387系列高揚程電潛泵開發

李令喜，付 軍，劉 滔

中海油能源發展采油技術服務公司機械采油分公司 （天津 300452）

海上油田開采不斷深入，油層能量逐漸降低，低液面油井不斷增加[1]，適合海上油田的高揚程潛油電泵需求變大。387系列高揚程潛油電泵是針對深井油井的采油裝備，在海上油田的應用前景較為廣闊，尤其是邊際油田的開發，該潛油電泵的開發將有助于油田深層開采的進一步拓展[2]，針對高揚程泵的關鍵問題進行了計算與分析。

1 泵殼強度分析

1.1 泵殼井下承受壓力計算

圖1 泵殼承受壓力分析示意圖

式中：D為泵殼直徑，mm；t為泵殼厚度，mm。

查表得出45號鋼的許用強度極限【δ】=630MPa,原油密度ρ=0.86g/cm3,安全系數ξ=2.0，根據強度條件 ξδ＜【δ】，則 p＜2t【δ】/dξ，代入數據可得：

p＜45MPa

又由 p=ρgh，得出 h=p/ρg，故 h＜5 340m。

綜上所述，387系列泵殼在井下能承受45MPa的壓力，相當于5 340m的油柱。

則，泵殼承受壓力允許的最大葉輪級數5 340m葉輪單級關死點揚程。

1.2 泵殼脫扣分析

根據泵殼允許承受的45MPa的壓力，計算在此狀態下，泵殼在徑向的變形量，看其變形量是否會導致泵殼和泵頭的螺紋連接脫扣。

根據泵殼各點的變形情況，外表面的變形最大，所以只需計算泵殼外表面的徑向變形。根據材料力學模型推導出的計算公式：

式中：387泵殼材料為45號鋼，泵殼外徑b為50.8mm，內徑a為44.45mm，內腔壓力P1為45MPa，外腔壓力P2視為0（此時變形量最大），將相關常量E=206GPa代入可得u=0.072mm。

從計算結果可以看出，泵殼外表面的徑向變形遠小于造成脫扣的間隙量（1.05mm），所以泵殼在承受45MPa壓力的情況下，不會造成脫扣的危險。

2 泵軸向力分析

2.1 泵所受軸向力

387系列高揚程潛油泵的揚程范圍在1 100m以上。由于高揚程潛油泵采用全浮式結構，葉輪受到的軸向力通過減磨墊傳遞給導殼，作用不到軸上，軸所受的軸向力主要是工作時液柱對軸的壓力，這個壓力主要與液柱的高度、軸的截面積有關[3]。因此只需要分析液柱對軸形成的軸向力，即可計算出泵軸所受軸向力。

2.2 軸向力計算

海上油井所產出的油很多為稠油，其密度較高。因此在建立計算模型時，為了保證計算結果的安全余量，保證實際工作狀態下的軸向力不大于保護器的承載力，建立軸向力的計算公式：

式中，ρ為原油密度，g/cm3；h 為額定揚程，m；s為軸截面積mm2；。原油密度：1g/cm3。將2種不同軸徑尺寸的潛油電泵177.8mm、203.2mm與279.4mm、406.4mm（7′/8′與 11′/16′）在各揚程下所受的軸向力進行對比，如圖2所示。

圖2 不同揚程不同軸徑泵軸軸向力比較

根據高承載止推軸承所允許的軸向力，以及軸向力計算公式（2），可以求得止推軸承所允許的最高揚程：279.4mm/406.4mm(11′/16′)最大揚程 6 400m；177.8mm/203.2mm(7′/8′)最大揚程 3 900m。結合各泵型性能曲線，如圖3所示，查找在關死點的單級揚程，根據允許最大級數=最高揚程/單級揚程，可以求得由止推軸承承載力得出的允許浮動葉輪級數。

3 最大軸功率計算

不同泵軸軸徑所允許的泵軸功率不同(表1)。根據泵軸最大許用軸功率計算的允許葉輪級數公式：允許最大級數=最大軸功率/單級單級軸功率[4]。

4 各泵型的揚程極限

由以上計算得出允許最大級數，取其中最小值，即為各泵型所允許的浮動葉輪數量。根據計算得出的各泵型所允許的浮動數量（表2）。

根據泵型性能曲線如圖3所示，查找不同排量條件下對應的單級揚程，可計算出各泵型所允許的最高揚程，如表3所示：

5 現場應用

387系列高揚程潛油電泵應用主要在渤海地區，跟蹤統計自2010年下入的44套機組，平均額定揚程1 925m，截至2013年9月份，故障10井次，在運行34套機組，應用過程記錄如表4所示。

表2 387系列潛油電泵各泵型所允許的浮動葉輪數量對比

表3 各泵型所允許的最高揚程

表4 渤海地區387系列高揚程泵現場應用記錄

6 結論

1）通過泵殼井下承受壓力計算，得出了泵殼強度滿足的最大承壓，泵殼徑向變形計算，明確了連接螺紋脫扣的問題。

2）完成了387系列高揚程潛油電泵各泵型所允許的葉輪數量的計算，并針對不同泵型，確定了不同排量下的揚程極限。

3）通過現場應用情況分析，387系列高揚程潛油電泵具有良好的使用性與適用性。

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[4]薛承瑾，杜廣義，戴相富，等．人工舉升最新技術綜述(Ⅱ)[J]．石油機械，2003，31（1）：42-45．

[5]張琪．采油工程原理與設計[M]．東營：石油大學出版社，2000．