţia gravitaţională pentru ca prăjinile să coboare sub propria greutate prin lichid la cursa descendentă rezultă o limită superioară a numărului de curse duble pe minut:

gaA 75,0max ≤ (31)

Pentru lungimi de curse 1<S m din condiţia de mai sus rezultă:

Sn

33< (32)

iar pentru 1>S m rezultă:

33<⋅ nS (33)

In calculele practice de şantier se lucrează cu un număr de curse duble pe minut mic şi lungime de cursă mare pentru a reduce sarcinile dinamice, uzura pompei, pentru a evita griparea pistonului, flambajul garniturii de prăjini.

Sarcinile statice şi dinamice într-o garnitură de prăjini sunt maxime în partea superioară a garniturii şi se micşorează de la piston la prăjina lustruită. Sarcinile vibratorii au valori maxime la piston şi se amorsează de la piston la prăjina lustruită. Prin însumarea celor două sarcini se obţine valoarea maximă a sarcinii totale din garnitură, care acţionează într-un punct ce se deplasează de-a lungul garniturii în funcţie de parametrii instalaţiei şi de regimul de pompare. Aşa se explică, în parte, ruperea prăjinilor de pompare în zona mediană şi cea inferioară a garniturii

42

3.7 Sarcinile din prăjina lustruit ă

În cursul unui ciclu de pompare asupra prăjinii de pompare acţionează următoarele două tipuri de sarcini:

1. sarcini statice; 2. sarcini dinamice;

Sarcinile statice Sarcinile statice sP sunt date de:

• greutatea proprie a garniturii de prăjini scufundată în lichid bPp ,

• greutatea coloanei de lichid lP care acţionează asupra secţiunii brute a pistonului;

• forţa de flotabilitate datorită submergenţei dinamice hP care în general are o valoare mică şi deci se poate neglija.

• forţele de frecare provenite din frecarea prăjinilor în ţevile de extracţie, din frecarea pistonului în cilindrul pompei şi din rezistenţele hidraulice datorate mişcării lichidului în ţevile de extracţie. }n calcule se iau ]n considerare numai for\ele de frecare dintre pr[jini =i \evi.

Prin urmare, la cursa ascendentă sarcinile statice sunt date de relaţia:

frlpsa PPbPP ++= (34)

iar la cursa descendentă sarcinile statice sunt date de relaţia:

frpsd PbPP −= (35)

unde pP reprezintă greutatea garniturii de prăjini în aer, iar b este factorul de flotabilitate. Dacă se consideră o garnitură de prăjini unică (cu diametru constant pe toată

lungimea ei) care are lungimea L , aria secţiunii prăjinilor pa şi greutatea pe metru liniar pq

şi pistonul care are aria secţiunii transversale pA atunci sarcina statică la cursa ascendentă va fi dată de relaţia:

( )

pplpl

oplp

poplppsa

fPbPPfPgLagLA

fPgLagLaAP

++=+

−+

=++−=

0

1ρρρρ

ρρ

(36)

sau

( ) plsa PfbPP ++= (37)

In relaţiile de mai sus: lP reprezintă greutatea coloanei de lichid care acţionaeză pe suprafaţa brută a pistonului fiind dată de relaţia:

gLAP lpl ρ= (38)

pP - greutatea garniturii de prăjini în aer:

popp LqgLaP == ρ (39)

Pentru garnitură de prăjini tronsonată (fig.3.14 b.) greutatea pP este dată de relaţia:

43

ap, qp

Ap

L

ap2, qp2

Ap

L

ap1, qp1

ap3, qp3

lp3

lp2

lp1

∑=i

pipip qlP (40)

pil - lungimea tronsonului de prăjini i;

lo ρρ , - densiatea oţelului, respectiv densitatea lichidului;

b - factorul de flotabilitate:

−=

o

lbρρ

1 (41)

a. b. Fig.3.15. Schema unei garnituri de pompare:a. unice; b. tronsonate.

f - factorul de frecare:

µβ2

1=f (42)

βµ, - unghiul de deviere al sondei, respectiv coeficientul de frecare uscată dintre

prăjini şi ţevi, 3,025,0 −=β

Sarcina statică la cursa descendentă este dată de relaţia:

pppl

oppoplpsd fbPbPfbPgLafbPgLagLaP −=−

−=−−=

0

1ρρρρρ (43)

sau

44

( )fbPP psd −= 1 (44)

Sarcinile dinamice

Sarcinile dinamice apar dP apar din cauza variaţiei ca mărime şi ca sens a acceleraţiei maselor în mişcare. Ele sunt date de forţele de inerţie a garniturii de prăjini şi a coloanei de lichid, forţele datorită vibraţiilor din garnitura de prăjini şi forţele de şoc. Vibraţiile apar ca urmare a preluării şi înlaturării relativ bruşte a greutăţii coloanei de lichid de pe piston. Aceste forţe sunt mici şi greu de determinat şi deci se neglijează.

Forţele de şoc sunt rezultatul acţiunilor mecanice din sistemul de pompare. De asemenea, acestea pot fi generate de prezenţa nisipului în fluidele extrase, de defectarea echipamentului de suprafaţă, etc. Aceste sarcini se neglijează în calculele practice

Forţele de inerţie sunt date de relaţia:

amPd ⋅= (45)

unde m reprezintă masa în mişcare, iar aeste acceleraţia acesteia. La cursa ascendentă masa în mişcare este constituită din masa prăjinilor şi masa

lichidului, iar la cursa descendentă se mişcă numai prăjinile. Mi şcarea este transmisă cu întârziere de la capul balansierului la diferite mase

elementare din garnitura de prăjini, din cauza elasticităţii materialului prăjinilor. Deci aceste mase nu primesc simultan acceleraţii de aceiaşi intensitate. Acceleraţiile

instantanee ale diferitelor mase elementare diferite între ele în raport cu distanţa de la capul balansierului.

Tinând seama că mişcarea se transmite de la capul balansierului cu viteza sunetului în

oţel, ov o masă elementară idm situată la distanţa il faţă de capul balansierului va primi

aceasta mişcare după un timp oi vlt /= . In acest timp însă balansierul a efectuat deja o parte

din cursă, iar manivela s-a rotit cu un unghi pp tωϕ = . Prin urmare, forţa de inerţie maximă nu are loc la începutul ciclului de pompare când unghiul ϕ =0.

Forţa de inerţie a garniturii de prăjini este :

∑=

=n

iiidi admP

1 (46)

Considerând o valoare medie pentru acceleraţie , rezultă:

∑=

==n

ipidi gPadmaP

1

/ (47)

Transmiterea mişcării la masa de lichid se face cu o întârziere şi mai mare, iar forţa de

inerţie a masei de lichid este dlP . Prin urmare, forţa de inerţie la cursa ascendentă este:

dldpda PPP += (48)

unde dpP reprezintă forţa de inerţie a garniturii de prăjini la cursa ascendentă.

La cursa descendentă forţele de inerţie sunt:

45

dmi

li

gaPPP pdpdd /== (49)

Fig. 3.16. Schema discretizării masei garniturii de prăjini pentru ilustrarea sarcinilor dinamice

Sarcinile totale Pe baza relaţiilor de mai sus se poate determina sarcina totală în prăjina lustruită la

cele două curse şi anume:

( ) gaPPfbPPPPP pplfraadsaa /+++=+±= (50)

( ) gaPPfbPPPP ppfrdddsdd /+−=−±= (51)

La cursa ascendentă va exista un moment în care sarcina totală în prăjina lustruită va

avea o valoare maximă maxP , iar la cursa descendentă o valoare minim,a .minP . In calculele practice se neglijează forţele de inerţie a lichidului, forţele de frecare şi cele rezultate din fenomenele vibratorii. Pentru a compensa erorile care se fac prin neglijarea acestor forţe în calculul sarcinii maxime la prăjina lustruită se ia în considerare numai forţele de inerţie ale garniturii de prăjini admiţând în locul acceleraţiei medii , valoarea maximă a aceeleraţiei la

cursa ascendentă, maxa , respectiv valoarea minimă mina la cursa descendentă.

Rapoartele g

amax, g

aminreprezintă factorii dinamici la cursa ascendentă, respectiv

descendentă notaţi cu ascm , respectiv descm . Aşa cum s-a demonstrat la paragraful 3.5 acceleraţia maximă, respectiv minimă sunt

date de relaţiile:

+=l

rSa 1

2

2

maxω

(52)

−−=l

rSa 1

2

2

minω

(53)

46

Tinând seama de notaţiile factorilor dinamici şi de relaţiile (52) şi (53) rezultă următoarele relaţii de calcul pentru determinarea factorilor dinamici:

+⋅⋅=

+⋅⋅=l

rnS

l

r

g

Smasc 1

1790

21

2

2ω (54)

−⋅⋅=

−⋅⋅=l

rnS

l

r

g

Smdesc 1

17901

2

22ω (55)

Tinând seama de relaţiile de mai sus rezultă că sarcina maximă, respectiv sarcina

minim,a la prăjina lustruită sunt date de relaţiile:

( ) pascl PmbPP ++=max (56)

( ) pdesc PmbP −=min (57)

3.8 Dimensionarea garniturii de prăjini de pompare

Dintre toate elementele utilajului de pompare, prăjinile sunt cel mai mult solicitate. De aceea prăjinile reprezintă elementul care limitează adâncimea de pompaj.

Dimensionarea garniturii de prăjini de pompare se poate face pe baza solicitărilor statice sau pe baza solicitărilor dinamice. In cele ce urmează se va prezenta dimensionarea garniturii de prăjini ţinând seama de solicitările statice. In acest caz există două metode de dimensionare şi anume:

• metoda eforturilor unitare maxime admisibile; • metoda eforturilor unitare egale.

3.8.1 Metoda eforturilor unitare maxime admisibile Principiul acestei metode constă în determinarea punctului în care efortul unitar

maxim din prăjinile cu diametrul cel mai mic ales este egal cu efortul unitar admisibil al oţelului din care sunt confecţionate prăjinile. Deasupra acestui punct se consideră prăjini de un diametru standardizat imediat superior, determinându-se un alt punct în aceleaşi condiţii. Se fac în continuare aceleaşi operaţii, până când suma lungimilor tronsoanelor determinate devine mai mare decât lungimea totală.

Prin această metodă de dimensionare se realizează economie de material şi se reduce sarcina în prăjina lustruită, obţinându-se garnitura cea mai uşoară, însă din cauza deformaţiilor elastice ale garniturii se micşorează cursa reală a pistonului pompei.

Pentru determinarea lungimii primului tronson de prăjini se pune condiţia ca:

aσσ ≤1max

unde 1maxσ este efortul unitar maxim la partea superioară a tronsonului 1. Dacă se

explicitează 1maxσ şi se consideră egalitate între acesta şi aσ rezultă:

( )

ap

ascppl

a

mbqlPσ=

++

1

11

iar lungimea primului tronson 1pl este dată de relaţia :

47

)m(bq

Paσ

lascp

lpap +

−⋅=

1

11 (58)

Pentru determinarea lungimii tronsonului 2 se pune condiţia ca şi procedând ca mai sus rezultă:

aσσ ≤2max

( ) ( )

ap

ascppascppl

a

mbqlmbqlPσ=

++++

2

2211

iar lungimea celui de-al doilea tronson 2pl este :

)m(bq

)a(aσ

lascp

ppap +

−⋅=

2

122 (59)

Procedând în mod similar se obţine şi lungimea tronsonului trei care se poate determina cu relaţia:

)m(bq

)a(aσ

lascp

ppadp +

−⋅=

3

233 (60)

Dacă ∑ pil > L atunci surplusul ∆ lp = Ll pi −∑ se scade din fiecare tronson proporţional cu ponderea tronsonului respectiv în lungimea totală.

Lungimea corectată a tronsoanelor va fi:

−⋅=∑ pi

pp

'p l

∆llll 11

(61)

−⋅=∑ pi

pp

'p l

∆llll 22 (62)

−⋅=∑ pi

pp

'p l

∆llll 33 (63)

3.8.2 Metoda eforturilor unitare egale In cazul acestei metode se consideră o garnitură de prăjini tronsonată cu un număr de

tronsoane(mai mic sau cel mult egal cu trei) pentru care se consideră eforturile unitare în secţiunile superioare egale şi mai mici sau cel mult egale cu rezistenţa admisibilă a oţelului din care sunt confecţionate prăjinile.

