автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.13, диссертация на тему:Совершенствование насосной штанги и метода расчета её усталостной характеристики

005061667

На правах рукописи

7

РИЗВАНОВ РАМИЛЬ РИФОВИЧ

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ НАСОСНОЙ ШТАНГИ И МЕТОДА РАСЧЕТА ЕЁ УСТАЛОСТНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ

Специальность 05.02.13 — Машины, агрегаты и процессы

(нефтегазовая отрасль)

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

13 ИЮН 2013

Уфа-2013 г.

005061667

Работа выполнена в ФГБОУ ВПО «Уфимский государственный нефтяной технический университет» на кафедре нефтегазопромыслового оборудования.

Научный руководитель доктор физико-математических наук, профессор

Бахтизин Рамиль Назифович

Официальные оппоненты: Зубаиров Сибагат Гарифович

доктор технических наук, доцент, ФГБОУ ВПО «Уфимский государственный нефтяной технический университет» / кафедра «Механика и конструирование машин», заведующий кафедрой

Топольников Андрей Сергеевич

кандидат физико-математических наук, доцент, ООО «РН-УфаНИПИнефть» / отдел по механизированной добыче, и.о. начальника

Ведущая организация ООО «СамараНИПИнефть»

Защита диссертации состоится «28» июня 2013 г. в 14:30 на заседании диссертационного совета Д 212.289.05 при ФГБОУ ВПО «Уфимский государственный нефтяной технический университет» по адресу: 450062, Республика Башкортостан, г. Уфа, ул. Космонавтов, 1.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГБОУ ВПО «Уфимский государственный нефтяной технический университет».

Автореферат разослан 28 мая 2013 г.

Ученый секретарь

диссертационного совета Ризванов Риф Гарифович

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы

Установки скважинного штангового насоса имеют по-прежнему лидирующую популярность. Такими установками оборудовано до 60% фонда скважин в России и до 90% в США. В таких установках колонна насосных штанг является одним из ключевых элементов, определяющих продолжительность межремонтного периода. Большая глубина спуска насоса, искривление скважин, повышенная вязкость и высокая коррозионная агрессивность добываемой жидкости повышают нагрузку на штанговую колонну и снижают её усталостную прочность. Сочетание указанных факторов с ограниченной несущей способностью штанг приводит к их преждевременным обрывам. Причинами низкого качества штанг являются особенность конфигурации головки и существующая технология её производства.

Нынешняя форма головки насосной штанги известна со времен начала промышленной скважинной эксплуатации и имеет недостатки, обусловленные значительными перепадами диаметров и переходов квадратно-круглых сечений, что приводит к повышенным концентрациям напряжений и гидравлическому сопротивлению. Изготовление насосной штанги производится высадкой головки штанги при высокотемпературном нагреве в 5 переходов, приводя к снижению технической характеристики штанг в связи с нарушением исходной микроструктуры металла и повышению стоимости производства.

В связи с этим разработка насосной штанги принципиально новой конструкции и совершенствование метода расчета приведенных напряжений с использованием механической характеристики материала штанг являются актуальной задачей.

Цель работы

Увеличение межремонтного периода штанговых установок путем разработки оптимальной конфигурации насосных штанг и совершенствования метода расчета их усталостной характеристики.

Основные задачи исследований

1. Анализ тенденций модернизации конструкции насосных штанг и

опыта их эксплуатации.

2. Исследование напряженно-деформированного состояния растяжения

насосных штанг при высоких нагрузках.

3. Разработка сборной насосной штанги принципиально новой формы повышенной работоспособности.

4. Разработка метода расчета технологических параметров, регламентирующих характер напряженно-деформированного состояния в областях сопряжения деталей штанги новой конструкции.

5. Разработка метода оперативного вычисления усталостной характеристики насосных штанг в виде приведенного напряжения.

Научная новизна

1. Исследованием напряженно-деформированного состояния в головке стандартной насосной штанги, в областях перехода квадратно-круглого сечения и скруглений зарезьбовой канавки выявлены наиболее нагруженные зоны, напряжения в которых превышают напряжения в теле штанги на 7075%.

2. Установлено, что выполнение насосной штанги сборной конструкции увеличивает допустимые нагрузки на 25% по сравнению со стандартной штангой.

3. Впервые для сборной насосной штанги выведены условия обеспечения фиксации упорного кольца на теле штанги, получена зависимость растягивающего усилия в зарезьбовой канавке от внешнего прикладываемого усилия с применением конечно-элементного анализа, выведено условие предотвращения отворотов при заданных эксплуатационных раскручивающих моментах. На основе теории И.А. Одинга показано, что начальное прижатие резьбовой головки к упорному кольцу должно быть минимальным, при условии выдерживания требуемых режимов нагрузок. Дополнительное увеличение силы прижатия снижает усталостную прочность штанги.

4. Разработан новый метод расчета максимально допустимых приведенных напряжений по И.А. Одингу для насосных штанг на основе приближения областей допустимых циклических напряжений по И.А. Одингу и модифицированной диаграмме Гудмана.

Практическая ценность

Результаты, полученные в диссертационной работе, используются в учебном процессе ФГБОУ ВПО «Уфимский государственный нефтяной технический университет» при подготовке инженеров по специальностям 130503 - Разработка и эксплуатация нефтяных и газовых месторождений, 130602 - Машины и оборудование нефтяных и газовых промыслов, а также магистров по направлению 130500 - Нефтегазовое дело.

Сборная насосная штанга новой конструкции принята к внедрению в ООО «Башнефть-Добыча».

Методы исследований

Для исследования возникающих напряжений и оптимизации формы насосной штанги использовалось компьютерное конечно-элементное моделирование напряженно-деформированного состояния штанги. Для обеспечения достоверности расчетных результатов, полученных при моделировании, и конструктивных решений были проведены

экспериментальные испытания опытных образцов. Для определения требуемого момента завинчивания для штанги сборной конструкции использовались аналитические расчеты и моделирование методом конечных элементов. Метод вычисления максимально допустимого приведенного напряжения реализован на основе оптимизационного метода минимизации целевой функции, с использованием численного метода Ньютона-Рафсона для одномерной и многомерной оптимизации с применением матрицы Гесса.

