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Bombeo Mecánico Optimización, Diagnóstico y Operación

Dictado por:Ing. Héctor Partidas

Noviembre del 17 al 21/ 2003Instalaciones de PDVSA

San Tomé Edo. Anzoátegui - Venezuela

Programa de Adiestramiento 2003

INTRODUCCION El bombeo mecánico convencional nació prácticamente a la par con la industria petrolera cuando el Coronel Drake perforó su pozo en Pennsylvania en 1859. En aquellos tiempos la perforación se hacía con herramientas de percusión. La mecha se suspendía mediante una especie de balancín hecho con madera y se dejaba caer, más o menos en la misma forma a como hoy dia se hincan los pilotes en una construcción. Cuando el pozo moría, era más facil usar el balancín de madera que había quedado en el sitio para operar la bomba de sub-suelo. Así nació el bombeo mecánico convencional. Aunque hoy día ya no se usan cabillas ni balancines de madera y mucho menos máquinas a vapor, los componentes del método son los mismos. El balancín, símbolo del método, todavía se usa para convertir el movimiento rotatorio del motor en reciprocante para impulsar la bomba. Otro componente son las cabillas y el tercero, la bomba misma que todavía usa un pistón, el barril y las válvulas fija y viajera. La evolución de estos componentes, tanto en diseño como en materiales, la tecnología electrónica y el avance en las aplicaciones de análisis y diseño, han contribuido para que el bombeo mecánico convencional moderno haya dejado de ser la Cenicienta de los Métodos de Producción reservado sólo a los pozos que llegaban al final de su etapa productiva. Por su larga historia, no es difícil pensar que este método es el más popular y usado en la industria petrolera a nivel mundial. En Venezuela, para Diciembre del 2000, de los 15422 pozos activos, aproximadamente 6500 producían por este método. Más aún, hasta el presente es el único método capaz de manejar la producción de los pozos de inyección a vapor.

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Ing. Héctor Partidas


Ventajas •Gracias al desarrollo de simuladores, hoy en día es muy fácil el análisis y diseño de las instalaciones. •Puede ser usado prácticamente durante toda la vida productiva del pozo. •La capacidad de bombeo puede ser cambiada fácilmente para adaptarse a las variaciones del índice de productividad, IPR. •Puede producir intermitentemente mediante el uso de temporizadores (POC’s) o variadores de frecuencia conectados a una red automatizada. •Los componentes son fácilmente intercambiables •Puede manejar la producción de pozos con inyección a vapor. Desventajas •Susceptible de presentar bloqueo por excesivo gas libre en la bomba. •En pozos desviados la fricción entre las cabillas y la tubería puede inducir a fallas de material. •La unidad de superficie es pesada, necesita mucho espacio y es obtrusiva al ambiente. •En sitios poblados puede ser peligrosa para las personas. •Cuando no se usan cabillas de fibra de vidrio, la profundidad puede ser una limitación.




HERRAMIENTAS DE OPTIMIZACION • Hardware

o Dinamómetro Analógico Digital Digital Inalámbrico

o Detector de Nivel Dinámico

Analògico Digital

o Controlador de Bombeo (POC) o Variador de Frecuencia

• Software

o Análisis y Diagnóstico o Diseño

EL VALOR DEL DATO “No importa la cantidad de data tomada en el campo sino la Calidad. Gracias a ella podemos recuperar barriles que estaban perdidos. La Optimización es la forma más barata de ganar producción!” UN OPTIMIZTADOR ANONIMO.



CONTROLADORDE BOMBEO

ϕ2002-HP

PATENTE PARA BALANCIN

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

GUAYA

GRAMPA

BRIDA

BARRA PULIDA

PRENSA-ESTOPAS

KEROTEST

LINEA DE FLUJO

CABEZAL TBG

CABEZAL CSG

CUELLO B.P

CSG SUP.

CSG PROD.