Dacă se consideră o garnitură de prăjini formată din două tronsoane se pune condiţia

aσσσ ≤= 2max1max . Prin urmare, va rezulta următorul sistem de ecuaţii:

48

( ) ( ) ( )

+=

++++=

++

21

2

2211

1

11

pp

p

ascppascppl

p

ascppl

llL

a

mbqlmbqlP

a

mbqlP

(64)

Raportul 2

1

2

1

2

1

1

1

p

p

op

op

p

p

a

a

ga

ga

q

q=

⋅⋅⋅⋅⋅⋅

=ρρ

se notează cu x. De asemenea, se defineşte lq ,

greutatea unitară a lichidului:

gAq lpl ⋅⋅⋅= ρ1 (65)

iar greutatea coloanei de lichid care acţionează pe suprafaţa brută a pistonului are următoarea expresie:

LqP ll = (66)

Prin urmare, sistemul de ecuaţii de mai sus devine:

( ) ( )

( )

−=

−+

−−+=

12

1

11 1

2

1

pp

ascp

lascpp

lLl

L

xmbq

xqmbql

(67)

3.8.3 Variaţia eforturilor unitare în garnitura de prăjini Pentru determinarea variţiei eforturilor în garnitura de prăjini se determină efortul

unitar maxim, σi max la partea superioară a fiecărui tronson şi efortul unitar minim, σi min la partea inferioară a fiecărui tronson (fig.3.17). Tinând seama de forţele care acţionează în garnitura de prăjini eforturile unitarea respective se calculează cu relaţiile:

1

min1p

l

a

Pσ = (68)

1

11max1

p

ascp'pl

a

)m(bqlPσ

+⋅+= (69)

2

11min2

p

ascp'pl

a

)m(bqlPσ

+⋅+= (70)

2

2

1max2

p

pi'piascl

a

ql)m(bP

σ

⋅++=

∑ (71)

49

ap2, qp2

Pl

ap1, qp1

ap3, qp3

l'p3

l'p2

l'p1

σmax1

σmax3

σmax2

Ap

σmin1

σmin2

σmin3

σ

L

3

2

1min3

p

pi'piascl

a

ql)m(bP

σ

⋅++=

∑ (72)

3

3

1max3

p

pi'piascl

a

ql)m(bP

σ

⋅++=

∑ (73)

Fig. 3.17. Schema garniturii de prăjini şi diagrama de eforturi.

3.9 Dimensionarea garniturii de ţevi de extracţie

În alegerea ţevilor de extracţie, în afara calcului de rezistenţă, se ţine seama, dimensionând de la suprafaţă spre talpa sondei de adâncimea de depunere a parafinei şi de posibilitatea de prindere a prăjinilor de pompare cu corunca, în eventualitatea în care acestea s-au rupt la puţ.

Astfel pentru a permite deparafinarea mecanică a ţevilor de extracţie se impune un

diametru constant pe o adâncime de circa 1000 m. Prin urmare, lungimea trosonului 2, 2tl

este egală cu 1000m, iar lungimea tronsonului 1, 1tl este:

21 tt lLl −= (74)

50

Pl

L

lt2

lt1

At2,at2,qt2

At1,at1,qt1

at

At

10 m

σ

σmin1

σmax2

σmax1 σmin2

De asemenea, se evită schimbarea de diametru la prăjini la acelaşi nivel cu schimbarea de diametru la ţevi, deoarece mufa prăjinilor va lovi în reducţia de îmbinare a ţevilor ducând la uzura acestora. Distanţa minimă între aceste nivele va fi de minim 10 m (tronsonul de ţevi va fi mai mare decât tronsonul de prăjini cu cel puţin 10 m).

Diametrele trosoanelor de ţevi se stabilesc de jos în sus ţinând seama de pompa alesă. Prin urmare, primul tronson va avea diametrul exterior egal cu cel din simbolul pompei alese. Diametrul exterior al celui de-al doilea tronson va fi imediat superior. De asemenea, se verifică dacă jocul radial dintre prăjini şi ţevi permite efecctuarea instrumentaţiilor cu corunca în caz de rupere a prăjinilor de pompare.

3.9.1 Variatia eforturilor unitare în garnitura de ţevi de extracţie Garnitura de ţevi este solicitată cel mai mult la cursa descendentă când are loc

transferarea greutăţii coloanei de lichid, lP de pe prăjini pe ţevi. Forţele care acţionează în garnitura de ţevi sunt:

• greutatea proprie;

• greutatea coloanei de lichid, lP ;

• greutatea coloanelor de lichid care acţionează pe suprafeţele( )12 tt AA − şi ( )pt AA −1 (fig.3.18).

• forţa de şoc care poate apare în cazul ruperii prăjinilor: bPp1,1 Odată stabilite aceste forţe se pot determina eforturile unitarea maxime şi minime în

garnitura de ţevi.

Fig. 3.18. Schema garniturii de ţevi şi diagrama de eforturi.

1

1min1

11

t

plptlt a

bP,gρL)A(APσ

⋅⋅+⋅⋅⋅−+= (75)

51

1

111max1

11

t

ttplptlt a

qlbP,gρL)A(APσ

⋅+⋅⋅+⋅⋅⋅−+= (76)

2

112121min2

11(

t

ttpltttlptlt a

qlbP,gρl)AAgρL)A(APσ

⋅+⋅⋅+⋅⋅⋅−+⋅⋅⋅−+= (77)

2

22112121max2

11(

t

ttttpltttlptlt a

qlqlbP,gρl)AAgρL)A(APσ

+⋅+⋅⋅+⋅⋅⋅−+⋅⋅⋅−+= (78)

în care: min1tσ , min2tσ reprezintă efortul unitar minim în tronsonul 1, respectiv în tronsonul 2,

N/m2;

max1tσ , max2tσ – efortul unitar maxim în tronsonul 1, respectiv în tronsonul 2, N/m2;

lt – lungimea tronsonului, m; qt – greutatea unitară a ţevilor, N/m; ati – aria secţiunii pline a ţevilor, m2; At –aria secţiunii interioare a ţevilor, m2.

3.10 Cursa reală a pistonului

Cursa reală a pistonului diferă de cursa de suprafaţă a prăjinii lustruite, iar determinarea exactă a acesteia este dificilă deoarece intervin mai mulţi factori greu de determinat precum alungirea şi scurtarea prăjinilor de pompare şi a ţevilor de extracţie în

timpul unui ciclu de pompare, sub influenţa greutăţii coloanei de lichid lP , supracursa pistonului sub efectul sarcinilor dinamice şi a inerţiei prăjinilor, efectul vibraţiilor în prăjini, frecarea pistonului în pompă, frecarea prăjinilor în ţevi, frecarea ţevilor în coloană, etc.

În calculele practice, cursa reală a pistonului se determină ţinând seama numai de deformaţiile prăjinilor şi ţevilor, produse de sarcinile statice şi de supracursa pistonului datorită forţelor de inerţie.

Prin urmare, deplasarea pistonului în pompă este comandată de balansier prin intermediul garniturii de prăjini de pompare. La cursa descendentă prăjinile coboară prin lichid sub acţiunea greutăţii proprii, supapa fixă a pompei fiind închisă, iar supapa mobilă a pistonului deschisă, iar la începutul cursei ascendente a prăjinii lustruite, greutatea coloanei de lichid din ţevile de extracţie care acţiona asupra supapei fixe şi deci asupra garniturii de ţevi de extracţie, este preluată de supapa mobilă şi va acţiona asupra pistonului şi implicit asupra garniturii de prăjini de pompare.

In consecinţă la începutul cursei ascendente în timp ce prăjina lustruită îşi efectuează cursa la suprafaţă, pistonul rămâne nemişcat în pompă până în momentul în care se termină deformaţia elastică a prăjinilor de pompare şi ţevilor de extracţie. Deci, la cursa ascendentă pistonul preia treptat de pe ţevi greutatea coloanei de lichid corespunzătoare secţiunii brute a

acestuia lP . Ca urmare, ţevile se scurteaza cu tλ , iar prăjinile se alungesc cu o valoare pλ .

Intre timp prăjina lustruită efectuează o deplasare egală cu ( tp λλ + ). În tot acest interval de

timp pistonul stă fix în pompă, pompa şi pistonul deplasându-se simultan pe distanţa tλ după care pistonul începe să se deplaseaze în pompă.

La cursa descendentă fenomenele de mai sus se produc în sens invers, greutatea lichidului trecând treptat de pe piston pe ţevile de extracţie, (fig. 3.19). Ca urmare, prăjinile se

52

scurtează cu pλ , iar ţevile se alungesc cu tλ , după care începe să se deplaseze în jos ansamblul prăjini- piston, efectuând cursa descendentă.

Dacă se notează cu S cursa prăjinii lustruite la suprafaţă şi se ţine seama de cele prezentate mai sus, atunci cursa reala a pistonului Sr, este dată de relaţia:

( ) λλλ −=+−= SSS tpr (79)

în care λ este deformaţia totală:

(pλλ=(80)

Deformaţiile elastice ale prăjinilor de pompare şi ale ţevilor de extracţie se pot determina în două cazuri:

• în cazul vitezelor de pompare mici (10 rot/min sau mai puţin), când se iau în considerare numai sarcinile statice (sarcinile dinamice se neglijează);

• în cazul vitezelor de pompare mari, când se iau în considerare şi sarcinile statice şi cele dinamice. La viteze mari de pompare, sarcinile dinamice influenţează cursa reală prin alungiri suplimentare care duc la o supracursă a pistonului.

a b c d e

Fig.3.19. Corelarea dintre deplasarea prăjinii lustruite şi deplasarea pistonului pompei

Deformaţiile elastice ale garniturii de prăjini pλ şi ale ţevilor de extracţie tλ sub acţiunea lui Pl, ţinând seama de legea lui Hooke, sunt date de relaţiile:

p

lp aE

LP

⋅⋅

=λ ; t

lt aE

LP

⋅⋅

=λ (81)

în care: ap reprezintă aria secţiunii prăjinilor, m2;

at - secţiunea metalică a ţevilor de extracţie, m2

E - modulul de elasticitate al materialului, N/m2

53

L- lungimea garniturii de ţevi, respectiv de prajini unice(formată dintr-un singur tronson)

Prin urmare, cursa reală a pistonului se poate determina cu următoarea relaţie:

+−=

tp

lr aaE

LPSS

11 (82)

Dacă garnitura de prăjini este alcătuită din tronsoane de lungimi lp1, lP2, lpn, având secţiunile ap1 , ap2, .... , apn, iar ţevile de extracţie din tronsoane de lungime lt1 , lt2

K ltm, cu secţiunile at1 , at2, .... , atm, aplicând acelaşi mod de calcul, se obţine:

=pi

pilpE

Pλ

=ltEPλ(83)

Creşterea cursei reale a pistonului datorită forţelor de inerţie a prăjinilor va fi dată de suma valorilor absolute ale acestor două deformaţii corespunzatoare cursei acendente, respectiv cursei descendente:

idiai λλλ += (84)

La cursa ascendentă forţele de inerţie sunt orientate în sus, astfel că după ce capul balansierului se opreşte, prăjinile împreună cu pistonul îşi continuă mişcarea în sus pe

distanţa iaλ . De asemenea, la cursa descendentă forţele de inerţie sunt orientate în jos, ceea

ce determină deplasarea în jos a prăjinilor şi pistonului pe distanţa idλ după ce capul balansierului s-a oprit.

Deformaţia dată de forţele de inerţie se determină tot pe baza legii lui Hooke considerând masa prăjinilor concentrată la pistonul pompei:

p

p

p

p

p

di Ea

L

g

aP

Ea

aLm

Ea

LP⋅⋅===

2

1λ (85)

unde dP reprezintă sarcinile dinamice;

pP - greutatea garniturii de prăjini a - aceeleraţia;

pm - masa garniturii de prăjini; E - modulul lui Young;

pa - aria secţiunii prăjinilor de pompare; L - lungimea garniturii de prăjini de pompare.

Deoarece la sfârşitul cursei ascendente acceleraţia este minimă rezultă pentru iaλ următoarea relaţie de calcul:

p

p

p

pia Ea

L

l

rS

g

P

Ea

La

g

P⋅

−−⋅=⋅⋅⋅= 122

1

2

1 2

min

ωλ (86)

De asemenea, la sfârşitul cursei descendente acceleraţia este maximă, iar deformaţia

idλ va fi dată de relaţia:

p

p

p

pid Ea

L

l

rS

g

P

Ea

La

g

P⋅

+⋅=⋅⋅⋅= 122

1

2

1 2

max

ωλ (87)

54

Tinând seama de relaţiile(84), (86) şi (87), deformaţia datorită forţelor de inerţie este dată de relaţia:

p

pi a

LS

g

P⋅⋅⋅= 2

2

1 ωλ (88)

Dacă se consideră LqP pp = , 30

nπω = şi 855,0=p

p

a

q rezultă pentru deformaţia iλ

următoarea relaţie:

( ) SLni2

1010

27,2=λ (89)

Prin urmare, cursa reală a pistonului în cazul unei garnituri de prăjini unice va fi dată de relaţia:

( ) ( ) ( )tptpir LnSSS λλλλλ +−

+=+−+= 2

1010

27,21 (90)

În cazul garniturilor de prăjini combinate, Gilbert a determinat următoarea relaţie pentru cursa reală:

( ) λ−

⋅⋅+⋅= 2

1010

65,21 nLSSr

(91)

unde λ reprezintă deformaţia totală a prăjinilor şi ţevilor dată de relaţia:

+= ∑∑

ti

tii

pi

pi

a

l

a

l

E

Pλ

1

1 (92)

Dacă se ancorează ţevile deformaţia ţevilor va fi nulă, tλ conducând la creşterea cursei reale a pistonului. unde: S reprezintă cursa prăjinii lustruite m; Sr – cursa reală a pistonului m; n – numărul de cd/min ale prăjinii lustruite; E – modulul de elasticitate al materialului, N/m2; P1 - greutatea coloanei de lichid care acţionează asupra pistonului, N; qpi – greutatea unitară a prăjinilor, N/m; lti – lungimea ţevilor de extracţie, m; ati – secţiunea ţevilor de extracţie, m2; Ap – secţiunea pistonului, m2;

3.11 Debitul instalaţiei de pompare

Teoretic, debitul unei sonde în pompaj este reprezentat de produsul dintre cursa prăjinii lustruite, numărul de cd/min ale acestuia efectuate pe durata unei zile şi secţiunea pistonului:

nSAQ rpteoretic 1440= (93)

55

Practic însă debitul sondei este mult mai mic datorită unor factori obiectivi: alungirea garniturii de prăjini de pompare şi a garniturii de ţevi de extracţie, jocul existent între piston şi cilindrul pompei, prezenţa gazelor în ţiţeiul extras.

