塔河油田双作用抽油泵载荷分析与优化设计

康 露，杨 志，赵长城，张建军，刘 榧

(1.西南石油大学，四川 成都 610500;2.中油川庆钻探工程有限公司，四川 成都 610056;3.中石化西北油田分公司，新疆 乌鲁木齐 830011)

引 言

双作用泵作为提高排量的一种手段，具有较好的应用前景，但目前还未见双作用泵抽油系统悬点载荷，特别是抽油杆柱设计理论方法的相关报道［1-8］。为此，结合双作用泵的工作原理，对其悬点载荷、理论排量进行分析，建立了双作用泵抽油系统的杆柱设计方法。

1 双作用泵的结构原理

图1 双作用泵结构示意图

如图1，上冲程过程中，柱塞向上运动，A腔容积增大、压力降低，液体通过固定阀进入泵中，完成吸液过程。与此同时，C腔体积受压，液体通过中间排油阀排出，完成排液过程。

下冲程过程中，柱塞向下运动，C腔体积增加、压力降低，液体通过中间进油阀进入泵中，完成吸液过程。与此同时，A腔体积受压，液体通过上、下游动阀排出，完成排液过程。

双作用泵与单作用泵(常规有杆泵)的显著区别是上、下冲程都存在吸液与排液过程，因此其理论排量比单作用泵大，其理论排量为:

式中:Q为泵的理论排量，m3/d;A2为下泵径对应截面积，m2;A1为上泵径对应截面积，m2;S为冲程长度，m;n为冲次，次/min。

2 双作用泵抽油系统的悬点载荷

2.1 静载荷

产生悬点静载荷的力包括抽油杆柱重力和柱塞上、下液柱压力［9］。上冲程时，固定阀和中间排油阀处于打开状态;上、下游动阀和中间进油阀处于关闭状态，双作用泵的受力如图2a所示。

图2 作用泵受力情况

截面1、截面 2、截面 3 处液压 p1、p2、p3分别为:

式中:pt为井口油压，MPa;ρ1为井液密度，t/m3;L1为截面1处的深度，m;L2为截面2处的深度，m;pc为套压，MPa;h为沉没度，m;Lp为抽油杆长度(即泵深)，m;L3为截面3处的深度，m。

下冲程时，上、下游动阀和中间进油阀处于打开状态;固定阀和中间排油阀处于关闭状态，双作用泵的受力如图2b所示。

截面 1、2、3 处液压 p1'、p2'、p3'分别为:

抽油杆柱在空气中的重力:

式中:Ar为抽油杆截面积，m2;ρr为抽油杆密度，钢杆为7.85×103kg/m3。

截面1处的液压，一方面作用在抽油杆上产生向上的载荷，另一方面作用到中柱塞截面积上产生向下的载荷;截面2处的液压，产生向下的载荷;截面3处的液压，产生向上的载荷;抽油杆柱重力产生向下的载荷。

上冲程悬点处的静载荷:

下冲程悬点处的静载荷:

式中:A0为中柱塞空心部分的截面积，m2。

令泵的排出压力 p0=pt+ρ1gLp，泵的吸入压力pi=pc+hρ1g，由于泵身长度相对于井身长度来说是很小的，因此有L1≈L2≈L3≈LP，则上、下冲程的悬点静载荷可加以简化。

上冲程:

下冲程:

2.2 动载荷

双作用泵上、下冲程的动载荷均包括杆柱的振动载荷以及液柱、杆柱的惯性载荷［9］。采用皮带式抽油机与双作用泵配套使用，可只考虑振动载荷。

上冲程动载荷:

下冲程动载荷:

式中:R为主动轮的分度圆半径，m;n链为链轮的转速，r/min;ψ为变形分配系数，ψ=1/(1+Ar/A管);ξ为加速度修正系数，ξ=(A2-Ar)/(Atf-Ar);Atf为油管的流通面积，m2;A管为油管厚度断面面积，m2。

2.3 摩擦载荷

摩擦载荷包括抽油杆柱与油管之间的摩擦力F1、柱塞与泵筒之间的摩擦力F2、抽油杆本体与液柱之间的摩擦力F3、液柱与油管之间的摩擦力F4以及液体通过游动阀的阻力F5。双作用泵因其存在双柱塞、双泵筒，F2与F5的计算方法与常规有杆泵不同，其他摩擦项计算方法与常规有杆泵相同。

式中:Du为上泵径，mm;Dd为下泵径，mm;δu为中柱塞与衬套副半径上的间隙，mm;δd为下柱塞与衬套副半径上的间隙，mm;Av为阀孔截面积，m2;μ为阀孔流量系数。