На защиту выносится конструктивное решение по увеличению межремонтного периода установок скважинного штангового насоса, метод расчета допустимых моментов завинчивания сборной штанги, метод оперативного определения допустимого приведенного напряжения для штанг.

Апробация результатов исследований

Основное содержание диссертации докладывалось и обсуждалось на международной научной конференции «Нефть-Газ, нефтепереработка и нефтехимия», посвященной 90-летнему юбилею Азербайджанской государственной нефтяной академии (Баку, 2010 г.); научно-технической конференции молодых специалистов ООО «РН-УфаНИПИНефть» (Уфа, 2010, 2011, 2012 гг.); научно-практической конференции «Математическое моделирование и компьютерные технологии в процессах разработки месторождений, добычи и переработки нефти» (Уфа, 2011 г.); всероссийской научно-технической конференции с международным участием «Инновационные решения в строительстве скважин» (Уфа, 2011 г.); II международной научно-практической конференции «Новые технологии в нефтегазодобыче» (Баку, 2012 г.).

Публикации

Основное содержание диссертации опубликовано в 11 печатных трудах, в том числе в 1 монографии и 4 статьях, три из которых в ведущих рецензируемых научных журналах из перечня ВАК Минобрнауки РФ.

Структура и объем диссертации

Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, основных выводов, списка использованных источников из 121 наименования, 2 приложений и изложена на 109 листах машинописного текста, включая 67 рисунков и 6 таблиц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы диссертации, сформулированы цель и основные задачи исследований, научная новизна и практическая ценность, перечислены основные положения, выносимые на защиту.

В первой главе приведены этапы совершенствования насосных штанг и направления в их конструировании, недостатки современной конструкции, обзор научных разработок. Приводится сравнение наиболее распространенных методов определения допустимых напряжений для насосных штанг: приведенное напряжение по И.А. Одингу и модифицированная диаграмма Гудмана.

Промышленная эксплуатация скважин потребовала использование колонн, связывающих головку балансира станка-качалки с плунжером глубинного насоса. Колонны насосных штанг изначально изготавливались из деревянных стержней с металлическими стыковочными наконечниками. При глубинах нефтяных скважин несколько десятков или даже сотен метров, деревянные насосные штанги пользовались и пользуются популярностью, из-за достаточной прочности, сравнительной легкости и низкой стоимости. С

возрастанием глубин скважин до 450...600 метров возникла потребность в более прочных металлических штангах. Необходимо заметить, что на конструкцию современной, классической штанги повлияли направления, использованные в конструировании металлических насосных штанг того времени. Кроме насосной штанги традиционной конструкции существуют другие формы: штанги с приваренными трением головками, полые штанги, стеклопластиковые штанги, штанги с упрочненным резьбовым соединением, предварительно напряженные штанги, непрерывные стальные штанги, непрерывные канатные штанги и другие.

Наряду с популярностью стандартных насосных штанг для них характерна частая обрывность, в особенности для глубоких скважин до 4000 м. Этому способствуют в большой степени концентраторы напряжений в головке и низкое качество штанг при существующей технологии их производства, реализующей высадку каждой головки штанги в 5 переходов при высокотемпературном нагреве, в результате чего в головке штанги формируется крупнозернистая микроструктура, приводящая к снижению технической характеристики штанг. Затруднено получение соосности высаженной головки и всей штанги, вследствие малости высаженного участка по сравнению с длиной штанги и износа кузнечного инструмента, что приводит к дополнительным изгибающим моментам в колонне. Длина штанг затрудняет проведение комплексной и равномерной механической и дорогостоящей термической обработки.

Известны новые разработки насосных штанг, в основном составной конструкции с цельными и раздельными головками, например: а) осевое укрепление штанги канатом, продетым через внутренний канал полой штанги; б) закрепление полых металлических головок штанги на металлическом канате. Тело штанги образует толстое стеклопластиковое покрытие каната; в) сварку трением центрального тела штанги с концевыми заготовками из разных материалов и высадка концов; г) запрессовка отдельно изготовленных форменных деталей головки на конец прутка; д) упрочнение полой штанги

металлическим стержнем с последующим растяжением в пределах упругости материала полой штанги, приводя к остаточным напряжениям сжатия в теле полой штанги, повышая её прочность; е) использование накидных гаек для формирования головок штанги, насаженных на пруток до утолщения концов высадкой бобышек; ж) соединение прутка с головками при помощи резьбовых соединений.

Наиболее ранним исследованием, посвященным тематике насосных штанг, является труд A.C. Вирновского, выводы которого были успешно использованы в трудах А.Н. Адонина, И.Л. Фаермана, Б.Б. Крумана, A.M. Пирвердяна и др. Работы И.А. Чарного, И.М. Муравьева, Д.С. Слоннеджера, Д.О. Джонсона, К.Н. Миллса, Е. Кемлера посвящены расчетам штанговых нагрузок. Современные исследования принадлежат учёным K.P. Уразакову, С.Г. Зубаирову, В.Н. Ивановскому, В.М. Валовскому, К.В. Валоскому, В.В. Семенову, В.А. Климову, Ф.Г. Халимову и др.

В подробном статистическом исследовании Ю.В. Пчелинцева подтверждается повышенная обрывность насосных штанг в области головки (таблицы 1 и 2).

Таблица 1 - Соотношение количества обрывов в насосной штанге по головке и телу

Место обрыва Количество обрывов

Диаметр штанг, мм (дюймы) Общее число %

25(1) 22(7/8) 19(3/4)

По головке 13 208 157 378 86,8

По телу 2 22 33 57 13,2

Таблица 2 - Соотношение обрывов в головке насосной штанги по местам

Количество обрывов

Место обрыва Диаметр штанг, мм (дюймы) Общее число %

25(1) 22(7/8) 19(3/4)

Галтель 3 142 132 277 73,3

Резьба 10 64 25 99 26,2

Квадрат - 2 - 2 0,5

Работоспособность штанговой колонны обеспечивается ограничением возникающих в металле напряжений с учетом физико-химических свойств откачиваемых сред, оказывающих существенное влияние на усталость материала. Ограничение напряжений, возникающих в насосных штангах, лежит в основе известных методик расчета колонн. Российским стандартом на насосные штанги ГОСТ Р 51161-02 для оценки влияния циклических напряжений на насосные штанги принято использовать приведенное напряжение сг„р по И.А. Одингу. Превышение допустимого приведенного

напряжения \_апр\ при эксплуатации недопустимо.