SARTA DE CABILLAS

SARTA DE TUBERIA

CONECTOR DEL BARRILCONECTOR DE CABILLAS

VALVULA VIAJERABARRIL

PISTON

PESCANTE VALVULA FIJA

CUELLO TBGNIPLE DE EXTENSION

CUELLO TBGVALVULA FIJA

NIPLE DE ANCLAJECUELLO TBG

NIPLE PERFORADO

CUELLO TBGTUBO DE SUCCION

TUBO DE BARRO

CUELLO TBGNIPLE TAPON

BASE DEL BALANCIN

CABEZOTE

VIGA VIAJERA (CAIMAN)LS 2714

BRAZOSPESAS

MANIVELA

MOTOR

PROTECTOR DE CORREAS

EJEALTA

EJEBAJA

EJEINTERMEDIO

ϕ2002-HP

INSTALACION CON UNIDAD CENTRAL

DE POTENCIA

ϕ2002-HP

BATERIA DE POZOS

ϕ2002-HP

CONTROLADOR DE PUMP-OFF

ϕ2002-HP


CAPITULO 1- EL YACIMIENTO Las acumulaciones de gas y petróleo tienen lugar en celdas formadas por trampas estructurales o estratigráficas. El yacimiento es la porción de la trampa que contiene petróleo y/o gas formando un sistema simple hidráulicamente interconectado. Cuando en esta interconexión co-existen grandes volúmenes de rocas conteniendo agua, el sistema recibe el nombre de acuífero. El desplazamiento de los fluídos del yacimiento hacia el pozo es gobernado por cuatro grandes mecanismos:

• Expansión del fluído • Desplazamiento natural o artificial • Drenaje gravitacional • Expulsión capilar

En muchos yacimientos los cuatro mecanismos pueden estar activos simultáneamente aunque normalmente uno o dos de ellos son los predominantes. Por ejemplo, un yacimiento volumétrico (sin acuífero) puede producir inicialmente por expansión de fluídos pero cuando la presión original llega a valores bastante bajos, el mecanismo predominante puede ser drenaje gravitacional ayudado mediante un método de levantamiento artificial.1

Este tipo de yacimiento es uno de los de mayor interés para los ingenieros de optimización por levantamiento artificial y por tanto, es importante que se estudien bien los parámetros que intervienen en su caracterización. Para diseñar cualquier sistema de levantamiento artificial en forma apropiada, es necesario saber lo más exactamente posible las ratas de producción que el yacimiento puede aportar no sólo en el tiempo presente sino también en el futuro. La falta de información en esta área puede conducir al ingeniero producción, por un lado, a sobre-diseñar el sistema y, por otro, a usar un equipo que limite las posibilidades de producir a la rata que el yacimiento aporta. Ambos escenarios tienen un efecto negativo en la factibilidad económica del sistema de levantamiento artificial.




Cuando se perfora el pozo a su profundidad determinada, se crea una comunicación entre la superficie y el yacimiento. Por otro lado, cuando el pozo se mantiene cerrado durante un tiempo, la presión en el fondo se iguala a la del yacimiento y por tanto, no hay aporte del yacimiento. Una vez que se crea un diferencial de presión entre el yacimiento y el pozo, los fluídos se mueven hacia el área de menor presión (el fondo del pozo) a ratas que dependen de una serie de factores. Aunque el factor predominante es el diferencial de presión (drawdown), hay otros que inciden en el proceso tales como propiedades del yacimiento (permeabilidad, porosidad, espesor de arena), propiedades de los fluídos (viscosidad, densidad, gas, agua) y efectos de la completación del pozo (cañoneo, daño a la formación). INDICE DEL COMPORTAMIENTO DE INFLUJO (IPR) Para entender el proceso del flujo de fluídos desde el yacimiento al pozo, es necesario estudiar los parámetros que gobiernan la relación entre el diferencial de presión y la rata de aporte del yacimiento. En 1856 Henry Darcy formuló la ley que lleva su nombre y que establece: “la velocidad de un fluído homogéneo a través de un medio poroso es proporcional al gradiente de presión e inversamente proporcional a la viscosidad del fluído”. En forma matemática, v = - k/µ * dp/ds [1.1] donde: v es la velocidad aparente en cm/seg y es igual a q/A, q es el caudal en cm3/seg y A es el área aparente o total de la roca en cm2. La viscosidad µ se expresa en centipoises y el gradiente de presión dp/ds en atmósferas/cm. La constante de proporcionalidad k es la permeabilidad de la roca expresada en darcies. La ley de Darcy aplica solamente en la región de flujo laminar lo cual, afortunadamente, ocurre en la gran mayoría de los casos.