Din aceste cauze debitul teoretic va fi afectat de un coeficient numit randamentul total, pentru a putea găsi valoarea debitului real produs de sondă. Prin urmare, debitul real al instalaţiei de pompare este dat de relaţia:

αnSAQ rpr 1440= (94)

în care α reprezintă randamentul volumetric de suprafaţă:

suc ηηηα = (95)

unde cη reprezintă randamentul de cursă, SSrc /=η ;

uη - randamentul de umplere;

sη - randamentul de scurgeri. Jocul dintre piston şi cămaşa pompei conduce la pierderi de lichid ca urmare a

scurgerii unei cantităţi de lichid aflat deasupra pistonului, sub piston. De asemenea se pot produce scurgeri pe la îmbinările ţevilor de extracţie. acestea fiind exprimate prin

randamentul scurgeri, sη . Alungirile ţevilor şi prăjinilor şi în consecinţă cursa reală a pistonului provoacă o

micşorare a volumului aferent acumulării lichidului, introducându-se noţiunea de randament

de cursă, cη al cărui efect se face simţit cu atât mai mult cu cât alungirile garniturii de ţevi de extracţie şi prăjinilor de pompare sunt mai mari.

Randamentul volumetric sau de umplere, uη joacă un rol important în aprecierea funcţionării corecte sau defectuoase a pompei de adâncime. Reflectă efectul gazelor care ies din soluţie în interiorul pompei, acestea provoacând o mişcare a cantităţii de lichid ce poate pătrunde în pompă putând chiar să blocheze temporar pompa. Deoarece în spaţiul inelar din sondă creşte nivelul lichidului, creşte presiunea sub piston, iar pompa reîncepe să aspire şi să refuleze lichidul, însă totdeauna sub capacitatea ei.

Valorile randamentului de umplere pot varia în limite foarte largi, funcţie de cantitatea mai mare sau mai mică a gazelor şi funcţie de prezenţa sau absenţa unui separator bine dimensionat.

3.12 Echilibrarea unităţilor de pompare

Echilibrarea unităţilor de pompare se realizează prin montarea unor contrgreutăţi pe: • balansier; • manivelă; • combinat( pe manivelă şi pe balansier).

Dacă unitatea de pompare nu ar fi echilibrată atunci la cursa ascendentă motorul este solicitat pentru a lifta greutatea prăjinilor plus greutatea lichidului. Pe de altă parte, la cursa descendentă garnitura de prăjini coboară sub propria greutate, iar motorul trece în regim de generator. In acest caz ar fi necesar să se utilizeze motoare supradimensionate şi cu un randament scăzut, iar cuplul la reductor ar avea variaţii foarte mari.

Prin urmare, echilibrarea unităţilor de pompare are drept scop inducerea unei forţe, G în bielă care să aibe aceiaşi valoare la ambele curse.

La cursa ascendentă sarcina la prăjina lustruită este:

56

r

O B

O1

baA

Gb

c

C

G

bPPP pl +=max iar la cursa descendentă este

bPP p=min Pentru ca unitatea de pompare să fie echilibrată în bielă trebuie să apară o forţă G :

bPPbPbPPPP

G plppl +=

++=

+=

222minmax (96)

Relaţia de mai sus este valabilă pentru 1=k ( b

ak = ). In cazul în care 1≠k atunci

forţa G este dată de relaţia:

+= bPP

kG pl

2 (97)

Echilibrarea pe balansier a unităţii de pompare

In figura 3.20 se prezintă schema unităţii de pompare echilibrată pe balansier. In acest

caz este necesar să se determine greutatea bG a contragreutăţii de echilibrare.

Fig.3.20. Echilibrarea unităţii de pompare pe balansier.

Pentru determinarea greutăţii bG a contragreutăţii de echilibrare se scrie expresia

momentului celor două forţe, bG şi G în raport cu punctul O(fig.3.20):

cGbG b=⋅ (98)

de unde rezultă:

Gc

bGb = (99)

57

r

O B

O1

baA

G

R

Gm

Deoarece punctul C se află în mişcare, iar în timpul unui ciclu îşi schimbă de două ori

sensul mişcării, greutatea bG va induce o forţă de inerţie biG dată de relaţia:

Cb

bi ag

GG = (100)

unde Ca reprezintă acceleraţia punctului C, iar gGb / este masa contragreutăţilor.

Intre acceleraţiile punctelor B şi C există următoarea relaţie:

c

a

b

a CB = (101)

de unde rezultă acceleraţia punctului C:

BC ab

ca = (102)

Din cauza acestei forţe de inerţie induse, practic greutatea reală a contragreutăţilor ar

trebui să fie 'bG dată de relaţia:

bibb GGG −=' (103)

Acest tip de echilibrarea se utilizează la unităţile de pompare de capacitate mică (care sarcina maximă de cel mult 3tf), deoarece cu cât sarcinile sunt mai mari cu atât şi greutatea

de echilibrare bG ar trebui să fie mai mare, iar forţele de inerţie generate de aceasta vor deveni din ce în ce mai mari inducând şocuri în instalaţie din ce în ce mai intense. Aceste şocuri se manifestă la sfârşitul cursei ascendente, respectiv cursei descendente când capului balansierului se opreşte, iar contrgreutăţile datorită inerţiei au tendinţa să se deplaseze în continuare.

Echilibrarea pe manivelă a unităţii de pompare

Echilibrarea pe manivelă a unei unităţi de pompare presupune montarea unor

contragreutăţi pe manivelă care au o greutate mG la o anumită distanţă faţă de centrul de rotaţie O1(fig.3.21).

Fig.3.21. Echilibrarea unităţii de pompare pe manivelă.

58

Pentru a determina greutatea mG se scrie ecuaţia de momente a forţelor G şi mG faţă de punctul O1:

RGrG m ⋅=⋅ (104)

de unde rezultă mG :

GR

rGm = (105)

Dacă se cunoaşte greutatea mG atunci din ecuaţia de momente de mai sus se poate determina distanţa dintre centrul de greutate al contragreutăţilor şi centrul de rotaţie, R :

rG

GR

m

= (106)

Deoarece distanţa Rdepinde de raza manivelei r , rezultă că atunci când se schimbă cursa S (care presupune schimbarea razei manivelei r ) este necesar să se recalculeze distanţa R .

Echilibrarea pe manivelă este utilizată în cazul unităţilor de pompare cu sarcini maxime de cel puţin 7tf.

Echilibrarea combinată a unităţii de pompare In acest caz contragreutăţile de echilibrare se montează atât pe balansier cât şi pe

manivelă(fig.3.22). Greutăţile acestor contragreutăţi sunt cunoscute, fiind menţionate în caracteristicile unităţii de pompare respective. Singura unitate de pompare cu echilibrare combinată este cea cu sarcina maximă de 5tf.

Prin urmare greutatea G din bielă reprezintă suma forţelor *bG şi

*mG generate de

greutatea contragreutăţilor de pe balamsier şi manivelă:

**mb GGG += (107)

Cele două forţe *bG şi

*mG se determină din ecuaţiile de momente faţa de punctul B, respectiv

faţă de punctul C:

cGbG bb =* ⇒ bb G

b

cG =*

(108)

RGrG mm =* ⇒ mm G

r

RG =*

(109)

Prin urmare, greutatea G este dată de relaţia:

mb Gr

RG

b

cG += (110)

Dacă se cunoaşte distanţa c , din ecuaţia de mai sus se poate determina distanţa R .

59

r

O B

O1

baA

Gb

c

C

Gb*

G*m

G

R

Gm

O

O1

ba

Qα

φ

T

Qn

P

φ+α

Fig.3.22. Echilibrarea unităţii de pompare pe balansier şi pe manivelă.

3.13 Cuplul la reductor

Cuplul la reductor reprezintă momentul forţei T în raport cu axul de rotaţie al reductorului(fig.3.23)

rTC ⋅= (111)

( ) ( )φαφα +=+= sinsin kPQT (112)

unde bQaP ⋅=⋅ ⇒ kPb

aPQ == .

Prin urmare, cuplul la reductor pentru unităţi neechilibrate este dat de relaţia:

( ) φφα sin2

sinPrk

SkPkC =+= (113)

Pentru unităţi echilibrate, cuplul la reductor este dat de relaţia:

( ) ( ) ( ) φφ sin2

sink

SGkPrGkPC −=−=∗

(114)

Fig.3.23. Schema descompunerii forţelor din bielă.

60

C

C*

CC*

φ

Sarniera

Cablu

Inel deformabil

Punte

Prajina lustruitaBara oscilanta

Tija verticala

In figura 3.24 se reprezintă grafic relaţiile (113) şi (114). Din această figură rezultă că pentru unităţile neechilibrate cuplul are o variaţie neuniformă cu amplitudini mari,

pe când în cazul unităţii echilibrate cuplul *C are numai valori pozitive, iar amplitudinea este

mică.

Fig.3.24. Variaţia cuplului la reductor în funcţie de unghiul φ .

3.14 Controlul funcţionării sondelor în pompaj

Controlul funcţionării sondelor în pompaj se realizează pe baza dinamogramelor înregistrate cu ajutorul dinamometrelor.

Dinamometre Dinamometrele sunt de mai multe tipuri şi anume:

• dinamometre hidraulice; • dinamometre mecanice; • dinamometre electrice. In Romania se folosesc dinamometre hidraulice (de tip D.G.Moreni şi Leutert) şi mecanice de tip Johnson Fagg.

Dinamometrul D.G.Moreni se montează pe cablul jugului, iar principiul său de funcţionare constă în înregistrarea deformării cablului între două puncte fixe. Deformaţia sau săgeata cablului este proporţională cu sarcina.

Dinamometrul Johnson Fagg este de tip mecanic care înregistrează deformaţiile unui inel de oţel comprimat diametral.

61

a. b. c.

Fig.3.25. Schemele de montaj pentru dinamometrul Johnson Fagg. Prin deformare inelul acţinează asupra celor două tije verticale şi mai departe asupra

barei oscilante care transmite mişcarea la un sistem de amplificare şi înregistrare. Deformaţia inelului este propoţională cu cu sarcina la tija lustruită..

Acest dinamometru se poate monta conform schemelor de mai jos (fig. 3.25a, b, c). In cazul schemei de montaj a se observă că trebuie ca pistonul să fie ridicat pe o

lungime egală cu diametrul inelului, ceea ce poate conduce la creşterea ferestrei pompei, respectiv la lovirea pistonului la partea superioară a pompei în cazul pompelor P.

Pentru a evita aceste inconveniente se poate folosi schema b. Schema c se foloseşte atunci când capătul prăjinii lustruite de deasupra şarnierei este scurt sau deformat.

Dinamograme Dinamograma reprezintă o înregistrare continuă a forţelor care acţionează în prăjina

lustruită în funcţie de cursa acesteia în timpul unui ciclu de pompare P=f(S)(fig.3.26). Aceasta este reprezentată printr-o curbă închisă, forma ei depinzând de forţele care acţionează asupra prăjinii lustruite, de viteza de pompare, de adâncimea de fixare a pompei, de diametrul pistonului, etc.

Pe dinamograma teoretică punctul A reprezintă începutul cursei ascendente când sarcina în prăjina lustruită este minimă. Pe porţiunea AB are loc alungirea prăjinilor şi

scurtarea ţevilor de extracţie ca urmare a transferului greutăţii lichidului lP de pe ţevi pe

prăjini. Prin urmare, sarcina la prăjina lustruită creşte de la sarcina minimă minP la sarcina

maximă la maxP . Deşi pe segmentul AB prăjina lustruită se deplasează pe o distanţă egală cu alungirea

prăjinilor şi scurtarea ţevilor, pistonul nu se deplasează în această perioadă. De abia din punctul B pistonul începe să se deplaseze o dată cu prăjina lustruită până în punctul C,

efectuând cursa ascendentă rS . In punctul C (punctul mort superior) ambele supape sunt închise, cilindrul pompei este plin cu lichid. La începutul cursei descendente se produce scăderea treptată a sarcinii din prăjini de la valoarea maximă la valoarea minimă (segmentul CD). Greutatea lichidului se transferă de pe prăjini pe ţevi prin deschiderea supapei pistonului. Prin urmare, are loc alungirea ţevilor şi scurtarea prăjinilor. In tot acest timp prăjina lustruită se deplasează în jos efectuând o parte din cursa descendentă (egală cu

Sarniera auxiliara stransa

Sarniera slabita

Sarniera auxiliara stransa

Sarniera auxiliara stransa

Punte auxiliara

Jug auxiliar

62

P

S

λt +λp Cursa ascendenta a pistonului, Sr

Cursa descendenta a pistonului, Sr λt +λp

A

B C

D

Pmax

Pmin

Cursa prajinii lustruite, S

alungirea ţevilor + scurtarea prăjinilor), însă pistonul nu se deplasează o dată cu aceasta. Din punctul D, când sarcina în prăjina lustruită a atins valoarea minimă, începe şi deplasarea pistonului pentru efectuarea cursei descendente până în punctul A (punctul mort inferior).

La viteze de pompare mari forma dinamogramei teoretice este la fel cu cea punctată din figura 3.26. Deformarea şi rotirea dinamogramei în sensul acelor de ceasornic dinamogramei se produce din cauza forţelor de inerţie mari. Tot din cauza forţelor de inerţie cursa reală a pistonului este mai mare. De asemenea, vibraţiile din garnitura de prăjini conduc la deformarea dinamogramei.