Такая методика требует длительное время для проведения испытаний каждой марки насосных штанг в различных средах, что ограничивает срок ввода в эксплуатацию штанг из новых марок сталей, но имеет преимущество реального скважинного апробирования, применяется с удовлетворительными результатами и по мнению Б.Б. Крумана является наиболее рациональной. Имеются области, в которых предложенная методика не работает, допуская возникающее приведенное напряжение повышением среднего циклического напряжения при пониженной амплитуде, и допускает выход за предел прочности. Возможны случаи, когда штанги одной марки в одинаковых средах на разных месторождениях имеют разные показатели частоты обрывов в зависимости от приведенного напряжения.

В стандарте американского нефтяного института API RP 11L для ограничения напряжений вводится понятие предела выносливости превышение которого недопустимо. В отличие от методики по приведенному напряжению, допустимые напряжения по модифицированной диаграмме Гудмана не выходят за пределы прочности, кроме того, к преимуществам диаграммы Гудмана можно отнести универсальность для различных сред и быстрота определения. Из недостатков Б.Б. Круманом замечено, что методикой по Гудману учитывается лишь объемная обработка материала

штанг, игнорируя качество поверхности и поверхностное упрочнение и не используются результаты испытаний штанг в реальных условиях.

Во второй главе приводятся результаты исследования влияния конфигурации головки стандартной насосной штанги на величину напряжения при растяжении, описывается конструкция новой насосной штанги, устраняющая слабые места стандартной, с последующей оптимизацией и результаты стендовых испытаний реальных образцов.

Для выявления слабых элементов насосной штанги выполнено компьютерное моделирование, которое проводилось статическим осевым нагружением соединительного узла двух насосных штанг соединенных муфтой, с использованием конечно-элементного анализа. Результаты моделирования стандартной насосной штанги по ГОСТ Р 51161-02 показали области повышенных максимальных напряжений, сосредоточенных на поверхностной части головки штанги: на переходе квадратно-круглого сечения и на скруглениях зарезьбовой канавки. Максимально возникающее напряжение в головке превышает напряжения в теле штанги на 70-75%. Анализ показал, что форма головки насосной штанги является несовершенной.

Предложенный метод завинчивания резьбовой головки на пруток предусматривает утолщение головок на 7%, которое достигается за один переход высадки при температуре, не вызывающей огрубление микроструктуры стали. Это обусловлено переносом упора для резьбовой головки на упорное кольцо, защищающего резьбу от изгибающих напряжений.

Конструкция новой штанги усовершенствована итеративными изменениями её формы. Получены оптимальные размеры элементов конструкции и радиусов скруглений. Ограничивающими условиями являются сохранение диаметра тела штанги и полная совместимость со стандартной штангой. При моделировании новой конструкции выявлено множество участков, имеющих повышенные напряжения, которые шаговой оптимизацией удалось понизить. В результате получена усовершенствованная равнопрочная

насосная штанга (рисунок 1) со сниженным максимальным напряжением на 20% по сравнению со стандартной, что позволяет, при одинаковом максимальном напряжении, нагружать сборную штангу на 25% больше по сравнению со стандартной. Предлагаемая насосная штанга предусматривает образование бурта на концах прутка, накатку резьбы, напряженное соединение с резьбовыми головками, имеющими на одном конце внутреннюю резьбу, а на другом - наружную (3) и внутреннюю (4) резьбу. Для исключения высадки в несколько переходов при высокотемпературном нагреве предлагается создать коническое утолщение 1, достигаемое высадкой в один переход при низкотемпературном нагреве, на которое устанавливается кольцо 2, выполняющее функцию бурта. Это позволяет сохранить исходную микроструктуру металла головки штанги и усталос тную выносливость.

/ II

Рисунок 1 - Конструкция новой насосной штанги

Для оценки адекватности компьютерного моделирования при оптимизации формы проведены стендовые испытания семи опытных образцов штанг на специализированной машине «Schenck PSA 10» с использованием

синусоидального цикла нагружения. Первый образец не имел упорного кольца, что вскоре привело к обрыву в резьбе. Испытание второго образца повысило надежность резьбового соединения, но несовершенство размеров элементов привело к скорому обрыву. Последующие пять отражали некоторые варианты в процессе оптимизации.

Для определения режима стендовых испытаний были рассчитаны усилия в штанговой колонне с глубиной спуска насоса 4000 м и процентным соотношением ступеней диаметром 25, 22, 19 мм соответственно 21, 23, 56%. Для ступени штанг диаметром 19 мм максимальное и минимальное усилия цикла в верхнем сечении ступени составляют 60 и 48 кН, а максимальные и минимальные напряжения в сечении тела штанги - 211 и 170 МПа. Это соответствует приведенному напряжению 65,6 МПа по И.А. Одингу. Для обеспечения двукратного запаса прочности по приведенному напряжению испытания проведены со сниженным минимальным усилием 12 кН с сохранением максимального усилия 60 кН, что соответствует приведенному напряжению 134 МПа.

Последовательность испытаний образцов и их результаты приведены в таблице 3 и на рисунках 2, 3. Места обрывов образцов в процессе оптимизации соответствуют участку максимальных напряжений, что подтверждает адекватность компьютерного конечно-элементного моделирования. Образец №7 не оборвался после 7 млн. циклов испытания, также не оборвался и при увеличении максимального усилия цикла до 70 кН (приведенное напряжение 159 МПа). На рисунке 3 приведена диаграмма продолжительности испытания каждого образца.

