抽油杆断脱的结构分析ok

PAGE14抽油杆断脱的结构分析摘要抽油杆在油管中的运动及油管自身的运动情况非常复杂,引起抽油杆与油管的内壁产生剧烈地摩擦,甚至将油管磨穿而造成油管漏失,或将抽油杆的节箍磨坏,造成抽油杆断脱,严重影响了抽油井的正常生产。陕西某油田区块，仅2013年抽油杆断脱35井次，占维护作业的10％以上，大量的杆柱断脱会给原油生产带来诸多影响。因此，针对抽油杆断裂进行结构分析，寻找有效的防断脱途经，减少抽油杆断脱频率，延长油井检泵周期是提高油田经济开发效益的迫切需要。关键词：抽油杆、断脱、结构、分析

目录摘要 11问题的来源 11.1抽油杆断裂位置分析 11.2抽油杆断裂的原因 11.2.1杆柱组合不合理，受力不均衡导致抽油杆疲劳破坏 11.2.2复杂的斜井井眼轨迹导致抽油杆偏磨 31.2.3杆的疲劳断裂 42理论分析 42.1理论分析 42.2中和点的计算 63抽油杆柱模型建立 73.1上冲程抽油杆柱受力模型 73.2下冲程抽油杆柱受力模型 103.3受力模型的边界条件 114仿真分析 124.1仿真计算程序流程图 124.2仿真计算结果分析 135结论 14参考文献 141问题的来源近年来，在油田生产中，由于油井井下生产环境比较复杂，导致抽油杆断裂井频繁发生，严重影响了油井正常生产。1.1抽油杆断裂位置分析以陕西安塞油田A区块为例，在断裂井中，光杆断6口，占17.0%；上部抽油杆（全井段深度的1/3以上）断15口，占43.0%；中部抽油杆（全井段深度的1/3-2/3）断10口，占29%；下部抽油杆（全井段深度的2/3以下）断2口，占5.7%；拉杆断2口，占5.7%。可见，抽油杆断裂位置主要集中在上部抽油杆、光杆，占到断裂井的43.0%；下部抽油杆断裂几率相对较小。1.2抽油杆断裂的原因抽油杆是有杆抽油系统中传递动力的部件，在油井工作中带动泵柱塞作上下往复运动，承受交变载荷。如果杆柱受力较小，所受应力明显小于耐久极限时，则无数次的正反载荷循环都不会使其损坏。但是，如果承受的应力接近甚至超过耐久极限时，就可能因逐渐损伤而导致破坏，即所谓的疲劳破坏。疲劳损坏的抽油杆断面具有非常明显的特征，即逐渐损坏的部分因2个面相互研磨而显得非常光滑；由于超过了弹性极限而损坏的断面则很粗糙。总的来说，抽油杆的损坏都是由疲劳破坏造成的。影响钢材疲劳极限的因素有交变应力、周围环境的腐蚀影响、零件表面形状及工作应力范围等。通过对35井次抽油杆断裂情况进行分析可知，造成抽油杆损坏的主要原因有：1.2.1杆柱组合不合理，受力不均衡导致抽油杆疲劳破坏组合不合理的抽油杆在不断恶劣的井下条件下工作，如惯性载荷的增大等，就很容易使抽油杆失稳而发生断裂。从统计情况看，抽油杆上部（包括光杆）断裂15口，占43.0%,这部分井断裂主要原因是泵挂深度不断增加，造成抽油杆最大拉应力增大，超过其屈服应力造成的，同时也使抽油机悬点载荷增大。安塞油田开发初期，对长6油层定向井、相对高产井的机、杆、泵、匹配为：最大下泵深度1250米，采用CYJ5-1.8-13(H)B抽油机，悬点载荷为44KN，抽油杆采用D级杆，许用应力11Kg/mm2,组合比例为3/4×42%+5/8×58%，抽汲参数为1.50×9×38长庆局钻采院孙应民，《安寒油田采油工艺设计方案》，1991年长庆局钻采院孙应民，《安寒油田采油工艺设计方案》，1991年由于安塞油田定向井初始造斜点平均在500米左右，正好占泵深1200米的40%。