Fig.3.26. Dinamograma teoretică.

Interpretarea dinamogramelor Prin compararea dinamogramelor reale înregistrate la sondă cu o dinamogramă etalon

înregistrată în condiţii de funcţionare normală se pot pune în evidenţă diferite defecţiuni ale echipamentului. In figura 3.27 se prezintă o serie de dinamograme caracteristice unor defecţiuni ale echipamentului.

Dinamograma din figura 3.27 a se înregistrază atunci când la cursa ascendentă cilindrul pompei nu se umple complet ca urmare a lipsei de nivel. Dacă se opreşte instalaţia de pompare o perioadă de timp şi se înregistrază o nouă dinamogramă după repornirea acesteia, din cauza creşterii nivelului de lichid din coloana sondei, segmentul C’D’ se deplasează spre dreapta (segmentul C”D”). Porţiunea CC’ reprezintă frecările dintre piston şi cilindrul pompei, prăjini- ţevi.

In figura 3.27 b se reprezintă dinamograma unei sonde care produce cu gaze. Diferenţa dintre aceasta şi cea care indică lipsa de nivel constă în faptul că linia de descărcare a sarcinii CD’ este curbă şi corespunde comprimării gazelor sub piston. De asemenea, in figura 3.27 c se prezintă o dinamogramă înregistrată la o sondă a cărei pompă este blocată cu gaze.

63

Dinamograma din figura 3.27.d indică pierderi de lichid prin ţevile de extracţie neetanşe. A doua dinamogramă b a fost înregistrată după ce sonda a fost oprită o perioadă de timp când nivelul lichidului în ţevi a scăzut. La repornire sarcinile în prăjina lustruită la cursa ascendentă au scăzut faţă de prima dinamogramă.

Dinamograma din figura 3.27 e indică pierderi de lichid prin spaţiul dintre piston şi cilindru. La cursa ascendentă din cauza scurgerilor de lichid printre piston şi cămaşi, preluarea greutăţii lichidului de către piston se face mai lent, astfel încât zona caracteristică deformaţiei elastice se măreşte. Spre sfârşitul cursei ascendente cantitatea de lichid scursă poate deveni mai mare decât cea aspirată, iar sarcina maximă din prăjina lustruită scade înainte de a se termina cursa ascendentă., rezultând forma rorunjită a dinamogramei spre sfârşitul cursei ascendente.

64

Fig.3.27. Dinamograme caracteristice unor defecţiuni în funcţionarea pompei.

Dimanograma din figura 3.27 f indică pierderi de lichid prin supapa de refulare. Deoarece pierderile printr-o supapă neetanşă sunt de regulă mai mari decât cele rezultate din scurgerile prin spaţiul dintre piston şi cămăşi, curba de variaţie a sarcinii la începutul cursei ascendente este concavă. Concavitatea este proporţională cu gradul de neetanşeitate a supapei de refulare.

Dinamograma din figura 3.27.g indică pierderi de lichid prin supapa de aspiraţie. Dinamograma din figura 3.27.h indică ieşirea pistonului din cilindrul pompei, (la

pompele TB). Sarcina scade brusc la sfârşitul cursei ascendente din cauza scurgerii lichidului pe lângă piston.

Dinamograma din figura 3.27 i arată că pistonul loveşte supapa fixă la sfârşitul cursei descendente (pompe TB) sau că racordul tijei pistonului loveşte ghidajul ajustabil(pompa P).

Dinamograma din figura 3.27 j arată că la sfârşitul cursei ascendente loveşte pompa la partea superioară(pompa P).

Dinamograma din figura 3.27 k indică griparea pistonului în pompă la partea inferioară, cea din figura 3.27 l indică griparea pistonului în pompă la partea superioară, iar fig,3.28 m indică griparea parţială a pistonului la partea superioară a pompei.

Dinamograma din figura 3.27 n indică ruperea garniturii de prăjini, sarcinile în prăjina lustruită variind numai în funcţie de frecarea prăjinilor de pompare şi a scraperelor de ţevile de extracţie.

Dinamograma din figura 3.27 o indică blocarea în poziţie deschisă a supapei de aspiraţie (curba a ) sau a supapei de refulare(curba b). Curba b poate indica şi o rupere a prăjinilor de pompare sau o sondă cu caracter semieruptiv.

Verificarea pompei de extracţie cu ajutorul dinamometrului Proba de etanşare a supapelor

Fig.3.28. Verificarea etanşeităţii supapelor pompei de extracţie.

Pentru proba etanşeităţii supapei de aspiraţie se procedează astfel: • se opreşte unitatea de pompare la cursa descendentă după ce a efectuat 2/3 din

cursă, în această poziţie sarcina coloanei de lichid lP fiind preluată de ţevile de extracţie;

65

• după ce unitatea de pompare s-a oprit se marchează pe dinamogramă o linie de sarcină paralelă cu “linia zero”, distanţa dintre aceste linii fiind egală cu greutatea garniturii de prăjini scufundată în lichid;

• operaţia se repetă de câteva ori la intervale de câte o secundă. Dacă supapa este etanşă liniile înregistrate se vor suprapune. Dacă prin supapă au loc

pierderi liniile înregistrate vor prezenta o creştere de sarcină deoarece sarcina lP se tranferă treptat din nou pe piston (fig.3.28 a)

Pentru proba etanşeităţii supapei de refulare se procedează la fel ca în cazul probei supapei de aspiraţie cu deosebirea că unitatea de pompare se va opri la cursa ascendentă după ce a efectuat 2/3 din cursă. Dacă au loc pierderi de lichid prin supapa de refulare sau prin spaţiul dintre piston şi cilindrul pompei, liniile înregistrate vor marca o scădere de sarcină(fig.3.28b). Această verificare a supapei de refulare nu este concludentă atunci când în cilindrul pompei, sub piston se află gaze.

3.15 Cercetarea sondelor în pompaj cu ajutorul ecometrului

Descrierea generală a echometrului

Părţile componente (fig. 3.29) ale acestui sistem sunt: • un microcalculator portabil, • aparatura de colectare integrată a datelor, care permite urmărirea vizuală în

timp a comportării sondei în pompaj, • ansamblul de la capul sondei, care permite acţionarea de la distanţă a puştii de

gaze, • cabluri de legătură, • o baterie de 12 V şi un mic rezervor ca sursă de gaze pentru alimentarea puştii

(dacă presiunea în coloană este mai mică de 6,9 bar ).

Fig. 3.30 Schematizarea aparaturii acustice pentru cercetarea sondelor în pompaj.

66

Sistemul integrează toate elementele necesare pentru a obţine o analiză completă a comportării unei sonde în pompaj, permiţând efectuarea de măsurători acustice în sondă, dinamometrări la prăjina lustruită şi alte măsurători de suprafaţă, precum şi integrarea acestor date într-o serie de afişaje grafice coordonate de microcalculator. Afişajele permit urmărirea vizuală a condiţiilor curente din sondă şi a modului de comportare a acesteia, precum şi identificarea imediată a eventualelor probleme sau existenţa unor dificultăţi privind regimul de funcţionare. Posibilităţile de diagnosticare sunt lărgite prin accesul la o bază de date înregistrate şi înmagazinate anterior (date privind modul de funcţionare a pompei, analiza dinamogramelor, etc.), precum şi la programul de interpretare a datelor obţinute din analiza curbei de restabilire a presiunii de fund.

Ansamblul de la capul sondei este format din: microfon, solenoid, supapa de gaze, traductorul de presiune şi camera de volum (fig. 3.31). Camerele de volum utilizate au

capacitatea de 49 10 6⋅ − , 328 10 6⋅ − şi 1147⋅106-

m3 , iar gazele folosite la încărcarea acestora sunt bioxidul de carbon şi azotul. Acest ansamblu se conectează la spaţiul inelar deschis ţevi - coloană.

Fig. 3.31 Ansamblul de la capul sondei

67

Principiul de funcţionare a echometrului

Principiul de funcţionare se bazează pe generarea unei unde sonore (impuls acustic), care se propagă prin spaţiul inelar şi înregistrarea reflexiilor acestei unde de la mufele ţevilor de extracţie, de la diferitele obstacole şi de la nivelul lichidului. Impulsul acustic este generat fie prin descărcarea gazelor la presiune ridicată (impuls pozitiv) din camera de volum (puşcă) în spaţiul inelar, fie evacuând un volum mic de gaze (impuls negativ) din spaţiul inelar în camera de volum sau în atmosferă. Amplitudinea şi durata impulsului sunt determinate de supapa de gaze cu deschidere rapidă, acţionată de solenoid, iar ecourile din spaţiul inelar sunt recepţionate de către microfonul piezoelectric de mare sensibilitate.

Dacă presiunea în coloană este mai mică de 6,90 bar se utilizează sursa de gaze exterioară pentru a încărca camera de volum. Astfel, în acest caz pentru generarea undelor de presiune pozitive se încarcă camera de volum cu bioxid de carbon sau cu azot, la o presiune mai mare decât presiunea în coloană. Această presiune acţionează printr-un orificiu cu diametru mic la partea superioară a supapei de gaze şi printr-un orificiu cu diametru mare pe pragul de la partea inferioară a acesteia (fig. 3.31). Forţa de presiune împreună cu forţa dată de arcul supapei menţine supapa de gaze închisă. Atunci când este acţionat solenoidul, acesta permite scurgerea presiunii de la partea superioară a supapei de gaze în atmosferă. Presiunea din camera de volum, care acţionează pe pragul de la partea inferioară a supapei de gaze, provoacă deschiderea rapidă a acesteia, generând astfel impulsul de gaze în spaţiul inelar.

Capacitatea camerei de volum se alege în funcţie de geometria şi de condiţiile sondei. Comunicaţia între sursa de gaze şi camera de volum se realizează printr-un orificiu cu

diametru mic, care limitează curgerea până la un debit foarte mic, ceea ce permite refacerea automată a presiunii în cameră după fiecare împuşcătură. Combinaţia între presiunea şi volumul camerei determină mărimea energiei care se descarcă în spaţiul inelar. Valoarea energiei trebuie să fie suficient de mare pentru a genera o reflexie de la nivelul de lichid care să aibă o amplitudine cel puţin de 10 ori mai mare decât zgomotul de fond.

Dacă presiunea în coloană este mai mare de 6,9 bar se foloseşte metoda imploziei.În acest caz, pentru generarea undelor de presiune negative se schimbă între ele poziţia camerei de volum şi legătura la coloană. Acţionând asupra solenoidului, acesta permite expandarea gazelor din coloană în camera de volum sau direct în atmosferă, generând astfel un impuls (rarefiat), care se propagă în jos prin gazele din spaţiul inelar. Şi în cazul metodei prin implozie sunt valabile consideraţiile prezentate mai sus în ceea ce priveşte nivelul de energie şi raportul semnal/zgomot.

Camera de volum (puşca de gaze) este acţionată de calculator, întreaga operaţiune fiind dirijată de un program.

Undele de presiune reflectate de mufe, lichid şi diferitele obstacole sunt transformate de microfon în semnale electrice, digitalizate de către convertorul analog-digital şi prelucrate de calculator. Nivelul lichidului din sondă reflectă cea mai mare parte din unda de presiune care este înregistrată ca unda cu amplitudinea cea mai mare.

Prin prelucrarea semnalelor se determină în mod automat distanţa până la nivelul de lichid şi presiunea dinamică de fund. Distanţa până la nivelul de lichid se determină numărând mufele de la suprafaţă până la reflexia lichidului şi înmulţind cu lungimea medie a unei ţevi de extracţie. Când sunt înregistrate şi diferite obstacole sau variaţii ale secţiunii transversale a spaţiului inelar (ancore de ţevi, spărturi în coloană, perforaturi la intervale superioare, variaţii ale diametrului ţevilor de extracţie sau coloanei, etc.), iar distanţa până la acestea este cunoscută, ea poate fi folosită ca adâncime de referinţă pentru determinarea adâncimii nivelului de lichid. De asemenea, distanţa până la nivelul de lichid mai poate fi determinată ţinând seama de timpul necesar parcurgerii distanţei din diagrama acustică şi de viteza acustică.

68

Pentru determinarea presiunii dinamice de fund trebuie cunoscută presiunea în coloană la suprafaţă. Aparatul permite măsurarea şi înregistrarea automată a presiunii la coloană şi a nivelului de lichid din sondă la intervale de timp date.

Calculatorul este programat de către operator să obţină date în puncte. Fiecare punct indică timpul, distanţa până la nivelul de lichid şi presiunea la coloană. Aceste date în puncte pot fi obţinute fie pe bază de împuşcături pe oră, fie împuşcături pe ciclu logaritmic (funcţie de cum programează operatorul).

Dacă sonda produce gaze prin spaţiul inelar, se închide ventilul de la coloană pentru a determina ritmul de creştere a presiunii în coloană (variaţia presiunii în timp). Ritmul de creştere a presiunii dp/dt este determinat automat de către aparat. Înregistrarea presiunii la coloană începe odată cu generarea impulsului acustic şi se face din 10 în 10 secunde, până la intervenţia operatorului. Practic pentru determinarea lui dp/dt se efectuează măsurători timp de aproximativ 5 minute. Cunoscând aceste date, precum şi distanţa până la nivelul de lichid, se calculează debitul de curgere a gazelor prin spaţiul inelar, care permite determinarea gradientului de presiune al coloanei de lichid gazeificat. Făcând apel la depozitul de date (care cuprinde: adâncimea sondei, adâncimea de fixare a pompei, lungimea medie a unei bucăţi de ţeavă de extracţie, proprietăţile fluidelor de zăcământ, temperatura de zăcământ, datele obţinute din cercetarea sondei, etc.), calculatorul determină presiunea de fund. De asemenea, acesta calculează şi afişează debitul maxim al sondei, debitul de curgere a gazelor prin spaţiul inelar, greutatea specifică a gazelor din spaţiul inelar, etc.