Таблица 3 — Результаты испытания образов

№ образца Место обрыва Кол-во отработанных циклов Результат испытания Модернизация по результатам испытаний

1 Й1 57990 Обрыв в области концентрации напряжений у высоконагруженного основания резьбы прутка вследствие того, что резьбовые головки завинчивались без упорного бурта на накатанную резьбу прутка Создание упорного бурта в виде кольца, посаженного на малую высаженную коническую область прутка

2 й 265220 Обрыв в области концентрации напряжений в области свободной резьбы в резьбовой головке Утолщение стенок в резьбовых головках и замена 6-угольного профиля резьбовой головки на круглый, с двумя лысками под ключ

3 щ 33770 Обрыв в области концентрации напряжений основания резьбы прутка штанги Образование резьбовой канавки у основания резьбы прутка

4 ш 673330 Обрыв в области концентрации напряжений в области свободной резьбы в резьбовой головке Утолщение стенок резьбовой головки

5 ш 677440 Обрыв с очагом в области концентрации напряжений в закруглении зарезьбовой канавки головки Увеличение радиуса закругления в резьбовой канавке головки

6 Ш 323230 Обрыв в области концентрации напряжений зарезьбовой канавки прутка Увеличение радиуса закругления в зарезьбовой канавке прутка

7 7105010 (60кН) + 2691640 (70 кН) Достигнуто продолжительное безаварийное испытание

Номер образца

Рисунок 3 — Количество отработанных циклов опытных образцов Вероятность безотказной работы штанг согласно ГОСТ Р 51161 должна быть не менее 0,995-0,996 при базовом количестве циклов 5 млн. Таким образом, результаты испытания последнего образца показали его безотказную работу при превышении норматива ГОСТ на 2,1 млн. циклов, даже при увеличении приведенного напряжения до 159 МПа, что подтверждает высокую несущую способность разработанной конструкции насосной штанги.

Пошаговая оптимизация конструкции позволила выявить слабые зоны опытных образцов штанги, устранить их и получить конечную версию с результатами испытаний, удовлетворяющими решению поставленной задачи.

В третьей главе приводится метод расчета допустимых моментов завинчивания и усилий запрессовки элементов насосной штанги новой конструкции и обоснование критериев для расчета оптимального момента.

Для предотвращения перемещения упорного кольца в сторону резьбы при коэффициенте трения не менее 0,1, угол наклона конического утолщения к оси прутка подобран 5,1°. На рисунке 4 показаны силы, действующие в головке насосной штанги.

_____——— ~~

ЯГ

Рисунок 4 - Силы, действующие в штанговой головке

Усилие, возникающее в зарезьбовой канавке прутка при силовом завинчивании резьбовых головок, определяется по выражению

Р' =

к] I F

(1)

где - начальное растягивающее усилие в зарезьбовой канавке прутка; Р -усилие внешнего осевого растяжения штанги; к, ,к2 — жесткости в зарезьбовой канавке и в торцевой области касания кольца резьбовой головки соответственно.

Для предотвращения ослабления резьбовых соединений деталей новой насосной штанги необходимо плотное их прижатие во время действия рабочей

нагрузки. Это обеспечивается предварительной запрессовкой упорного кольца на пруток и силовым завинчиванием резьбовых головок так, чтобы предотвратить раскрытие стыков на предельных нагрузках. Кроме того, необходимо учитывать фактор уменьшения диаметра прутка при растяжении. Решена задача нахождения условия, из которого обеспечивается фиксация кольца на прутке при внешнем растяжении, в общем виде и доказано, что для фиксации достаточна запрессовка кольца с усилием начального прижатия резьбовой головки к кольцу

к

Для оценки характера зависимости коэффициента <р = от

величины начальной прижимающей силы проведены исследования

конечно-элементным моделированием. Результаты показали нелинейную зависимость.

о 20 40 60 80 100 | О 30 60 90 120 150 180 Начальная сила прижатия, Внешнее усилие, приводящее к

кН расстыковке, кН

а) б)

Рисунок 5 - Зависимость коэффициента ср от начальной силы прижатия

При начальном завинчивании резьбовых головок с моментом усилие в зарезьбовой канавке больше внешнего прикладываемого растяжения. Было исследовано влияние при циклическом режиме откачки (РтЬ,Рт„) на усталость, используя в качестве характеристики приведенное напряжение по И.А. Одингу. Условие, при котором начальное напряженное соединение не увеличивает приведенное напряжение, имеет вид

Количественная оценка отношения приведенного напряжения на поверхности зарезьбовой канавки при силовом и слабом завинчивании

В результате выведено, что начальная прижимающая сила должна быть на минимальном уровне, обеспечивающем требуемые режимы откачки, сохраняя нераскрытие. Дальнейшее увеличение прижимающей силы лишь снижает усталостную выносливость соединения.

Показано, что при приложении крутящего момента к резьбовой головке, зарезьбовая канавка испытывает кручение моментом в 2,2 раза меньше прикладываемого извне и сохраняется после его прекращения. Кручение зарезьбовой канавки практически не изменяет растягивающее усилие, но увеличивает эквивалентные напряжения по Мизесу в 1,26 раза. Для начала скручивания резьбовой головки достаточно момента О - коэффициент трения между упорным кольцом и торцом резьбовой головки; Я - средний радиус контакта упорного кольца и резьбовой головки), что в 1,84 раз меньше момента, прикладываемого при завинчивании. Благодаря остаточному закручиванию зарезьбовой канавки, для смещения резьбовой головки достаточно момента в 10 раз меньше. Для предотвращения отворота резьбовых головок при эксплуатации, эксплуатационные скручивающие моменты Мор также не должны вызывать смещение резьбовой головки

относительно упорного кольца, что достигается условием

Для определения оптимального момента завинчивания резьбовой головки предложена следующая последовательность:

(3)

шах

(4)

- выбор величины допустимого максимального напряжения на поверхности зарезьбовой канавки исходя из предела прочности, текучести, усталости материала;

- расчет усилия на зарезьбовой канавке, соответствующее выбранному напряжению, зависящему от предельной силы Fgl, обеспечивающей

сохранение условия нераскрытия;

- определение коэффициента <р и начальной прижимающей силы F0 - (l - <p)Fgl по соответствующему значению Ffl;

- регулирование значения F0 для исключения отворота резьбовой головки при максимальном эксплуатационном раскручивающем моменте Мор;

- завинчивание резьбовых головок с расчетным моментом.