我厂在实际应用中，根据局开发部意见，取3/4比例40%，因此，在定向井直井段（井口—500米左右）下3/4抽油杆，斜井段下5/8抽油杆，采用Φ32管式泵，抽油杆组合为3/4×40%--5/8×60%，这一比例基本与抽油机型相匹配，也基本符合《抽油机—泵装置图表选择法（万邦烈）》近年来在实际生产过程中，随着泵挂不断增加和受油井结蜡等因素影响，抽油杆所受负荷增大，所受拉力也随之增大，而油杆组合没有发生变化，引起断裂事故增加。根据油井诊断结果，泵深超过1250m时应采用三级组合，又根据美国API抽油杆柱设计法，应采用7/8〞×33%+3/4〞×33%+5/8〞×34%的组合，而实际上A区的超深井均为二级组合，致使断裂油井增多。如果抽油杆组合合理，负荷不超过该杆的额定负荷，又无腐蚀、磨损的影响，并且使用得当，则抽油杆可以工作两年或两年以上时间而不发生损坏，这是通过大量的试验研究工作得出的结论。2013年抽油杆断脱情况调查结果表明，使用在两年之内发生断裂的油井共9口，其余的26口为使用两年以后断裂的，这说明目前的抽油杆组合是不合理的，负荷达到或超过了抽油杆的额定负荷。这里重点对组合不合理造成的抽油杆断裂井进行计算分析。以A区22-12井为例，该井工作参数为1.5m×7×φ32mm×1191m，该井发生断裂时的含水为69.2%，井下抽油杆组合为φ19×88m+φ16×1152m。根据这些已知数据来校核该井抽油杆的强度。使用史洛尼杰尔和美尔斯公式：Pmax=（P杆+P液）（1+Sn2/1790）（1-1）Pmin=P杆（1-Sn2/1790）（1-2）应力校核：根据美国API抽油杆设计方法：ζ大=Pmax/f杆ζ大≤[ζ当]胜利油田采油处《有杆泵采油工艺》，译自美国API有杆抽油泵工作参数计算方法，第154页[ζ当]—厂家铭牌许用应力，13kg/mm2。Pmax——悬点最大载荷，N；Pmin——悬点最小载荷，N；P杆——抽油杆在空气中所受到的重力，kg；P液——柱塞截面以上液体重量，kg；S——抽油机冲程，m；n——抽油机冲次。ζ大——最大拉应力，kg/mm2；f杆——抽油杆截面积，m2；[ζ当]——厂家铭牌给定的许用应力kg/mm2。计算结果为：Pmax=3130.29kgPmin=2014.93kg对于φ16的上部油杆，ζ大=Pmax/f杆=15.57kg/mm2对于φ19的上部油杆，ζ大=Pmax/f杆=11.04kg/mm2φ16的上部油杆最大拉应力已超过D级杆最大许用应力13kg/mm2，故是不安全的，因此，该井在距井口22根处抽油杆断裂是在所难免的。也说明该井上部油杆组合中φ19油杆比例应该多一些。其它油井由于抽油杆组合不合理，造成上部抽油杆断裂与王侧22-3井的情况相类似,后经过调整该井目前杆柱组合为φ19×502m+φ16×638m。组合不合理的抽油杆在不断恶劣的井下条件下工作，如泵深的不断加大，惯性载荷的增大等，就不能获得长寿命。