Închiderea sondei permite înregistrarea datelor de creştere a presiunii, care apoi sunt prelucrate şi interpretate în funcţie de parametrii de zăcământ. De asemenea, există posibilitatea cercetării sondei pe baza datelor de scădere a presiunii (testelor de scădere a nivelului) prin pornirea pompei după închiderea sondei pentru stabilizare. Din analiza afluxului de fluide din strat şi prelucrarea datelor obţinute din testele de refacere sau de scădere a presiunii se obţin o serie de parametrii cum ar fi: capacitatea de curgere, permeabilitatea efectivă, factorul skin, indicele de productivitate, presiunea de zăcământ, raţia de productivitate, randamentul pompei, etc., necesari pentru optimizarea procesului de extracţie.

Programul include de asemenea şi curbe tip (etalon) necesare pentru interpretarea cantitativă a datelor de cercetare neconcludente. Acest lucru este necesar atunci când timpul de cercetare este mic şi datele de cercetare nu se înscriu pe o dreaptă într-o reprezentare semilogaritmică.

Calculatorul pe de o parte înregistrează şi prelucrează datele, iar pe de altă parte furnizează chiar în timpul măsurătorilor o prezentare grafică şi tabelară a datelor prelucrate pe măsură ce acestea sunt obţinute. Această prezentare instantanee a informaţiilor dă posibilitatea luării unor decizii imediate în ceea ce priveşte măsurile care se impun. Rezultatele sunt comparabile cu cele obţinute cu aparatele de înregistrare convenţionale introduse cu cablul. Valorile presiunii calculate în urma măsurătorilor acustice au o precizie de până la ±1% faţă de presiunile măsurate cu aparatele de înregistrare convenţionale introduse cu cablul.

Modul de prezentare a rezultatelor

În figura 3.32 este prezentat modul de afişare a datelor după generarea unui impuls acustic la suprafaţă şi recepţionarea de către microfon a semnalelor reflectate. Caseta de sus prezintă datele neprelucrate. Astfel, este prezentat zgomotul de fond, impulsul acustic iniţial şi semnalele reflectate. Datele se înregistrează şi după ce s-a atins nivelul de lichid. Linia verticală punctată indică timpul ales de calculator pentru începutul semnalului de la nivelul de lichid. Unda reflectată de nivelul de lichid are amplitudinea maximă şi este

69

înregistrată la 5,547 secunde.Caseta de jos din dreapta prezintă detaliile acestui semnal al nivelului de lichid.

Fig. 3.32 Modul de afişare a datelor acustice

De asemenea, la partea superioară a înregistrării semnalului acustic neprelucrat (caseta de sus) se află un segment de dreaptă orizontal, îngroşat, de culoare neagră. Acest segment de dreaptă marchează intervalul semnalului acustic care este analizat pentru deter-minarea frecvenţei mufelor şi este stabilit prin program (de obicei primele 1-2 secunde, când frecvenţa semnalului este mai mare de 18 Hz). Datele pentru acest interval de timp sunt prezentate ca semnal neprelucrat în caseta din stânga, jos. Semnalul, după ce este prelucrat pentru a accentua reflexiile mufelor, este afişat deasupra semnalului neprelucrat.

În figura 3.32 segmentul de dreaptă marchează intervalul dintre secunda 1 şi secunda 2. Calculatorul determină numărul total de mufe de la suprafaţă până la nivelul de lichid folosind semnalul prelucrat. Distanţa până la nivelul de lichid se determină înmulţind frecvenţa mufelor determinată din intervalul datelor prelucrate cu timpul necesar parcurgerii distanţei din diagrama acustică şi lungimea medie a unei ţevi de extracţie.

Folosind cheile ,,page-up’’/,,page-down’’ operatorul controlează scala semnalelor pentru prezentarea finală a datelor. Aceasta permite examinarea detaliată a semnalelor neprelucrate ca mijloc de control al calităţii şi pentru a avea siguranţa că pentru răspunsul nivelului de lichid s-a ales amplitudinea corectă. Prin urmărirea acestui afişaj operatorul identifică zgomotul de fond prezent în sondă înainte de împuşcătură, impulsurile transmise, reflexiile de la mufe şi de la nivelul de lichid.

În general, nivelul de lichid ales de calculator pe baza amplitudinii semnalului corespunde unei determinări exacte. Totuşi, dacă în spaţiul inelar există o ancoră de ţevi, perforaturi la un strat superior, inel de parafină sau alte obstacole, calculatorul poate alege unul din aceste semnale ca nivel de lichid. În aceste cazuri operatorul poate utiliza ,,cheile săgeată’’ (arrow keys) pentru a deplasa marcajul la timpul corect. În cazuri foarte dificile, identificarea reflexiei corecte a nivelului de lichid poate necesita deplasarea nivelului fie prin închiderea sondei, fie prin creşterea presiunii în coloană, pentru a verifica dacă s-a ales semnalul corect pentru reflexia nivelului de lichid.

După afişarea datelor de bază, operatorul are posibilitatea să aleagă între o afişare a datelor acustice prelucrate pentru a accentua şi număra mufele sau o afişare a semnalelor neprelucrate şi a semnalelor prelucrate din care se pot număra mufele şi analiza semnalele. După ce se constată că datele neprelucrate, poziţia nivelului de lichid şi a mufelor sunt

70

corect indicate şi pot fi folosite pentru analiză, calculatorul prelucrează datele şi numără bucăţile de ţevi de extracţie până la nivelul de lichid. Dacă operatorul doreşte, aceste date prelucrate pot fi afişate (fig.3.33) pentru a vedea calitatea semnalului obţinut şi exactitatea numărării bucăţilor de ţevi de extracţie până la nivelul de lichid.

Această afişare este obţinută prin filtrarea digitală a datelor acustice la o frecvenţă precisă a mufelor, care a fost determinată anterior şi afişată pe ecran în colţul din stânga jos (fig. 3.32). Sunt trasate linii verticale la fiecare reflexie a mufelor, pe măsură ce acestea sunt numarate.

Ultima linie verticală îngroşată indică reflexia nivelului de lichid. De asemenea, ultimele mufe sunt determinate prin extrapolare.

Fig. 3.33 Modul de afişare a mufelor.

Fig. 3.34 Modul de afişare a datelor rezultate din analiza sondei În figura 3.34 este prezentat modul de afişare a datelor rezultate din analiza sondei.

Scopul acestei afişări este de a oferi un tablou complet al condiţiilor din sondă în

71

momentul măsurătorii. Figura este împărţită în două părţi: în dreapta este prezentată schematizat gaura de sondă şi zăcământul, iar în stânga sunt prezentate informaţii cantitative despre sondă şi comportarea sa anterioară. Schema găurii de sondă include parametrii ca: lungimea ţevilor de extracţie, adâncimea perforaturilor, presiunea în coloană la suprafaţă, ritmul de creştere a presiunii în coloană cu sonda închisă, debitul (calculat) de curgere a gazelor prin spaţiul inelar, adâncimea până la interfaţa gaze - lichid, procentul de lichid prezent în coloana de lichid gazeificat, presiunea dinamică de fund calculată şi valoarea curentă a presiunii statice. Informaţiile cantitative din partea stângă a figurii prezintă cele mai importante date despre sondă. Sunt prezentate, printre altele, rezultatele ultimelor teste de producţie, precum şi rezultatele analizei comportării sondei bazată pe curba de comportare a stratului (curba I.P.R.) de tip Vogel. Acestea includ eficienţa curgerii şi debitul maxim care poate fi obţinut reducând presiunea dinamică de fund la o valoare minimă.

În orice moment în timpul măsurătorilor sau după terminarea acestora se poate obţine o prezentare grafică sau tabelară a datelor înregistrate şi a rezultatelor obţinute în urma prelucrării acestor date. Acestea sunt:

- presiunea în coloană la suprafaţă în funcţie de timp; - presiunea de fund în funcţie de timp; - nivelul de lichid în funcţie de timp; - temperatura în funcţie de timp; - rezultatele analizei curbei de restabilire a presiunii de fund prin metoda Horner şi

metoda Miller, Dyes şi Hutchinson; - rezultatele analizei datelor de presiune cu ajutorul curbelor etalon (analiza log-log); - date despre curgerea lichidului şi gazelor în funcţie de timp.

Stocarea datelor

Calculatorul şi convertorul analog - digital transformă semnalele de la microfon în date digitalizate. Aceste date împreună cu timpul, temperatura şi presiunea la coloană sunt stocate pe hard-disk-ul calculatorului, care pot fi transferate pe un alt calculator dacă se doreşte prelucrarea acestora..

Dinamometrarea sondelor

Datele necesare pentru analiza dinamometrică sunt obţinute de la traductorii de sarcină (celule de sarcină) şi traductorii de poziţie (fig.3.30). În celula de sarcină se află montat si un accelerometru care înregistrează acceleraţia prăjinii lustruite.

Datele de dinamometrare sunt colectate şi afişate de către calculator, care permite şi stocarea acestora, ca perechi de valori sarcină - deplasare (sau acceleraţie) în funcţie de timp (sau perioade de timp), pentru a fi apoi prelucrate şi analizate. În urma analizării şi prelucrării acestor date se obţine distribuţia sarcinii în garnitura de prăjini de pompare, curba sarcină - deplasare la nivelul pompei, informaţii despre modul de funcţionare a supapelor şi despre pierderile de fluid prin acestea, informaţii despre eficienţa echilibrării şi randamentul motorului, etc.

De asemenea, integrarea semnalului acceleraţiei permite determinarea vitezei prăjinii lustruite, care integrată la rândul său permite determinarea poziţiei prăjinii lustruite în funcţie de timp. Constantele de integrare sunt determinate din condiţiile la limită ce definesc poziţia minimă, medie şi maximă a prăjinii lustruite în timpul unui ciclu complet de pompare.

Prezentarea rezultatelor

72

În figura 3.35 este prezentată variaţia sarcinii în prăjina lustruită în funcţie de timp şi de asemenea variaţia acceleraţiei, vitezei şi poziţiei prăjinii lustruite în funcţie de timp.

Observaţie: ,,Cu ajutorul datelor grupate pe perioade de timp, pentru sarcina în prăjina lustruită şi deplasare există posibilitatea să se calculeze diagrame corespunzătoare sarcină în funcţie de deplasare, în diferite puncte din garnitura de prăjini de pompare, dar mai ales la nivelul pompei. Se obţine astfel o descriere exactă a eforturilor din prăjini şi o evaluare precisă a condiţiilor de lucru şi eficienţa pompei”.

Operatorul poate selecta părţile mai importante din seriile de date pentru o afişare mai detaliată, pentru ca astfel să studieze caracteristicile speciale ale semnalului pentru un ciclu specific. Există astfel posibilitatea ca pentru o analiză mai în detaliu, operatorul să poată selecta un ciclu de pompare, o serie de cicluri de pompare sau o parte din ciclul de pompare.

Fig. 3.35 Variaţia sarcinii în prăjina lustruită, a acceleraţiei, vitezei şi poziţiei prăjinii

lustruite în funcţie de timp. Acest lucru prezintă o mare importanţă atunci când se pune problema identificării

unor fenomene negative care apar în timpul funcţionării, cum ar fi: pierderi de lichid prin supape, vibraţii, frecări excesive, etc. Dacă porţiunea selectată este satisfăcătoare se conectează afişarea pentru dinamometru (fig. 3.36). Scopul principal al acestei afişări este de a indica imediat dacă unitatea de pompare funcţionează corect sau nu.

Fig. 3.36 Modul de afişare a datelor de dinamometrare

73

În figura 3.36 caseta de sus prezintă dinamograma, iar caseta de jos câteva grafice de diagnosticare. Astfel, în partea stângă jos este reprezentată variaţia sarcinii în prăjina lustruită şi a intensităţii curentului la motor în funcţie de timp pentru ciclul ales. Variaţia intensităţii curentului electric oferă informaţii despre echilibrarea unităţii de pompare, vârfurile inegale ale intensităţii curentului fiind o indicaţie că unitatea este dezechilibrată. În exemplul de faţă consumul de curent este mai mare la cursa ascendentă decât la cursa descendentă, ceea ce înseamnă că unitatea este dezechilibrată.

În partea dreaptă jos este reprezentată dinamograma la suprafaţă pentru cursa selectată şi dinamograma calculată la nivelul pompei. Din analiza dinamogramei la nivelul pompei rezultă că cilindrul pompei se umple 100%, alungirea prăjinilor fiind minimă. Aceasta este o indicaţie că pompa funcţionează la întreaga capacitate. Pentru a vedea dacă există posibilitatea creşterii debitului este necesar să se efectueze proba de etanşare a supapelor, pentru a determina dacă acestea funcţionează sau nu cu pierderi de lichid minime.

În cazul de faţă nivelul înalt al lichidului din sondă indică faptul că debitul de pompare este mai mic decât debitul stratului. Prin urmare, debitul poate fi mărit modificând parametrii de pompare (lungimea cursei şi numărul de curse).

În figura 3.37 este prezentată proba de etanşare a supapei fixe, iar în figura 3.40 proba de etanşare a supapei mobile.