Таким образом, разработан метод расчета оптимального момента завинчивания деталей сборной штанги, обеспечивающего условие нераскрытия стыка торцевых поверхностей резьбовой головки и упорного кольца. Получены критерии подбора оптимального момента завинчивания резьбовой головки из условия повышения работоспособности насосных штанг и условие фиксации кольца на высаженной области прутка.

В четвертой главе описывается метод определения допустимого приведенного напряжения в штанге с использованием модифицированной диаграммы Гудмана.

Для практического применения предлагаемой конструкции насосной штанги на нефтепромыслах необходимо оценить её прочностную и усталостную характеристики. В России и странах СНГ, как было указано в главе 1, расчеты штанговых колонн проводятся на базе приведенных напряжений, оперативное определение которых для новых конструкций и материалов штанг по методике A.C. Вирновского затруднительно. В этой связи предлагается новый метод определения приведенного напряжения на основе модифицированной диаграммы Гудмана.

Обе методики (по И.А. Одингу и по модифицированной диаграмме Гудмана) проверены промысловой практикой и широко применяются. При графическом представлении методик (рисунок 6) видно, что области бив соответствуют допустимым напряжениям по приведенному напряжению, а а и в по модифицированной диаграмме Гудмана. Однако области а и б являются конфликтными. Для реализации предлагаемого метода аппроксимированы два варианта функций наибольшего допустимого максимума напряжения цикла: по приведенному напряжению И.А. Одинга и модифицированной диаграмме Гудмана. Для лучшего их приближения, сводя к минимуму конфликтные зоны, используется метод наименьших квадратов разности функций с последующей минимизацией. Упрощение вычислений достигнуто разложением функции приведенного напряжения в ряд Маклорена. Нахождение искомых параметров осуществляется поиском минимума одномерной функции или поверхности двумерной целевой функции. Уравнения, для которых нахождение корней существенно осложнено, решались численно методом Ньютона-Рафсона, в том числе построением матрицы Гесса и её обращения на каждой итерации. В таблице 4 приведены результаты определения приведенных напряжений по И.А. Одингу для некоторых новых марок штанг.

Предлагаемый метод определения допустимого приведенного напряжения необходим при расчетах колонны из штанг зарубежного производства, поставляемых в страны СНГ, которые рассчитываются с применением модифицированной диаграммы Гудмана. Кроме того, метод может быть использован для оперативного получения допустимого приведенного напряжения в первом приближении для новой марки штанги на основе модифицированной диаграммы с использованием предела прочности материала штанги.

^ :Г; Г-.

4 С У ЗСО 2С0 ICO

о

О too 203 ЗСО 4С0 О „¿v мпа

Рисунок 6 — Совмещение области допустимых напряжений по приведенному напряжению и модифицированной диаграмме Гудмана В таблице 4 приведены расчетные значения приведенных напряжений для штанг, освоенных отечественной промышленностью в последние годы.

Таблица 4 - Пример расчета допустимого приведенного напряжения для новых штанг

Насосные штанги Приведенное напряжение, МПа

Марка о. ) МПа Некоррозионная среда Коррозионная среда Сероводородная среда

Д спец 990 105 91 67

Дсупер 1050 112 97 71

Прим.: «г, — предел прочности материала штанги.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ

1. Анализ тенденций модернизации конструкции насосных штанг показал перспективность развития составных конструкций для повышения прочности и упрощения технологии изготовления.

2. Исследованием напряженно-деформированного состояния в головке стандартной насосной штанги, в областях перехода квадратно-круглого сечения и скруглений зарезьбовой канавки выявлены наиболее нагруженные зоны, напряжения в которых превышают напряжения в теле штанги на 7075%.

3. Предложена новая сборная конструкция насосной штанги, которая позволяет снизить максимальное эквивалентное напряжение на 20% при одинаковой внешней растягивающей нагрузке по сравнению со стандартной

насосной штангой.

4. Проведенные испытания опытных образцов насосных штанг различной конструкции подтвердили результаты конечно-элементного моделирования, выполненного в процессе оптимизации конструкции, и показали безотказную работу штанг новой конструкции в пределах требований ГОСТ Р 51161-2002 даже при аномально высоких значениях

приведенного напряжения.

5. Получены критерии фиксации упорного кольца на прутке и расчета оптимального момента завинчивания резьбовой головки, учитывающие интенсивность изменения усилия в головке и обеспечивающие необходимое сопротивление отвороту, соблюдение которых позволит увеличить работоспособность насосных штанг.

6. Разработан метод расчета допустимого момента завинчивания элементов головки новой насосной штанги, обеспечивающего условие нераскрытия стыка торцевых поверхностей резьбовой головки и упорного кольца в сборной конструкции насосной штанги при действии на нее рабочей осевой нагрузки.

7. Разработан метод оперативного определения допустимого приведенного напряжения для насосных штанг на основе модифицированной диаграммы Гудмана, позволяющий получить допустимое приведенное напряжение расчетным путем для насосных штанг новых марок.

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ДИССЕРТАЦИИ ОПУБЛИКОВАНЫ В СЛЕДУЮЩИХ РАБОТАХ

1. Ризванов, P.P. Совершенствование конструирования и производства штанг для глубинных насосов / Нефть-Газ, нефтепереработка и нефтехимия: материалы международной научной конференции, посвященной 90-летнему юбилею АГНА.-Баку, 2010.-С. 167-168.

2. Утебаев, А.Б. Изготовление насосных штанг с привлечением нанотехнологий / А.Б. Утебаев, P.P. Ризванов // Материалы IV научно-технической конференции молодых специалистов ООО «РН-УфаНИПИНефть». - Уфа: Вагант, 2010. - С. 209-213.