1.2.2复杂的斜井井眼轨迹导致抽油杆偏磨A区块共有斜井415口，占总井数的62.6%，井眼轨迹主要有以下几种：直－增，直－增－稳，直－增－降等三种类型，进入油层的井斜角一般在10°—30°之间，尤其第三种类型，出现了拐点，甚至形成严重的“狗腿”，生产时抽油杆的受力状况变得非常复杂，增大了油管油杆偏磨的可能性，严重时会导致抽油杆断裂，从而影响油井正常生产，降低了油井的采油时率。由于这部分井筒轨迹是弯曲的,抽油杆受井筒轨迹的影响而呈现曲线状态。又由于抽油杆本身具有弹性和刚性,在弯曲的油管中,不可避免与油管相互接触，从而产生摩擦。在上冲程时,油管油杆摩擦损伤降低了抽油杆的抗拉强度和许用应力,增加了抽油杆的悬点应力。下冲程时,抽油杆受到柱塞和泵筒间的摩擦力,液体通过活塞时的阻力和井下液体对抽油杆的浮力。这些阻力很容易造成抽油杆下部弯曲,油管发生偏磨,很容易造成杆柱失稳，摩擦严重，最终导致了抽油杆的断裂。根据抽油机井出现管杆偏磨的原因和机理，制定出减缓偏磨的综合防治措施和方法：即采用弹性抽油杆抗磨扶正器及多功能自由式抽油杆扶正器对杆柱进行有效的扶正，减少杆柱受压；采用抽油杆旋转装置，使杆柱均匀磨损,延长杆柱寿命；采用油管锚定技术及安装油管旋转装置，防止管柱弯曲，减少油管磨损；采用合理的防偏磨抽油泵及合理工作制度等措施进一步提高防偏磨能力。现场应用证明，制定的综合防偏磨措施能有效减轻油井偏磨。1.2.3杆的疲劳断裂（1）杆的正常疲劳断裂疲劳断裂是在交变应力的作用下发生的断裂现象。根据APl标准，普通抽油杆的抗疲劳强度必须符合修正的古德曼应力图的要求。以抽油机冲次6次／min计算，杆的最小疲劳寿命在3.17年左右。（2）杆的腐蚀疲劳断裂A区130区块基本上都是污水直接回注，抽油杆的工作环境中各种离子越来越多，使得抽油杆有可能发生腐蚀疲劳失效。腐蚀疲劳断裂的概念是：零件在交变应力和腐蚀介质的联合作用下发生的低应力断裂。腐蚀疲劳断裂的断口上有腐蚀产物产生，其裂纹为穿晶裂纹。抽油杆的工作环境比较恶劣，产出水的矿化度较高，尤其是CL一多，使得碳钢的腐蚀速率大幅度提高。井液呈弱酸性，pH值为6.2～6.8，在此范围内，金属表面不能形成起保护作用的钝化膜，从而加剧了腐蚀；在腐蚀介质的作用下，局部发生化学侵蚀形成腐蚀坑，腐蚀坑内的局部含酸高，pH值可达到3.5左右，这又加剧了腐蚀的进行。腐蚀坑处产生应力集中，形成腐蚀疲劳裂纹源。在交变应力的作用下，裂纹不断扩展，导致了抽油杆本体的有效断面减少，最终断裂。腐蚀疲劳的断裂寿命主要取决于裂纹扩展速度，腐蚀疲劳没有疲劳极限。2理论分析2.1理论分析早在1965年前苏联人И·A·奥金格就发明了设计抽油杆的方法，限于当时石油工业水平，该方法完全满足当时直井条件下的抽油杆柱设计。随着石油钻井技术的飞跃发展，1977年美国石油学会(API)又推荐了修正的古德曼图进行抽油杆强度校核和杆柱设计。由于两种设计方法使用简便，因而，在国内油田均得到广泛应用。奥金格方法是根据抽油杆循环应力进行设计，即抽油杆工作时承受着交变负荷。上冲程时σmax为拉应力，下冲程时σmin为则为压应力，因此，在抽油杆内产生了由σmax到σmin的非对称循环应力。