Fig. 3.37 Proba de etanşare a supapei fixe 8 8 8

Fig. 3.38 Proba de etanşare a supapei mobile

74

Simultan cu efectuarea operaţiei de dinamometrare se pot efectua şi măsurători acustice de nivel. Se pot face apoi corelări între datele de dinamometrare şi datele acustice, deoarece aparatul înregistrează automat ora la care se fac măsurătorile. În felul acesta se pot urmări datele de dinamometrare în funcţie de variaţia nivelului de lichid de deasupra pompei. Procedând astfel până la condiţia de pompare în gol se pot identifica exact caracteristicile de pe dinamogramă, care se corelează cu începutul condiţiei de pompare în gol.

În afară de parametrii enumeraţi mai sus, mai pot fi înregistraţi şi alţi parametrii cum ar fi: presiunea şi temperatura în ţevile de extracţie, curentul şi puterea la motor, etc.Singura condiţie este de a dispune de traductori adecvaţi pentru măsurarea parametrului care interesează şi care pot genera un semnal electric.

Alte aplicaţii ale echometrului

Aparatul poate fi folosit şi la analiza funcţionării sondelor în gaz - lift. Astfel, înregistrarea şi urmărirea nivelului de lichid în timpul pornirii (descărcării) sondei, concomitent cu înregistrarea şi urmărirea presiunii la coloană şi în ţevile de extracţie, oferă informaţii detaliate despre modul de funcţionare a supapelor din sondă.

De asemenea, aparatul poate fi folosit şi la cercetarea sondelor de gaze adânci, cu presiuni mari, la care spaţiul inelar este izolat de ţevile de extracţie printr-un packer. Presiunea de fund se determină în acest caz transmiţând unda acustică prin interiorul ţevilor de extracţie. În acest sens a fost construită o puşcă de gaze de mare presiune, care funcţionează până la presiuni de 10,3 bar şi care este acţionată cu ajutorul unor supape cu ac instalate în sondă. Aceasta utilizează gazele din sondă pentru a genera unda iniţială de presiune (nu este necesară nici o sursă de gaze exterioară) şi poate fi folosită şi la sondele cu concentraţii mari de bioxid de carbon şi hidrogen sulfurat.

Avantajul acestor sisteme automate de măsurare a presiunii la suprafaţă şi de determinare acustică a nivelului de lichid, pe baza cărora se determină apoi presiunea de fund, îl constituie preţul relativ scăzut la care pot fi obţinute aceste informaţii. De asemenea, analiza curbei de restabilire a presiunii de fund permite determinarea unor parametrii de zăcământ cum ar fi permeabilitatea, efectul skin, presiunea de zăcământ, etc., la un cost scăzut în comparaţie cu cele obţinute cu aparatele de înregistrare convenţionale. Sensibilitatea în localizarea nivelului de lichid este de ± 0,6 m.

4. Pompajul intermitent cu prăjini

Extracţia petrolului din sondele cu aflux scăzut se efectuează de obicei prin pompaj de adâncime cu prăjini. Funcţionarea sistemului strat – pompă este exprimată de raportul dintre debitul de lichid produs de strat.

Q = IP · (pc – pf) (1)

şi debitul de lichid pompat de pompă:

75

Qp = 1440 · Ap · S · n · α. (2)

Atunci când nivelul dinamic în sondă (presiunea dinamică), este constant, condiţia de funcţionare continuă a sistemului strat – pompă este:

Q = Qp (3)

Dacă asupra cauzelor care provoacă un aflux scăzut (presiunea de zăcământ scăzută) nu se poate interveni pentru a mări debitul stratului Q trebuie acţionat asupra lui Qp pentru micşorarea acestuia astfel încât să fie satisfăcută relaţia:

Q = Qp (4)

În caz contrar Q < Qp, iar pompa va trebui să funcţioneze continuu în condiţiile umplerii incomplete a cilindrului acesteia cu lichid.

Debitul pompei Qp poate fi modificat prin schimbarea celor trei elemente din relaţie şi anume:

• diametrul pistonului. • numărul de curse pe minut; • lungimea cursei.

Cursa pistonului variază între 0,5 – 5 m, diametrul pistonului variază între 1 1/16- 13/4, iar numărul de curse duble pe minut are o variaţie medie de 6 -12 cd/minut. Sunt însă cazuri când deşi micşorând aceste elemente la minimum posibil nu se poate micşora debitul pompei Qp , astfel încât în aceste cazuri:

Q < Qp (5)

Pentru funcţionarea corespunzătoare a utilajului de fund şi de suprafaţă al instalaţiei de pompare cât şi pentru un consum energetic cât mai mic este necesară reducerea duratei de funcţionare a pompei, astfel încât volumul de fluid debitat de strat să fie egal cu volumul pompat într-un timp cât mai scurt, procedându-se astfel:

• se lasă instalaţia de pompare în repaus, timp în care stratul debitează, rezultatul fiind creşterea nivelului în coloana sondei;

• se porneşte instalaţia de pompare şi pompa pompează lichidul acumulat în coloana sondei în perioada de repaus a pompei, cât şi lichidul debitat de strat în acelaşi timp cu funcţionarea pompei, iar în momentul în care nivelul de lichid din coloană a ajuns la sorbul pompei se opreşte instalaţia de pompare, urmând apoi un nou ciclu.

Deci un pompaj intermitent sau periodic este pompajul în care pompa funcţionează discontinuu şi urmează un anumit ciclu repetabil în timp. Problema de bază a pompajului periodic este alegerea perioadei ciclului, respectiv a timpului de funcţionare a pompajului încât să se obţină un regim de pompaj optim.

4.1 Perioada de acumulare

La oprirea pompei nivelul în coloana sondei se găseşte la sorbul pompei, care la rândul lui este situat la media adâncimii perforaturilor coloanei. Admiţând curgerea radial – plană simetrică a unui lichid incompresibil, debitul d lichid ce intră în coloana sondei, ducând la creşterea nivelului dh (fig/4.1) în timpul dt va fi:

76

Hc h

dh

Pompa

Nivelul static

p)(pIPt

hAQ c −⋅=⋅⋅=

d

d1440 (6)

în care A este suprafaţă liberă a lichidului în sondă; ( )22

4 ei dDA −= π

pc – presiunea statică; p – presiunea de fund a sondei la timpul t după oprirea pompei; dh – variaţia nivelului de lichid în sondă în timpul dt.

clc Hgp ⋅⋅= ρ şi gHp lρ= (7)

Fig. 4.1 Schema sondei şi notaţiile folosite pentru determinarea timpului de acumulare şi a timpului de funcţionare.

Prin urmare, ţinând seama de realaţiile (6) şi (7) rezultă:

h)(HgρIPt

hA cl −⋅⋅⋅=⋅⋅

d

d4401 (8)

cll H

A

IPgρh

A

IPgρ

t

h ⋅⋅⋅⋅

+⋅⋅⋅⋅

−=14401440d

d (9)

Această ecuaţie este o ecuaţie diferenţială liniară cu termen liber, nenul de forma:

H′(t) = a·h(t) + b (10)

Soluţia generală este:

atC

a

beh(t) ⋅+−= (11)

unde C este constanta de integrare care se determină din condiţia iniţială:

77

h(to) = ho (12)

Pentru to = 0, la începutul ciclului ho = 0, adică nivelul de lichid se găseşte la sorbul

pompei şi nivelul stratului: h(0) = 0, rezultă:

A

IPgρa l

⋅⋅⋅

−=1440 , c

l HA

IPgρb ⋅

⋅⋅⋅

=1440 (13)

Deci soluţia ecuaţiei este:

t

A

IPgρ

c

l

CH⋅

⋅⋅⋅

−⋅+= 1440eh(t) (14)

Pentru determinarea constantei C se introduce condiţia iniţială şi se obţine:

C = -Hc,

iar relaţia (14) devine:

−⋅=

⋅⋅⋅⋅

− tA

IPgρ

c

am

H 1440e1h(t) (15)

şi indică înălţimea nivelului de lichid în coloana sondei în funcţie de timp, când pompa nu funcţionează.

4.2 Perioada de funcţionare

În această perioadă funcţionează simultan atât pompa cât şi stratul, iar relaţia:

p)(pIPt

hAQ c −⋅=⋅=

d

d

devine:

t

hA)p(pIPQ fcp d

d1440 ⋅⋅−=−⋅− (16)

sau

t

hAh)(HIPgρQ clp d

d1440 ⋅⋅−=−⋅⋅⋅−

A

QHIPgρh

A

IPgρ

t

h pcll

⋅−⋅⋅⋅

+⋅⋅⋅⋅

−=14401440d

d (17)

Aceasta este tot o ecuaţie diferenţială liniară cu termen liber nenul a cărei soluţie este:

78

atC

a

beh(t) ⋅+−= (18)

iar parametrii a şi b sunt daţi dec relaţiile:

A

IPgρa l

⋅⋅⋅

−=1440 ,

A

QHIPgρb

pcl

⋅−⋅⋅⋅

=1440

(19)

Prin înlocuire se obţine:

t

A

IPgρ

l

pc

l

CIPgρ

QH

⋅⋅⋅⋅

−⋅+

⋅⋅−= 1440eh(t) (20)

Constanta C se determină din condiţiile iniţiale: în momentul pornirii pompei, Qp ≠ 0, s-a scurs timpul t = tac de la oprirea anterioară, iar înălţimea nivelului de lichid din coloana sondei va fi:

−⋅=

⋅⋅⋅⋅

− acl t

A

IPgρ

cac Hh 1440e1 (21)

Deci în momentul iniţial acac h)h(t = iar prin înlocuire rezultă:

ac

l tA

IPgρ

l

pacac IPgρ

QHh

C⋅

⋅⋅⋅

−

⋅⋅−−

=1440e

(22)

prin înlocuire se obţine:

)t(tA

IPgρ

l

pclac

l

pcl acl

IPgρ

QHIPgρh

IPgρ

QHIPgρh

−⋅

⋅⋅−

⋅

⋅⋅−⋅⋅⋅

−+⋅⋅

−⋅⋅⋅= 1440e

(23)

Această relaţie indică înălţimea nivelului de lichid în coloana sondei, în funcţie de timp când pompa funcţionează(fig.2)

Un ciclu T cuprinde o perioadă de acumulare şi o perioadă de funcţionare.

T = tac + tf (24)

Pentru a determina timpul cât funcţionează pompa până când nivelul de lichid ajunge la sorbul pompei, se pune condiţia h = 0, h(T) = 0, rezultând:

IPgρ

QH

h

l

pc

ac)t(T

A

IPgρ

acl

⋅⋅−

−=−⋅

⋅

⋅⋅−

1e 1440

(25)

Prin logaritmarea relaţiei se obţine:

79

⋅⋅−

−⋅⋅⋅⋅+=

IPgρ

QH

h

IPgρ

At

l

pc

ac

lac 1ln

1440T (26)

tf = T - tac (27)

Fig. 4.2 Variaţia nivelului de lichid din coloana sondei în funcţie de timp.

Numărul de cicluri în 24 ore:

Tnc

1440= . (28)

Timpul total de funcţionare, în 24 ore va fi:

Ttf = nc · tf (29)

Debitul produs de o sondă într-o zi:

14401440

pfc

ptf

Qtn

QTQ ⋅⋅=⋅= (30)

5. Pompajul elicoidal

Principiul de funcţionare al pompelor elicoidale a fost prezentat pentru prima dată în anul 1935 de către Rene Moineau care, în teza de doctorat susţinută la Universitatea din Paris, descria invenţia sa numită “un nou sistem de pompare”.

Enunţat pe scurt, principiul lui Moineau constă în formarea unor cavităţi prin introducerea unui rotor a cărui arie exterioară este o suprafaţă elicoidală simplă, în interiorul unui stator a cărui arie interioară este o suprafaţă elicoidală dublă. Când rotorul se roteşte,

80

cavităţile se deplasează de la un capăt (aspiraţie) la celălalt (refulare) conducând astfel la o curgere continuă.

În Franţa pompele elicoidale se confecţionează încă din anul 1936 de către firma EMIP (RODEMIP) şi sunt cunoscute sub numele de pompe tip Moineau. Tot din anul 1936 sunt confecţionate şi în SUA de către firma ROBBINS MEYERS sub denumirea de pompe MOYNO.

Pompele elicoidale au fost şi sunt folosite în diferite domenii de activitate, la vehicularea fluidelor cu vâscozitate ridicată.

Varianta constructivă de pompă elicoidală submersibilă folosită la extracţia ţiţeiului din sonde a fost confecţionată la câţiva ani după 1936, iar în timp au fost testate diferite metode de acţionare a rotorului pompei. O încercare de acţionare a rotorului cu ajutorul unui motor de pompă electrocentrifugală submersibilă cu turaţie mare a avut loc în anul 1966 şi s-a considerat nereuşită deoarece a condus la avarierea statorului. Cu acelaşi rezultat negativ s-a soldat şi testarea în anul 1973 a unei pompe elicoidale introdusă la adâncime mare, în vederea extragerii unor ţiţeiuri cu vâscozitate mică, ceea ce a sugerat, în anul 1977, posibilitatea experimentării acestor pompe la extracţia ţiţeiurilor vâscoase.

În anul 1979 s-a trecut la sistemul actual de acţionare al rotorului, prin rotirea prăjinilor de pompare, prima pompă de acest tip fiind experimentată în sondă de către firma HIGHLAND/COROD din Canada.

Îmbunătăţirile aduse acestui sistem de extracţie au făcut ca acesta să devină, în scurt timp, o alternativă viabilă faţă de sistemele tradiţionale de extracţie a ţiţeiului.