3. Бахтизин, Р.Н. Оптимизация конструкции насосной штанги методом конечных элементов / Р.Н. Бахтизин, K.P. Уразаков, P.P. Ризванов // Математическое моделирование и компьютерные технологии в процессах разработки месторождений, добычи и переработки нефти: тезисы докладов IV научно-практической конференции. - М: Нефтяное хозяйство, 2011. - С. 73.

4. Бахтизин, Р.Н. Новая конструкция насосной штанги / Р.Н. Бахтизин, K.P. Уразаков, P.P. Ризванов // Электронный научный журнал «Нефтегазовое дело». - Уфа. - 2011. - №4. - С. 66-74.

5. Ризванов, P.P. Роль качества строительства скважин в работоспособности насосных штанг / P.P. Ризванов // Инновационные решения в строительстве скважин: тезисы всероссийской научно-технической конференции с международным участием, Уфа, 21-23 сентября 2011 г. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 2011. — С. 114-117.

6. Саттаров, И.Р. Исследование причин снижения работоспособности насосных штанг / P.P. Ризванов, Т.А. Хакимов // Научный электронный архив академии естествознания. URL:http://econf.rae.ru/article/7089.

7. Ризванов, P.P. Методика расчета допустимых моментов завинчивания элементов сборной штанги / P.P. Ризванов, Т.А. Хакимов, K.P. Уразаков // Нефть, Газ и Бизнес. - 2012. - №12. - С. 72-76.

8. Бахтизин, Р. Н. Насосные штанги / Р.Н. Бахтизин, P.P. Ризванов, K.P. Уразаков, Т.А. Хакимов - Уфа: Нефтегазовое дело, 2012 - 80 с.

9. Бахтизин, Р.Н. Новый метод расчета приведенного напряжения / Р.Н. Бахтизин, K.P. Уразаков, P.P. Ризванов // Известия уфимского научного центра РАН.-2012.-№4.-С. 14-21.

10. Ризванов, P.P. Моделирование напряженного состояния элементов сборной насосной штанги / P.P. Ризванов, Т.А. Хакимов, K.P. Уразаков // Электронный научный журнал «Нефтегазовое дело». — Уфа. - 2012. — №5. — С. 419-434.

11. Ризванов, P.P. Насосная пгганга с повышенной усталостной прочностью / P.P. Ризванов // Новые технологии в нефтегазодобыче: тезисы докладов II Международной научно-практической конференция. - Баку, 2012. -С. 153-154.

Подписано в печать 27.05.2013. Бумага офсетная. Формат 60x84 '/16 Гарнитура «Тайме». Печать трафаретная. Усл. печ. л. 1 Тираж 90. Заказ 72

Типография Уфимского государственного нефтяного технического университета

Адрес издательства и типографии: 450062, Республика Башкортостан, г. Уфа, ул. Космонавтов, 1

Уфимский Государственный Нефтяной Технический Университет

(УГНТУ)

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ НАСОСНОЙ ШТАНГИ И МЕТОДА РАСЧЕТА ЕЁ УСТАЛОСТНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ

05.02.13 — Машины, агрегаты и процессы (нефтегазовая отрасль)

Научный руководитель — доктор физико-математических наук, профессор Бахтизин Рамиль Назифович

Уфа-2013

Оглавление

Оглавление.......................................................................................................2

Введение...........................................................................................................4

1. Этапы совершенствования насосных штанг................................................9

1.1.Насосные штанги в ранний период их развития......................................9

1.2.Металлические штанги...........................................................................12

1.3.Обзор исследований в области насосных штанг....................................16

1.4.Обзор ограничений циклических напряжений по И.А. Одингу и модифицированной диаграмме Гудмана......................................................20

1.5. Выводы....................................................................................................24

2. Моделирование и оптимизация насосной штанги.....................................25

2.1.Стандартная насосная штанга................................................................25

2.2.Моделирование стандартной конструкции............................................27

2.3.Разработка конструкции новой составной насосной штанги................28

2.4.Сравнение полученной зарезьбовой канавки с стандартизованной......37

2.5.Оценка адекватности компьютерного моделирования технического состояния насосной штанги..........................................................................38

2.6.Вывод ы....................................................................................................48

3. Моделирование напряженного состояния сборной насосной штанги......50

3.1.Предварительные расчеты......................................................................51

3.2.Взаимосвязь усилия в зарезьбовой канавке и внешнего усилия...........57

3.3.Обеспечение фиксации упорного кольца...............................................63

3.4.Предотвращение отворота резьбовой головки.......................................64

3.5.Расчет требуемого момента завинчивания резьбовой головки.............67

3.6.Вывод ы....................................................................................................71

4. Метод расчета допустимого приведенного напряжения...........................72

4.¡.Сравнение методов ограничения напряжений на насосную штангу.....72

4.2.Метод конвертации.................................................................................75

4.3. Выводы....................................................................................................82

Основные выводы и результаты....................................................................83

Приложение 2. Листинг исходных кодов для метода получения приведенного напряжения в ПК MAXIMA...................................................88

Литература......................................................................................................99

Введение

Актуальность темы

Установки скважинного штангового насоса имеют по-прежнему лидирующую популярность. Такими установками оборудовано до 60% фонда скважин в России и до 90% в США. В таких установках колонна насосных штанг является одним из ключевых элементов, определяющих продолжительность межремонтного периода. Большая глубина спуска насоса, искривление скважин, повышенная вязкость и высокая коррозионная агрессивность добываемой жидкости повышают нагрузку на штанговую колонну и снижают её усталостную прочность. Сочетание указанных факторов с ограниченной несущей способностью штанг приводит к их преждевременным обрывам. Причинами низкого качества штанг являются особенность конфигурации головки и существующая технология её производства.

Нынешняя форма головки насосной штанги известна со времен начала промышленной скважинной эксплуатации и имеет недостатки, обусловленные значительными перепадами диаметров и переходов квадратно-круглых сечений, что приводит к повышенным концентрациям напряжений и гидравлическому сопротивлению. Изготовление насосной штанги производится высадкой головки штанги при высокотемпературном нагреве в 5 переходов, приводя к снижению технической характеристики штанг в связи с нарушением исходной микроструктуры металла и повышению стоимости производства.