奥金格法(即折算应力法)认为，上冲程时抽油杆仅承受液柱载荷，下冲程抽油杆不承受液柱载荷。无论最大应力怎样变化，这个折算应力值都是不变的。由于计算中忽略了抽油杆下冲程所受的阻力，包括衬套对柱塞的半干摩擦力和液体通过游动阀的摩擦阻力，并且这些阻力随泵径和泵挂的增大而迅速增大。此力会对泵上抽油杆产生压应力，造成抽油杆弯曲，因而，大大增加抽油杆的安全性。根据抽油杆在上、下冲程中的压力变化可知：当抽油杆下行遇阻时，杆柱下部在轴线方向上受压缩，杆柱将发生弯曲。抽油杆下部的应力等于压缩应力与弯曲应力的组合应力。(2-1)（2-2）（2-3）（2-4）为抽油杆的组合应力，；为抽油杆的弯曲应力，；为抽油杆的压缩应力，；为抽油杆上行的阻力，；为抽油杆上冲程断面阻力，；为油管内径，；为抽油杆和油管的最小直径，；为抽油杆和油管的最小面积为流体重度，为泵挂，；为泵径，。在抽油杆与泵的连接断面，为最小，即下冲程抽油杆的最小循环应力为（2-5）上冲程抽油杆与泵的断面受液柱载荷和惯性载荷，抽油杆最大循环应力为（2-6）式中，为抽油杆上冲程断面阻力，；为冲程，；为冲次，次/分；可见，在抽油泵的一个工作循环中产生了符号相反的循环应力。上冲程时，下冲程时为压应力，并且，因此断面上应力是非对称循环应力条件下，根据折算应力法公式抽油杆正常工作必须满足：（2-7）对比下冲程时抽油杆下部的实际弯曲载荷和允许弯曲载荷，就可判断抽油杆下部能否安全可靠地工作。如果大于，抽油杆不能正常工作，将会发生疲劳破坏，甚至发生抽油杆断脱。如前文所述，随着石油工业的迅速发展，特别是定向井、水平井和开窗侧钻井以及井下工具等技术的广泛应用，影响抽油杆应力的因数已发生明显变化，一些关键参数，如和等很难求准，奥金格方法日显不足，已成为抽油杆断脱失效的一个主要影响因素。2.2中和点的计算根据理论力学计算，当抽油杆柱下行遇阻达到某一临界值时，抽油杆将失稳，此中和点位置长度[L]和压应力[P]可表示为：（2-8）（2-9）式中，为抽油杆刚度，；为抽油杆在液柱中的重量，。根据公式(2-9)可以计算单根(8m)抽油杆的临界载荷，计算结果如表2-1所示。表2-1单根抽油杆的临界载荷计算表抽油杆直径（mm）25.422.219.116.0临界载荷（N）160905030通常抽油杆下行时，会遇及如液击力、惯性力、杆柱与液体之间的摩擦力、衬套和柱塞之间的摩擦力以及游动阀的水力阻力等动载综合阻力，此综合阻力极易大于抽油杆下冲程的临界载荷(30～160N)，促使抽油杆发生多次弯曲变型。严重时，本体与油管内壁相摩擦，甚至产生塑性变型，导致抽油杆断脱。3抽油杆柱模型建立3.1上冲程抽油杆柱受力模型假设井下抽油杆柱为柔性杆，不考虑抽油杆柱截面上的剪切力和弯矩。在上冲程过程中，游动阀关闭，固定阀打开，柱塞和液柱在抽油杆的带动下向上运动。以在一段任意井深处长为△L的抽油杆柱作为研究对象来进行分析，任意深度抽油杆柱的受力如图1所示。图3.1上冲程某段抽油杆柱受力示意图（1）抽油杆自重FmgFmg=（3-1）——抽油杆的密度，kg/m3；——抽油杆柱的横截面积，m2；g——重力加速度，m/s2；——抽油杆柱的长度，m。 (2)抽油杆柱所受浮力F浮F浮=（3-2）——油井液体的密度，kg/m3。