Utilizarea pompelor elicoidale în extracţia ţiţeiului prezintă următoarele avantaje: • necesită investiţii mici; • sunt economice la instalare. Datorită compactităţii instalaţiei costurile de instalare

sunt reduse, se elimină fundaţia necesară unităţilor de pompare cu balansier, asamblarea instalaţiei făcându-se direct pe flanşa capului de pompare;

• instalarea este mai rapidă şi mult mai convenabilă decât la unităţile de pompare cu balansier;

• siguranţă în funcţionare. Prin construcţia sa, instalaţia are toate părţile în mişcare protejate, neexistând pericolul accidentărilor;

• randamentul mare. Construcţia simplă a pompei elicoidale produce o frecare mică în cuplul rotor – stator, ducând la un randament mecanic ridicat. Un cuplu rotor – stator corect ales conduce la un „slipaj” mic al lichidului, respectiv la un randament volumic mare;

• pompele elicoidale necesită energie numai pentru ridicarea (liftare) fluidului, nu şi a prăjinilor de pompare;

• durata mare de funcţionare. Sistemul de pompare şi construcţia instalaţiei asigură o durată mare de funcţionare, ajungându-se la o durată de funcţionare continuă de doi – trei ani;

• nu există pericolul blocării cu gaze. Nu au supape care să se blocheze cu gaze; • deoarece nu se blochează cu gaze, pompele elicoidale sunt ideale pentru

eliminarea apei din sondele de extracţie a gazelor naturale; • întreţinerea simplă. Întreţinerea instalaţiei în exploatare este simplă, nefiind

necesare procedee complicate sau scule şi dispozitive speciale; • perioadă mare de timp între intervenţii; • funcţionare fără zgomot. Datorită faptului că pompa debitează continuu, sarcina în

instalaţia de suprafaţă este constantă şi prin construcţia sa, cu reductor conic, nivelul de zgomot este redus;

• sunt eliminate ruperile prăjinilor de pompare cauzate de greutatea lichidului;

81

• tipul de elastomer din care este confecţionat statorul poate fi ales la cerere, astfel încât aceasta să fie compatibil cu fluidele produse de sondă;

• debitul de acţionare facilitează schimbarea vitezei de rotaţie în funcţie de variaţia debitului produs de sondă (astfel viteza de rotaţie poate fi aleasă de aşa natură, încât debitul pompei să fie egal cu debitul maxim pe care poate să-l producă stratul şi care corespunde corelaţiei de funcţionare strat – pompă);

• pot fi folosite pentru irigaţii; • sunt capabile să pompeze ţiţei cu procente mari de apă şi gaze; • reduc emulsionarea fluidelor; • nu sunt sensibile la solidele existente în fluidele vehiculate; • sensibilitate mică la coroziune; • debitează continuu şi constant, evitând astfel pulsaţiile în curgere. Datorită acestui

fapt se reduce posibilitatea depunerii parafinei şi a solidelor; • vehiculează fluidele cu vâscozităţi ridicate; • cheltuieli mici pentru întreţinere; • consum redus de energie electrică; • uzura mai mică a prăjinilor de pompare şi a ţevilor de extracţie. Prăjinile de

extracţie sunt supuse la o solicitare constantă, în comparaţie cu pompajul clasic, unde sunt supuse la solicitări variabile;

• pot fi utilizate cu succes la sondele care produc cu debite mici în locul pompajului intermitent. Se asigură astfel o funcţionare continuă a sondei şi un debit mai mare în cazul pompajului intermitent;

• sunt ideale pentru exploatările din zonele urbane, echipamentul de suprafaţă având dimensiuni mult mai reduse decât cel utilizat în pompajul clasic.

Pe lângă avantajele prezentate mai sus, pompele elicoidale prezintă şi câteva dezavantaje cum ar fi: • analiza şi controlul funcţionării pompei pot fi făcute numai pe baza datelor de

producţie şi a nivelului de lichid din spaţiul inelar (dinamometrele şi diagramele de pompare nu pot fi utilizate);

• trebuie evitată oprirea când vâscozitatea fluidului este mare şi aceasta conţine un procent mare de nisip;

• prăjinile de pompare sunt solicitate atât la tracţiune cât şi la torsiune.

5.1. Instalaţia de pompare cu pompe elicoidale

O instalaţie de pompare, cum este cea prezentată în fig. 5.1, cuprinde echipamentul de fund şi echipamentul de suprafaţă.

Echipamentul de fund se compune din pompa elicoidală submersibilă, ţevile de extracţie şi prăjinile de pompare.

Echipamentul de suprafaţă cuprinde sistemul de acţionare al prăjinilor de pompare, respectiv al rotorului pompei, cuplajul dintre sistemul de acţionare şi capul de antrenare, capul de antrenare şi sistemul de susţinere al întregului echipament de fund.

82

Fig. 5.1. Schema instalaţiei de pompare cu pompe elicoidale.

Echipamentul de suprafaţă al sondelor echipate cu pompe elicoidale Sistemul de acţionare (fig.5.2) asigură mişcarea de rotaţie a prăjinilor de pompare

respectiv a rotorului pompei elicoidale. În majoritatea cazurilor, în cadrul sistemului de acţionare se utilizează motoare electrice, dar pot fi utilizate şi motoare termice sau hidraulice.

Transmiterea mişcării de rotaţie se poate face cu viteză fixă sau cu viteză variabilă astfel că sistemele de acţionare sunt cu viteză fixă sau variabilă.

Sistemele de acţionare cu viteză fixă sunt rigide dar permit, totuşi, schimbarea vitezei de rotaţie în trepte de la 1 la 6 în funcţie de diametrul roţilor de antrenare. În cadrul sistemelor de acţionare cu viteză fixă se disting următoarele variante constructive:

a) cu motor electric, roţi pentru curele şi curele de transmisie.

83

Schimbarea vitezei de rotaţie se realizează prin schimbarea diametrului roţii de antrenare sau prin înlocuirea motorului electric cu un alt motor cu turaţie diferită faţă de a celui existent.

b) cu motor electric, reductor de turaţie, roţi pentru curele şi curele de transmisie. În acest caz, schimbarea vitezei de rotaţie se realizează prin schimbarea diametrului roţii de antrenare, prin înlocuirea motorului electric cu un alt motor cu turaţie diferită faţă de a celui existent sau prin schimbarea raportului de reducere al reductorului;

c) cu motor electric şi reductor de turaţie. Schimbarea vitezei de rotaţie se realizează prin înlocuirea motorului electric sau prin schimbarea raportului de reducere a reductorului.

Fig. 5.2. Sisteme de acţionare a prăjinilor de pompare

Transmisia prin curele asigură pornirea elastică a motorului electric, protejându-l la suprasarcină.

Motoarele electrice au turaţii de 750, 1000 şi 1500 rot/min. Sistemul de acţionare cu viteză fixă şi transmisie prin curele întrucât asigură o viteză

constantă de rotaţie este indicat să se utilizeze la sondele care au un regim stabil al parametrilor de funcţionare şi la sondele cu un aflux mare de apă.

Sistemul de acţionare cu viteză variabilă permite realizarea unui domeniu larg de viteze de rotaţie, fie prin modificarea frecvenţei în cazul utilizării motoarelor electrice, fie printr-un dispozitiv de control al turaţiei în cazul utilizării motoarelor hidraulice. În primul caz sistemul de acţionare poate fi cu variator mecanic de turaţie şi cu variator electronic de turaţie sau convertizor de frecvenţă.

Sistemul cu variator mecanic de turaţie este cel mai răspândit şi se caracterizează prin variaţii de turaţie de la 1 la 6, de la 1 la 4 sau de la 1 la 3, realizând între 50 şi 300 rot/min. Acest domeniu larg de valori dă posibilitatea adaptării la condiţiile variabile ale sondei.

Sistemul cu variator electronic oferă posibilitatea realizării unui domeniu de viteze de la câteva rot/min până la numărul maxim de rot/min. De altfel se recomandă pornirea instalaţiei de pompare la o viteză de rotaţie mică şi apoi creşterea treptată a acesteia până la o viteză de rotaţie necesară, în special în cazul extracţiei unor fluide cu vâscozitate mare sau abrazive.

În cazul sistemului de acţionare cu motoare hidraulice mişcarea este transmisă la reductorul de turaţie de către un motor hidraulic. Acesta este dispus într-o schemă de acţionare care conţine o pompă hidraulică, un rezervor, un filtru, un dispozitiv de control al

84

turaţiei, ventile, manometre etc. Sistemul este prevăzut cu o valvă acţionată termostatic care permite pornirea pe vreme rece fără să fie nevoie de încălzirea întregului sistem. Sistemul de acţionare hidraulic este preferat a se folosi în cazul extracţiei unor fluide cu vâscozitate mare, a unor fluide cu un conţinut mare de nisip şi în special în cazul extracţiei ţiţeiurilor grele.

Utilizarea sistemului de acţionare hidraulic prezintă următoarele avantaje: randamente mai mari, viteze variabile, protecţie la rupere a prăjinilor de pompare şi la momentul de întoarcere.

Capul de antrenare

Echipamentul de suprafaţă mai cuprinde: capul de antrenare, cuplajul dintre sistemul de acţionare şi capul de antrenare şi capul de pompare.

Capul de antrenare are rolul de : • transmitere a mişcării de rotaţie de la sistemul de antrenare la prăjinile de

pompare, respectiv la rotorul pompei, prin intermediul prăjinii lustruite; • preluare a forţei axiale de la prăjinile de pompare (forţă dată de greutatea

prăjinilor, greutatea lichidului şi greutatea rotorului). Prăjina lustruită face legătura între arborele de ieşire al reductorului şi garnitura de

prăjini de pompare, trecând prin cutia de etanşare. De asemenea, permite manevrarea pe verticală a echipamentului de fund.

Din cele prezentate mai sus rezultă că dimensiunile de gabarit ale echipamentului de suprafaţă în cazul folosirii sistemului de pompare cu pompe elicoidale sunt mult mai mici faţă de dimensiunile de gabarit ale echipamentului de suprafaţă în cazul pompajului clasic. De asemenea, unitatea de suprafaţă nu necesită o echilibrare ca în cazul unităţilor cu balansier, unde de altfel o echilibrare perfectă nu se poate realiza.

Costurile de exploatare vor fi mai mici în cazul folosirii sistemului de pompare cu pompe elicoidale,deoarece funcţionarea la viteze mari permite utilizarea unor angrenaje mai mici pentru aceiaşi sarcină utilă, ceea ce conduce la forţe de inerţie mai mici şi deci la pierderi de energie reduse.

Costurile de exploatare vor fi mai mici în cazul folosirii sistemului de pompare cu pompe elicoidale,deoarece funcţionarea la viteze mari permite utilizarea unor angrenaje mai mici pentru aceiaşi sarcină utilă, ceea ce conduce la forţe de inerţie mai mici şi deci la pierderi de energie reduse.

Aspectele prezentate mai sus precum şi avantajele utilizării pompelor elicoidale fac ca acest sistem de extracţie să cunoască o dezvoltare din ce în ce mai mare.

Echipamentul de fund al sondelor echipate cu pompe elicoidale

Pompa elicoidală este cunoscută în literatura de specialitate sub diferite denumiri ca:

Moineau, Moyno, cu şurub, cu cavităţi progresive sau econolift.

Elementele principale ale pompei sunt rotorul şi statorul. Rotorul este confecţionat din materiale rezistente la coroziune, cum ar fi oţelul înalt

aliat cromat, sau oţel inoxidabil pentru a avea o bună comportare în cazul vehiculării unor fluide abrazive. Pe întreaga lungime a rotorului sunt practicate canale elicoidale (“filet” exterior cu unul sau mai multe începuturi). Când este practicat un singur canal elicoidal, rotorul este o elice simplă (suprafaţa exterioară a rotorului este o suprafaţă elicoidală simplă) cu secţiunea transversală circulară şi are un singur început. Atunci când sunt practicate două

85

canale elicoidale rotorul este o elice dublă (aria exterioară a rotorului este o suprafaţă elicoidală dublă) cu secţiunea transversală formată din doi lobi şi are două începuturi.

Lungimea rotorului este mai mare decât cea a statorului şi poate ajunge până la 6 m. Rotorul se introduce şi se fixează în stator cu ajutorul prăjinilor de pompare.

Statorul este confecţionat din cauciuc nitrilic sau dintr-un elastomer rezistent la abraziune şi coroziune, turnat în interiorul unei ţevi de oţel cu perete gros. Ţeava de oţel poate fi tratată prin nitrurare atunci când condiţiile din sondă impun acest lucru.

Elastomerul cu care este căptuşit statorul este format de regulă dintr-o singură bucată. În interior, pe întreaga lungime a statorului sunt practicate canale elicoidale (“filet” interior cu două sau mai multe începuturi). Deci, condiţia obligatorie este ca statorul să aibă un canal în plus faţă de rotor.

La partea inferioară statorul este prevăzut cu un opritor care are rolul de a poziţiona rotorul în stator şi de a nu permite căderea rotorului sub pompa în cazul unei defecţiuni. De asemenea, cu ajutorul lui se stabileşte fereastra pompei.

Statorul se introduce în sondă cu ţevile de extracţie. Marea majoritate a firmelor construiesc pompe elicoidale la care rotorul este prevăzut

cu un singur canal elicoidal, deci cu un singur început, iar statorul este prevăzut cu două canale elicoidale, deci cu două începuturi. La aceste pompe lungimea pasului statorului este dublă faţă de lungimea pasului rotorului (fig. 5.3). .