В связи с этим разработка насосной штанги новой конструкции и совершенствование метода расчета приведенных напряжений с использованием механической характеристики материала штанг являются актуальной задачей.

Цель работы

Увеличение межремонтного периода штанговых установок путем разработки оптимальной конфигурации насосных штанг и совершенствования метода расчета их усталостной характеристики.

Основные задачи исследований

1. Анализ тенденций модернизации конструкции насосных штанг и опыта их эксплуатации.

2. Исследование напряженно-деформированного состояния растяжения насосных штанг при высоких нагрузках.

3. Разработка сборной насосной штанги принципиально новой формы повышенной работоспособности.

4. Разработка метода расчета технологических параметров, регламентирующих характер напряженно-деформированного состояния в областях сопряжения деталей штанги новой конструкции.

5. Разработка метода оперативного вычисления усталостной характеристики насосных штанг в виде приведенного напряжения.

Научная новизна

1. Исследованием напряженно-деформированного состояния в головке стандартной насосной штанги, в областях перехода квадратно-круглого сечения и скруглений зарезьбовой канавки выявлены наиболее нагруженные зоны, напряжения в которых превышают напряжения в теле штанги на 70-75%.

2. Установлено, что выполнение насосной штанги сборной конструкции увеличивает допустимые нагрузки на 25% по сравнению со стандартной штангой.

3. Впервые для сборной насосной штанги выведены условия обеспечения фиксации упорного кольца на теле штанги, получена зависимость растягивающего усилия в зарезьбовой канавке от внешнего прикладываемого усилия с применением конечно-элементного анализа,

выведено условие предотвращения отворотов при заданных эксплуатационных раскручивающих моментах. На основе теории И.А. Одинга показано, что начальное прижатие резьбовой головки к упорному кольцу должно быть минимальным, при условии выдерживания требуемых режимов нагрузок. Дополнительное увеличение силы прижатия снижает усталостную прочность штанги.

4. Разработан новый метод расчета максимально допустимых приведенных напряжений по И.А. Одингу для насосных штанг на основе приближения областей допустимых циклических напряжений по И.А. Одингу и модифицированной диаграмме Гудмана.

Практическая ценность

Результаты, полученные в диссертационной работе, используются в учебном процессе ФГБОУ ВПО «Уфимский государственный нефтяной технический университет» при подготовке инженеров по специальностям 130503 - Разработка и эксплуатация нефтяных и газовых месторождений, 130602 - Машины и оборудование нефтяных и газовых промыслов, а также магистров по направлению 130500 - Нефтегазовое дело.

Сборная насосная штанга новой конструкции принята к внедрению в ООО «Башнефть-Добыча».

Методы исследований

Для исследования возникающих напряжений и оптимизации формы насосной штанги использовалось компьютерное конечно-элементное моделирование напряженно-деформированного состояния штанги. Для обеспечения достоверности расчетных результатов, полученных при моделировании, и конструктивных решений были проведены экспериментальные испытания опытных образцов. Для определения требуемого момента завинчивания для штанги сборной конструкции использовались аналитические расчеты и моделирование методом конечных элементов. Метод вычисления максимально допустимого

приведенного напряжения реализован на основе оптимизационного метода минимизации целевой функции, с использованием численного метода Ньютона-Рафсона для одномерной и многомерной оптимизации с применением матрицы Гесса.

На защиту выносится конструктивное решение по увеличению межремонтного периода установок скважинного штангового насоса, метод расчета допустимых моментов завинчивания сборной штанги, метод оперативного определения допустимого приведенного напряжения для штанг.

Апробация результатов исследований

Основное содержание диссертации докладывалось и обсуждалось на международной научной конференции «Нефть-Газ, нефтепереработка и нефтехимия», посвященной 90-летнему юбилею Азербайджанской государственной нефтяной академии (Баку, 2010 г.); научно-технической конференции молодых специалистов ООО «РН-УфаНИПИНефть» (Уфа, 2010, 2011, 2012 гг.); научно-практической конференции «Математическое моделирование и компьютерные технологии в процессах разработки месторождений, добычи и переработки нефти» (Уфа, 2011 г.); всероссийской научно-технической конференции с международным участием «Инновационные решения в строительстве скважин» (Уфа, 2011 г.); II международной научно-практической конференции «Новые технологии в нефтегазодобыче» (Баку, 2012 г.).

Публикации

Основное содержание диссертации опубликовано в 11 печатных трудах, в том числе в 1 монографии и 4 статьях, три из которых в ведущих рецензируемых научных журналах из перечня ВАК Минобрнауки РФ.

Структура и объем диссертации

Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, основных выводов, списка использованных источников из 121 наименования, 2 приложений и изложена на 109 листах машинописного текста, включая 67 рисунков и 6 таблиц.

1. Этапы совершенствования насосных штанг

1.1. Насосные штанги в ранний период их развития

Добыча нефти ведет свой отсчет с Х1-1Х века до н.э. В те времена нефть добывалась в основном бадьями или бурдюками из нефтяных скоплений. Её применяли в бытовых, медицинских и даже военных условиях как горючий материал, смазывающее вещество и др. Нефть собирали с поверхности земли или копали колодцы в местах скопления для сбора вручную или с помощью конной тяги. Со временем добыча нефти увеличивалась за счет фонтанных скважин и за счет добычи нефти методом тартания. Этот метод предусматривает добычу нефти желонкой, представляющей из себя бадью с открывающимся внутрь донным клапаном. Изначально тартание применяли для добычи нефти из колодцев, а впоследствии форма желонки приняла более вытянутый вид, проходящий в ствол обсадной трубы нефтяной скважины [14,16].

Добыча нефти тартанием в России в начале XIX века была одним из основных способов и к 1913 году так добывалось 95% всей нефти. Позже формируется промышленная скважинная добыча нефти. С 1923 года начинается внедрение глубинно-насосного способа добычи нефти штанговыми насосами. В это время впервые начали применять жесткие колонны для передачи движения плунжеру глубинного насоса. Эти колонны состояли из сочлененных насосных штанг, изначально изготавливаемых из длинных деревянных стержней с металлическими стыковочными наконечниками. Преимущественно во второй половине XIX века в патентном бюро США начали регистрироваться патенты на конструкцию наконечников деревянных насосных штанг, или способы их соединения в колонну.