(3)抽油杆柱产生的惯性载荷F杆惯F杆惯=（3-3）式中——杆柱加速度，m/s2,=——曲柄的角速度；S——冲程长度，m；——曲柄转角。(4)油管内液体在柱塞上产生的液体载荷P液P液=(3-4)式中F—抽油泵柱塞的横截面积，m2；HP—下泵处油井垂深，m。(5)油管内液体产生的惯性载荷F液惯F液惯=（3-5）式中。—液柱加速度，m/s2；ε—油管过流面积扩大引起的油柱加速度降低系数，。由下式计算[1](3-6)式中Ft—油管的内圆面积，m2。(6)油管对抽油杆柱的支持力N在三维井身模型中，油管对抽油杆柱的支持力可分解在2个相互垂直的平面上，即狗腿平面和与狗腿平面相垂直的平面上。根据几何关系，狗腿平面内全角口(即狗腿角)与井斜角和方位角有如下关系cosβ=cosα1cosα2+sinα1sinα2cos(φ2一φ1)(3-7)式中。α1,α2,φ1,φ2—该井段两端的井斜角、方位角。在狗腿平面上的侧压力N1是由轴向力和抽油杆柱重力引起。根据力的平衡有N1=(Pi+Pi+1)sin(β/2)+(Fmg一F浮)cosγn(3-8)式中Pi,Pi+1——单元段两端的轴向载荷；γn—井筒主法线方向与重力矢量之间的夹角；cosγn=sinsin/(3-9)故有N1=(Pi+Pi+1)+(Fmg一F浮)sinsin/(3-10)在与狗腿平面相垂直的平面上的侧压力Nz只是由抽油杆柱的重力引起的。故有N2=(Fmg一F浮)cosγo(3-11)式中γo—井筒副法线方向与重力矢量之间的夹角；cosγo=sinα1sinα2sin(φ2一φ1)/(3-12)故有：N2=(Fmg一F浮)sinα1sinα2sin(φ2一φ1)/(3-13)所以油管对抽油杆柱的支持力N=。(7)运动副之间的摩擦力①柱塞与泵筒之间的摩擦力f干摩。由于目前油田采出液的含水率绝大多数都在50%以上。实验表明，这类抽油井的油水混合液是属于非稳固的乳化液，易分层为原油和水，实际上是属于两相流的形式，而其中的原油是分散相，水是连续相。因此，完全可以认为，这时在抽油杆的外表面、油管的内表面以及柱塞和衬套是被水浸湿的，柱塞和衬套之间的半干摩擦力f干摩，可以利用水作为润滑剂时的有关实验数据，因此采用以下经验公式[2]f干摩=0.94Db/δ-140(3-14)式中Db—抽油泵直径，mm；δ—在柱塞与衬套半径副上的间隙，mm。我国标准抽油泵的技术条件规定，柱塞和衬套的配合间隙分为3个等级。计算时取3个配合间隙的平均值，即取0.053mm作为依据。②抽油杆柱与油管之间的摩擦力f杆管。f杆管=f|N|（3-15）式中f—抽油杆柱与油管之间的摩擦因数。(8)作用在柱塞上的载荷Pu。上冲程时抽油杆柱带着柱塞向上运动，柱塞上作用有液柱的重力和惯性力、柱塞与衬套的摩擦力为：Pu=P液+F液惯+f干摩(3-16）根据牛顿第二定律和平衡原理得（3-17）3.2下冲程抽油杆柱受力模型在下冲程过程中，游动阀打开，固定阀关闭，液柱的载荷作用转移到油管底部，液体经过固定阀进入油管，受到阻力作用。在任意深度抽油杆柱的三维受力图。如图3.2所示。图3.2下冲程某段抽油杆柱受力示意图下冲程时，抽油杆柱重力、浮力、惯性力以及柱塞与衬套之间的摩擦力的计算模型和上冲程的完全一样。