Fig. 5.3. Secţiune prin pompa elicoidală.

Datorită configuraţiei geometrice a elementelor pompei, principiul de funcţionare al pompei este relativ simplu. Astfel, când rotorul este introdus în interiorul statorului, în pompă se formează o serie de cavităţi identice, separate şi etanşe. Atunci când rotorul se roteşte în interiorul statorului, aceste cavităţi se deplasează de la partea inferioară spre partea superioară a pompei (de la aspiraţie la refulare), transportând fluidul produs de strat prin pompă şi de aici mai departe în sus prin ţevi, realizând astfel acţiunea de pompare (fig. 5.4).

86

.

Lungimea minimă necesară unei pompe pentru ca aceasta să realizeze acţiunea de pompare este egală cu lungimea unui pas. În acest caz, pompa este cu un singur etaj (treaptă), fiecare pas suplimentar constituind un nou etaj.

O rotaţie completă a rotorului creează două cavităţi cu fluid. Când o cavitaţie se deschide, simultan cavitatea opusă se închide. Aria secţiunii transversale a acestor două cavităţi alăturate este dată de relaţia:

ed4A ⋅⋅= (1)

în care: d - reprezintă diametrul rotorului; e - excentricitatea sau distanţa dintre axa rotorului şi axa statorului, respectiv distanţa

dintre axa rotorului şi centrul secţiunii circulare prin pompă. În figura 5.5 este prezentată aria de curgere în funcţie de poziţia rotorului într-o

secţiune a pompei. Se observă şi din figură că aria de curgere este constantă, de aici rezultând o curgere nepulsatorie, debitul fiind constant. Cilindreea pompei, V, este egală cu:

pedpAV ⋅⋅⋅=⋅= 4 (2)

unde: p - reprezintă pasul statorului. La o înălţime de pompare zero (presiune zero) debitul Q este direct proporţional cu

cilindreea şi cu viteza de rotaţie n, a rotorului:

Fig. 5.4. Deplasarea cavităţilor

87

pednVQ ⋅⋅⋅=⋅= 4 (3)

Pentru a crea presiune de ridicare, trebuie să existe o presiune diferenţială între

cavităţile succesive. Pentru a realiza acest lucru este necesară o etanşare cu strângere între rotor şi stator. Aceasta este obţinută prin executarea diametrului rotorului puţin mai mare decât diametrul minim al statorului. Presiunea diferenţială se însumează de la o cavitate la alta, astfel încât înălţimea de pompare este proporţională cu numărul de cavităţi, respectiv cu numărul de etaje. Pentru a se evita o uzură excesivă a elastomerului, se recomandă ca presiunea diferenţială să nu depăşească 7 bar/etaj.

O pompă cu mai multe etaje realizează presiuni mai mari, respectiv adâncimi mari de pompare şi debite mici, în timp ce o pompă de acelaşi diametru şi de aceiaşi lungime cu cea iniţială, dar cu un număr mai mic de etaje (lungimea pasului mai mare), realizează presiuni mici, respectiv adâncimi mici de pompare şi debite mari.

Pompa elicoidală fiind o pompă volumică, presiunea este independentă de viteză, presiuni mari putând fi generate chiar la viteze mici.

Odată cu creşterea presiunii apar pierderi volumice proporţionale cu presiunea, iar debitul se reduce corespunzător diagramelor de funcţionare prezentate de către firmele constructoare, în funcţie de adâncimea de fixare a pompei.

Pierderile volumice depind de: • presiunea creată de pompă (presiunea diferenţială dintre cavităţi); • numărul de etaje; • gradul de comprimare al statorului datorită introducerii rotorului şi lucrului

acestuia; • vâscozitatea fluidelor vehiculate; • temperatura la nivelul pompei.

Simbolizarea pompelor elicoidale diferă de la firmă la firmă, fiecare firmă având propria simbolizare.

Pentru exemplificare, în continuare se vor prezenta simbolizările pompelor elicoidale produse de firmele Robbins Myers şi Emip.

Pompele elicoidale produse de firma Robbins Myers sunt simbolizate astfel: 40 - N – 0,25 cu următoarele semnificaţii: 40 - înălţimea maximă (recomandată) de pompare x 100 feet,

( feet400010040 =⋅ ); N - debit normal. Pot fi şi cu debit micşorat, notate cu L, sau cu debit mărit, notate cu

H;

Fig. 5.5. Aria de curgere în funcţie de poziţia rotorului.

88

0,25 - debitul, în barill pe zi, la o turaţie de 100 rot/min şi o presiune de lucru egală cu presiunea atmosferică, fără pierderi volumice.

(ηv = 1

) Pompele elicoidale produse de firma Emip sunt simbolizate astfel: 120 TP 2000 cu următoarele semnificaţii: 120 - debitul, în m3/zi, la o turaţie de 500 rot/min şi o presiune de lucru egală cu

presiunea atmosferică; 2000 - înălţimea de pompare, în metri.

Performanţele pompelor elicoidale

Performanţele pompelor elicoidale sunt următoarele: � debitul poate varia de la 0,3 la 900 m3/zi; � înălţimea maximă de pompare este 3 000 m; � temperatura de lucru este în domeniul 60 - 120°C, în cazul fluidelor curate

(fără impurităţi solide), respectiv de 40 - 90°C, în cazul fluidelor cu impurităţi solide;

� raţia apă – ţiţei poate ajunge până la 90 – 98%; � procentul de H2S trebuie să fie cuprins între 8 – 20%, în fază gazoasă,

respectiv 1 000 ppm în apă; � densitatea fluidelor vehiculate cuprinsă între 815 şi 1030 kg/m3; � vâscozitatea fluidelor vehiculate poate fi de maximum 20 Ns/m2, la 40°C (20

000 cP, la 40°C); � consumul de energie electrică este mai mic cu 50 – 70% decât în cazul

pompelor clasice cu piston, pentru aceleaşi condiţii de pompare; Factorii care limitează performanţele pompei sunt:

� efortul maxim admisibil din prăjini, care limitează puterea transmisă la rotor; � lungimea maximă a pompei din motive de execuţie, atât pentru rotor, cât şi

pentru stator (până la 6 m); � turaţia maximă este limitată, datorită solicitărilor care apar în prăjinile de

pompare (maxim 500 rot/min); � calitatea elastomerului din care este confecţionat statorul pompei.

Prăjinile de pompare

Prăjinile de pompare au rolul de a transmite mişcarea de rotaţie de la capul de antrenare la rotorul pompei. De asemenea, cu ajutorul lor se introduce şi se fixează rotorul în stator.

Garnitura de prăjini de pompare poate fi alcătuită din prăjini cu acelaşi diametru (garnitură unică) sau din tronsoane de prăjini cu diametru diferit (garnitură combinată).

În cazul pompajului cu pompe elicoidale, prăjinile de pompare nu sunt supuse la solicitări variabile ca în cazul pompajului clasic. Astfel, dacă la pompajul clasic sarcinile din garnitura de prăjini de pompare variază între un maxim şi un minim în timpul unui ciclu de pompare, la pompajul cu pompe elicoidale sarcina totală odată preluată rămâne relativ constantă în timpul funcţionării pompei.

Sarcinile care acţionează asupra prăjinilor de pompare în cazul pompajului cu pompe elicoidale sunt date de: greutatea proprie a garniturii de prăjini scufundată în lichid, greutatea coloanei de lichid care acţionează pe secţiunea transversală a rotorului pompei, momentul de torsiune necesar a fi transmis la pompă şi momentul de încovoiere (după pierderea

89

stabilităţii). Rezultă că, în cazul pompajului cu pompe elicoidale, prăjinile de pompare sunt supuse la întindere, torsiune şi încovoiere, deci la o solicitare compusă. Întinderea rigidizează garnitura de prăjini mărind turaţia la care apare pierderea stabilităţii, în timp ce torsiunea are un efect contrar.

Solicitările garniturii de prăjini de pompare

Principalele solicitări ale garniturii de prăjini de pompare sunt: solicitarea la tracţiune şi solicitarea la torsiune (pentru transmiterea momentului de torsiune necesar rotirii rotorului).

Solicitarea la tracţiune are loc sub acţiunea greutăţii proprii a garniturii de prăjini de pompare scufundată în lichid şi a greutăţii coloanei de lichid din ţevile de extracţie.

Efortul unitar de tracţiune are valoare maximă la partea superioară a garniturii de prăjini de pompare şi este dat de relaţia:

p

plt a

PbPσ

⋅+= (4)

în care: Pl - greutatea coloanei de lichid din ţevile de extracţie;

( ) plptl gHaAP ρ−= (5)

At,ap - aria secţiunii interioare a ţevilor de extracţie respectiv a prăjinilor de pompare, m2;

Hp - lungimea garniturii de prăjini de pompare, m;

b - factor de plutire (flotabilitate): ρl, ρo – densitatea lichidului pompat, respectiv a oţelului, kg/m3; Pp - greutatea prăjinilor în aer (PP= qpHp), N. Solicitarea la torsiune. Transmisia momentului de torsiune necesar rotirii rotorului

conduce la dezvoltarea tensiunilor tangenţiale pe toată lungimea garniturii de prăjini de pompare. Valoarea medie a momentului de torsiune se determină cu relaţia:

Mt = 9550 N/n (6)

în care: N -este puterea, kW;

n -este viteza de rotaţie, rot/min. Tensiunea tangenţială (efortul unitar tangenţial) se determină cu relaţia:

p

tt W

M = τ (7)

în care: WP este modulul de rezistenţă polar, şi este dat de relaţia:

16

d = W

3p

p

π (8)

unde: dp este diametrul prăjinilor de pompare.

o

llbρρ

−=

90

Cele două solicitări, la tracţiune şi la torsiune, dau naştere la o solicitare compusă. Pentru determinarea efortului unitar echivalent solicitării compuse σech, se adoptă una din teoriile de rezistenţă:

Conform teoriei I de rezistenţă:

( )2t

2ttech 4 + +

2

1 = τσσσ (9)

iar conform teoriei II de rezistenţă:

2t

2ttech 4 + 0,65 + 0,35 = τσσσ (10)

Relaţiile de mai sus reprezintă condiţia de verificare a rezistenţei garniturii de prăjini de pompare.

Se pune condiţia : σech ≤ σa

în care: σa este efortul unitar admisibil σa = σc/cs

iar cs coeficientul de siguranţă (cs = 1,5...1,9).

Ţevile de extracţie

Ţevile de extracţie au rolul de a susţine statorul pompei elicoidale şi de a asigura ascensiunea fluidelor produse de strat şi pompate de pompă la suprafaţă.

Alegerea diametrului ţevilor de extracţie se face în funcţie de dimensiunea pompei (filetul mufă al statorului) care urmează să fie introdusă în sondă.

Spre deosebire de sondele în erupţie naturală şi erupţie artificială, la sondele în pompaj cu pompe elicoidale ţevile de extracţie sunt supuse la solicitări mult mai mari, deoarece pe lângă greutatea lor proprie şi a echipamentului de fund mai intervine greutatea lichidului din interiorul ţevilor, iar în cazuri accidentale de rupere a prăjinilor de pompare şi greutatea acestora. Pe de altă parte,

în timpul funcţionării pompei datorită mişcării de rotaţie a rotorului în stator, ţevilor de extracţie le este transmis prin intermediul statorului,

un moment de torsiune care conduce la apariţia unor eforturi suplimentare în acestea.

Pentru a limita valoarea momentului de torsiune, sub statorul pompei se montează o ancoră antirotativă (fig.5.6) sau un packer. Ancora pe lângă faptul că limitează torsionarea ţevilor evită autodeşurubarea pompei şi/sau a garniturii de ţevi de extracţie în momentul opririi pompei datorită momentului reactiv. De asemenea,

ancora contribuie la centrarea şi fixarea pompei şi/sau a porţiunii inferioare a garniturii de ţevi de extracţie în coloana de exploatare a sondei. Ancorele folosite sunt de

tip mecanic.

Fig. 5.6 Ancoră antirotativă.

91

Ancora prezentată în figura 5.6 este proiectată de către I.P.C.U.P. Ploieşti şi I.C.P.T. Câmpina şi este produsă de UPETROM S.A. Ploieşti. Aceasta este o ancoră de tip mecanic, armarea şi fixarea ei realizându-se cu ajutorul arcurilor lamelare şi a celor două blocuri care se fixează în coloana de exploatare a sondei.

Un model simplu de ancoră mecanică este cel produs de firma DYNAMIC OIL TOOLS (fig. 5.7).Această ancoră utilizează blocuri de ancore cu forma efilată care se fixează în coloană atunci când ancora este rotită la dreapta, rotire generată de pompă. În momentul opririi pompei (rotaţiei), ancora se dezarmează, blocurile de ancorare desprinzându-se de pe coloană.

Fig. 5.7. Ancoră.

În România, pentru ancorarea ţevilor de extracţie s-au folosit cu succes packerele mecanice tip POSI-TEST.

Uzura ţevilor de extracţie este accentuată şi de frecările existente în punctele de contact ale ţevilor cu coloana de exploatare sau cu garnitura de prăjini de pompare. O altă cauză care contribuie în mod substanţial la creşterea uzurii, respectiv la micşorarea rezistenţei materialului, este mediul coroziv şi abraziv în care lucrează.

Datorită cauzelor enumerate mai sus, la sondele în pompaj cu pompe elicoidale se folosesc, de regulă, ţevile de extracţie cu capete îngroşate (upset, ramfors) la care rezistenţa în zona filetată se apropie de rezistenţa corpului.