由于光杆冲程长度相对井身长度来说很短，因此光杆与密封盘根之间的摩擦力忽略不计。综上所述，上冲程的最大悬点载荷与下冲程的最小悬点载荷可表示为:

悬点最大载荷:

悬点最小载荷:

3 双作用泵的杆柱设计方法

按最轻杆柱方案，即m级杆柱中除最上一级外，以下各级杆顶端面的疲劳强度均等于最大可用强度，而最上一级杆顶端面强度不大于最大可用强度。给出双作用泵杆柱组合设计计算方法如下:

令 Wmaxi=ai+biLi;ΔWi=Wmaxi-Wmini=ci+diLi。

可解得:

其中:xi=bidi;yi=aibi+bici;zi=aici-2(AriSF［σ-1］i)2。

式中:σmaxi为第 i级抽油杆顶端面的最大应力，MPa;σai为第 i级抽油杆顶端面的应力，MPa;σci为第i级抽油杆顶端面折算应力，MPa;［σ-1］i为第i级抽油杆对应钢级的可用折算应力，MPa;Wmaxi为第i级抽油杆上端的最大载荷，MPa;Wmini为第i级抽油杆上端的最小载荷，MPa;ΔWi为第i级抽油杆上端的最大载荷与最小载荷之差，MPa;Ari为第i级抽油杆截面积，m2;SF为考虑井液腐蚀性等因素的使用系数;m'为抽油杆柱组合的级数;Li为第i级杆使用长度，m。

上述思想与单作用泵的设计思想相似，但由于单、双作用泵的悬点载荷不同，ai、bi、ci、di的内涵已经发生了变化。

表达式如下:

式中:vmax为抽油杆的运动最大速度，m/s;μ1为井液动力黏度，Pa·s;Lk为各级抽油杆的使用长度，m;m为油管内径与抽油杆直径之比;qrk为第k级杆单位长度重力，kN/m;qri为第i级杆单位长度重力，kN/m。

将已知各参数代入公式，即可得到所需每级抽油杆柱的使用长度，从而确定杆柱组合。

4 实例分析

基于上述理论研究，采用Visual Basic 6.0完善了有杆泵抽油系统优化设计软件，并应用此软件对塔河油田TK711井进行了双作用泵抽油系统优 化设计。TK711井相关参数如表1所示。

表1 TK711井相关参数

TK711井优化结果为:双作用泵上泵径为Ø43 mm，下泵径为Ø56 mm，一级抽油杆杆径为22 mm，一级抽油杆长1 120 m，二级抽油杆杆径为25 mm，二级抽油杆长750 m，加重杆杆径为25 mm，加重杆长320 m，泵常数为2.5，冲程损失为2.82 m，最大悬点载荷为126.47 kN，最小悬点载荷为20.52 kN，抽油机类型为皮带式700型。

为了方便双作用泵与常规有杆单作用泵进行对比，将双作用泵换为Ø56 mm单作用泵，其他参数不变，得到二者对比结果，见表2。

表2 双作用泵与常规有杆单作用泵对比结果

由表2可知:若抽油机、抽油杆柱组合及井况参数相同，与单作用泵相比，双作用泵的理论排量提高了41.04%，提液效果明显;其最大悬点载荷载荷与单作用泵基本相等，可直接利用现有的地面设备资源，但双作用泵最小悬点载荷明显降低，载荷差增加，泵挂深度的进一步加深受到了限制。

将TK711井原先采用的Ø56 mm单作用泵更换为Ø43 mm/Ø56 mm双作用泵，日产液量由原来的34.6 m3/d提高到58.5 m3/d，基本实现了高含水期稳产的目的。

5 结论

(1)理论推导与实例计算结果表明，在抽油机、抽油杆柱组合及井况参数均相同的条件下，双作用泵的最大悬点载荷与单作用泵基本相等，但双作用泵的最小悬点载荷较单作用泵明显降低，载荷差增加，泵的下深受到了杆柱强度的制约。在设计和使用双作用泵时，需注意解决好双作用泵下行困难的问题。

(2)双作用泵抽油系统设计时，其杆柱长度的设计方法与单作用泵基本相同，但计算公式中参数的内涵不同。

(3)结合双作用泵抽油系统的杆柱设计方法，利用计算机程序对塔河TK711井进行了优化设计，设计结果应用于现场实践，产液量提高了69.07%，取得了较好的提液效果。

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