Кроме того, сырьем для производства штанг служил белый американский ясень (рисунок 1), также распространенный на территории

В)

Рисунок 2 - Исторические артефакты деревянных насосных штанг

С началом скважинной эксплуатации, на глубине несколько десятков или даже сотен метров, деревянные насосные штанги пользовались популярностью, это объяснялось их достаточной прочностью, сравнительной легкостью и низкой стоимостью. Когда глубины бурения стали достигать 450, 600 метров, появилась потребность в более прочных штангах, тогда же в 1880-1890 годах деревянные штанги начали разделять популярность с металлическими. Деревянные насосные штанги из белого ясеня производятся и в настоящее время, но в большей степени применяются в водяных скважинах (рисунок 3) [59,72].

были освещены вопросы изменения технического состояния штанг при сложном напряженно-деформированном состоянии.

Дальнейшие наиболее основательные исследования проведены Б.Б. Круманом, изложенные в монографии обобщающей и систематизирующей предыдущие научные исследования о работоспособности насосных штанг и производственного опыта их эксплуатации [15]. Разграничена роль коррозионного и механического факторов при разрушении насосных штанг. Механический фактор в виде концентраций напряжений в переходных зонах является первопричиной обрывов штанг. В качестве методов повышения работоспособности штанг предложено совершенствование конструкции применение новых более прочных материалов и разного рода их упрочнение.

И.А. Одинг проводил научные исследования по предельным усталостным напряжениям для несимметричных циклов исходя из связи между энергией поглощенной при деформации и пределом усталости. Его иследования совпадают не только с его опытами но и с опытами других исследователей в частности для циклов имеющих среднее напряжение растяжения, являющихся актуальным для данного вопроса [6,15,100,101]. Над вопросом ограничения циклических напряжений для штанг работал A.A. Харди вместе с Американским нефтяным институтом и модифицировал диаграмму Гудмана, которая оказалась не приемлема для расчетов штанговой колонны, вследствие особенного характера и условий её нагружения [64,65].

Для расчета максимальных и минимальных нагрузок используются приближенные формулы достаточно точные для вертикальных скважин И.А. Чарного, И.М. Муравьева, Д.С. Слоннеджера, Д.О. Джонсона, К.Н. Миллса, Е. Кемлера с принятым статическим режимом работы, с мало влияющими динамическими составляющими [53,81].

Согласно работам [106,107,108,109,110,111,112] насосные штанги в пространственно-искривленных скважинах являются наиболее слабым звеном УСШН. Рост вязкости и образование эмульсии значительно увеличивает амплитуду нагрузок на штанги приводя к росту обрывности в 4-5 раз [104]. К.Р. Уразаковым проведена большая работа по исследованию жесткости изгиба муфтовых соединению, трению насосных штанг и муфты об насосные трубы, конструированию штанговых колонн в наклонно направленных скважинах; расчетам оптимальных параметров скважин в режиме периодической откачки и другим [51]. Работы С.Г. Зубаирова также посвящены закономерностям изменения сил трения штанг о трубы, решению проблем при эксплуатации штанговых колонн при добыче высоковязких нефтей и при эксплуатации в искривленных скважинах, в том числе использованием шарнирных муфт, и конструированию штанговых колонн для искривленных скважин [102,103].

Проведено подробное статистическое исследование Ю.В. Пчелинцевым Ю.В по работоспособности насосных штанг на различных месторождениях в зависимости от технологических параметров [45]. В таблице 1 показано, что область головки насосной штанги является наиболее уязвимой, а в таблице 2 показано соотношение по местам обрыв в головке.

Таблица 1 - Соотношение количества обрывов в насосной штанге

по головке и телу

Количество обрывов

Место обрыва Диаметр штанг, мм (дюймы) Общее число %

25(1) 22(7/8) 19(3/4)

По головке 13 208 157 378 86,8

По телу 2 22 33 57 13,2

Таблица 2 - Соотношение обрывов в головке насосной штанги по местам

Место обрыва Количество обрывов

Диаметр штанг, мм (дюймы) Общее число %

25(1) 22(7/8) 19(3/4)

Галтель 3 142 132 277 73,3

Резьба 10 64 25 99 26,2

Квадрат — 2 — 2 0,5

Существуют работы по усовершенствованию планирования и ремонта насосных штанг как в работе В.А. Климова [13], где также предложена уточненная формула приведенного напряжения с учетом геометрии скважины повышая надежность расчетов при подборе оборудования. В работе Ф.Г. Халимова исследуются отворотные моменты в штанговой колонне, а также показано, что для повышения работоспособности насосных штанг за счет снижения напряженного состояния необходимо конструировать колонну штанг из автономных во вращательном движении интервалов [55].

В.В. Семеновым проведена большая работа по диагностике насосных штанг на предмет установления дефектов и экспуатационных свойств материала насосных штанг штанг [105]. В частности предложена концепция магнитоиндукционной диагностикой в постоянном магнитном поле при действии растягивающей нагрузки; по уровню шумов Баркгаузена в теле упрогодеформируемой штанги, ассиметрично повторяющейся нагрузкой; по виду индикаторной линии приложенной по телу штанги, пластически деформированного действием продольной растягивающей нагрузки и кручением; по виду механической характеристики материала штанги деформируемой действием продольной растягивающей нагрузки до микропластики и по виду механической характеристики материала, в

дальнейшем пластически деформируемого действием продольно растягивающей нагрузки и кручения; по характеру изменения напряженности магнитного поля рассеяния от действия продольной растягивающей нагрузки, приложенной к локально намагниченной штанге; по характеру изменения тангенциальной составляющей магнитного поля остаточно намагниченной штанги под нагрузкой как в области упругой, так и пластической ее деформации. Автором предложены также новые факторы влияющие на работ