以下是其他力的计算模型（1）抽油杆柱与液柱之间的摩擦力f杆液[3]f杆液=(3-18)式中m——油管内径与抽油杆直径之比值，m=Dt/Dr；Dt—油管的内径，m；Dr—抽油杆的直径，m；μ—井液的动力粘度，Pa·svr—杆柱运动速度，m/s；vr=。（2）液体流过游动阀时产生的阻力f阀[4]f阀=(3-19)式中nk—游动阀的个数；—游动阀阀座孔断面面积，m2；1—井液通过游动阀的流量系数。（3）作用在柱塞上的载荷Pd下冲程时抽油杆柱带着柱塞下行，柱塞受到液体经过游动阀口的阻力及其与衬套的摩擦力。Pd=f阀+f干摩（3-20）与上冲程一样，根据牛顿第二定律和平衡原理，可得：（3-21）3.3受力模型的边界条件已经建立抽油杆柱的三维受力模型，要进行具体计算就要找出边界条件，显然以抽油杆柱最底端的轴向力Po作为边界条件最合适。根据作用力与反作用力的关系，抽油杆柱最底端的受力与作用在柱塞上的载荷大小相同，方向相反。即上冲程边界条件:（1）Po=Pu=P液+F液惯+f干摩（2）下冲程边界条件:Po=Pd=f阀+f干摩4仿真分析4.1仿真计算程序流程图根据建立起的抽油杆柱三维模型，用C语言编写了计算程序，对安塞油田A区冷41-平3井进行计算。计算程序的流程图如图4.1所示。求抽油杆柱最低段的轴向载荷求抽油杆柱最低段的轴向载荷、所受油管支撑力迭加抽油杆柱不同位置的轴向载荷、所受油管支撑力输出数据读取数据绘制曲线开始判断是否到井口结束NY图4.1仿真程序流程图该井是一口水平井，根据其井眼轨迹数据，利用编制的程序进行了实例计算。选择3m长度为步长，进行了迭加计算。把计算结果用坐标描绘出来，如图4.2所示。图4.2抽油杆受力随井深的变化曲线4.2仿真计算结果分析图4.2a中上冲程曲线在水平段(1816m-2115m)呈线性。因为此段抽油杆柱所受的油管摩擦力、惯性力、自重及浮力都是沿轴向均匀分布，且自重和浮力在此区间又是垂直于轴线，对轴向载荷没有影响，故曲线表现为线性；在1300-1800m之间曲线呈现出非线性，这是因为在此区间井眼轨迹经过了增斜一卜稳斜一增斜的过渡，抽油杆柱所受的油管摩擦力以及自重、浮力、惯性力沿轴向的分力因井斜角和方位角的变化而不再恒定。但是在直井段(0-1300m)，曲线又恢复了线性，且斜率比水平段要大。这是因为直井段井斜角和方位角均为0,抽油杆柱所受的自重、浮力、惯性力以及与油管的下冲程曲线在1350-2115m之间是负值，且绝对值是先增加后减小。负值表示抽油杆柱受压，因为抽油杆柱在下冲程时，柱塞受到与泵筒摩擦力和液体经过游动阀的阻力的共同作用，导致下部抽油杆往受压。在水平段(1816-2115m)，由于抽油杆柱轴向力取决于杆管之间的摩擦及井液与抽油杆柱的摩擦，他们随着抽油杆柱长度的增加而增加，曲线呈现线性增加的趋势。当到达增斜及稳斜段时，抽油杆柱的自重与浮力不再与轴线垂直，他们在沿抽油杆轴向上的分力与抽油杆的运动方向相同，与所受的摩擦力反向，因此抽油杆柱的轴向力随着抽油杆柱长度的增加负向减小，即所受的压力逐渐减小，当到达约1350m井深处抽油杆柱自重和所受浮力在沿抽油杆轴向的分力与所受的