Por otro lado, la ecuación asume un patron linear de flujo y un medio poroso homogéneo condiciones que son muy difíciles de encontrar en la vida real. Basado en la ley de Darcy se desarrolló el concepto del Indice de Productividad, IP bajo las siguientes premisas:

• flujo radial en las cercanías del pozo • flujo unifásico de fluídos • distribución homogénea de la permeabilidad en la formación • la formación esta 100% saturada con los fluídos

Usando unidades de campo, la ecuacion queda2: q = (.00708 k h)/µ B ln(re/rw) * (Pe – Pwf) [1.2] donde: q es el caudal en btpd, k es en md, h es el espesor de la arena neta en pies, B es el factor volumetrico de la formacion en bbl/STB, re es el radio de drenaje en pies y rw el radio del fondo del pozo en pies. Pe es la presión de la formación en el borde externo del área de drenaje del pozo y es el valor que alcanza la presión de fondo (Pwf) cuando el pozo está cerrado. Comúnmente, se usa como sinónimo de la presión estática Ps. Pwf, como se indicó arriba, es la presión en el fondo del pozo cuando se ha alcanzado un caudal (q) estabilizado. En los pozos de bombeo mecánico, la Pwf se denomina Pbhp. En la Eq. [2] la mayoría de los parámetros son comunes para un pozo dado y por tanto pueden ser agrupados en un coeficiente único llamado Indice de Productividad (PI) o IPR constante. La Eq. [2] puede expresarse entonces como: q = PI (Pe – Pwf) [1.3] En la gráfica, AOFP representa el caudal máximo que puede ser obtenido si la presión en el fondo del pozo pudiera ser reducida a cero. En la práctica esto es imposible de obtener pero se usa como una referencia del potencial total del pozo.




Puede observarse que conociendo la presión estática (Pe) del yacimiento y un par de data (Pwf y q), es fácil construir el gráfico para determinar la PI. Si no se tiene un dato confiable de la Pe, es importante correr un build-up para tener una mejor idea de su valor.

PI

Pe

Pre

sión

Caudal, q

AOFP

Esta forma gráfica de la Eq. [1.3] solamente puede aplicarse al yacimiento cuya presión fluyente sea mayor que la presión de burbujeo (Pb), es decir, todo el gas está en solución. Sin embargo, la gran mayoría de los pozos en los yacimientos maduros produce en condiciones donde la presión de fondo es menor que la de burbujeo y por tanto, existe gas libre en la admisión de la bomba creandose un flujo bi-fásico. En estos casos, el modelo de IP constante se puede aplicar con cierto grado de confianza mientras la relación Pwf/Pe > 0.4. A valores menores la desviación por efectos del gas libre es más pronunciada cuando se compara con modelos obtenidos por simulación numérica de yacimientos tales como Vogel3, Fetkovich4 y Wiggins5 entre otros.




Vogel considera los casos donde la Pwf es menor que la Pb usando diferentes propiedades de roca y fluídos y diferenciales de presión. Vogel encontró que para todas las corridas la forma de la curva IPR era la misma y publicó su ecuación:

q/qmax = 1- Vo(Pwf/Pe) – (1-Vo)(Pwf/Pe)2 [1.4] siendo Vo el llamado Número de Vogel y que en la mayoría de los casos su valor ha sido estimado en 0.2 Fetkovich demostró que los pozos de petróleo que producen por debajo de la Pb y los pozos de gas exhiben curvas IPR muy similares y publicó, para cada par de data, la ecuación: q = J’(Pe2 – Pwf2)n [1.5], donde: n = (Logq1 – Log q2)/Log(Pe2 – Pwf2)2 – Log(Pe2-Pwf2)1 [1.6] n = inverso de la tangente m, y J’ es la intersección del eje X Este modelo se usa mucho cuando hay pruebas múltiples isocronales. Si se tiene una sola prueba, se usa n = 1. Wiggins ha propuesto un modelo tri-fásico a partir de Vogel donde, aparte del petróleo y gas, toma en cuenta el agua. Wiggins asigna valores del número de Vogel para el petróleo y agua de 0.52 y .72 respectivamente. Entre los últimos tres modelos mencionados, el más usado es el de Vogel por su simplicidad. Al igual que con la PI solamente necesita un set de datos para obtener la curva. Problema 1: Se tiene un pozo con Pe = 1200 lpc y Pb = 800 lpc. Se corrieron dos pruebas que dieron los siguientes valores:




Prueba 1 q = 290 btpd y Pwf = 730 lpc; %BSW = 10 Prueba 2 q = 350 btpd y Pwf = 500 lpc; %BSW = 10 Para evitar una alta RGP se desea producir el pozo a Pwf no menor de 400 lpc. Usando los 4 modelos de IPR, cual seria su recomendación? PRESION OPTIMA DE FLUJO DE FONDO El valor de este parámetro es quizas, el más importante cuando se va a diseñar la instalación para un pozo. Es obvio que mientras más bajo sea, la producción será mayor. Pero esto no necesariamente indica que sea la mejor forma de producir el yacimiento y muchas veces caemos en el error de ver solamente un lado de la situación que es la producción. Lo ideal para un yacimiento es que se le haga una caracterización de la RGP vs. Pwf y tener una referencia de los valores límites para obtener la mejor eficiencia del equipo. En el gráfico se observa que existe un punto en este yacimiento por debajo del cual, la RGP aumenta considerablemente lo cual incidirá negativamente en la eficiencia volumétrica de la bomba de sub-suelo. Cuál Pwf escogería usted para este yacimiento?




NIVEL ESTATICO (NE) El NE es la altura de la columna de fluídos que balancea la presión del yacimiento en un pozo que produce por levantamiento artificial, es decir, un pozo donde el yacimiento no tiene suficiente energía para vencer las presiónes desde el fondo hasta el separador de la estación. Cuando un pozo se interviene, hay una excelente oportunidad para capturar el NE no perturbado del pozo y poder calcular la presión pseudo-estática. Conociendo el gradiente de los fluídos del pozo es fácil calcular esta presión luego de capturar el NE. Se ha discutido mucho sobre cuándo es el mejor momento para tomar el NE en un pozo intervenido. Es obvio que es más representativo tomarlo antes de manipular la tubería. Sin embargo, si se circula el pozo antes de manipular las cabillas o la tubería, según sea el caso, el NE deja de ser realístico y se transforma en un nivel pseudo-estático que no puede ser usado para los cálculos. También se ha asomado la posibilidad de que se podría calcular el NE midiendo los barriles que toma para llenarse antes de circular6. El problema es que es difícil saber si la formación está tomando o no mientras se llena o se circula y mucho menos calcular cuántos barriles se fueron al yacimiento. De esto se desprende que una forma de detectar el NE es desasentar la bomba (o sacar el pistón del barril en las bombas ‘T’) antes de llenar para circular y darle 1 hora al pozo para que se estabilize. Por supuesto que todo esto hay que hacerlo después de haber desahogado el pozo (anotando previamente la presión en ambos cabezales) y tener listas todas las conexiones de seguridad. Luego, sin circular, sacar las cabillas con la bomba (o el pistón) y anotar en qué cabilla hay que empezar a usar las correas para quitarle el petróleo. La ventaja de este procedimiento es que no importa el tipo de completación ya que al des-anclar la bomba, se establece una comunicación directa entre el tubing y el yacimiento (perforaciones).




La desventaja es que habría que replantear los procedimientos que obligan a circular todos los pozos, creando así una discrecionalidad que posiblemente no sea aceptada. Si esto no puede hacerse, entonces quedan dos alternativas: 1. Detectar el NE con el swabo antes de bajar la bomba o el pistón.

Esta operación añadiría una hora aproximadamente al tiempo de taladro pero la importancia de la información puede hacer que valga la pena.

2. Tomar el NE con el Echometer antes de la entrada del taladro. Esta alternativa es, posiblemente, la más factible de aplicar.




NIVEL DINAMICO (ND) El Nivel Dinámico (ND) es la altura de los fluídos en el anular del pozo una vez que la rata de producción se ha estabilizado. Se pueden distinguir tres escenarios en los pozos productores:

SUMERGENCIA (. La FOP es FOP) La FOP es FOP) La FOP es l

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SUMERGENCIA (FOP) La FOP es la altura de la columna de fluídos en el anular cuya base es la profundidad de la bomba (PID) y el tope es el ND. La sumergencia es uno de los parámetros especialmente importante cuando se estudia o diseña una instalación. La FOP es función de la PIP, la presión del cabezal del casing (CHP) y el gradiente de los fluídos en el anular, generalmente aceptado como el gradiente del crudo limpio. Cuando existe un fluído bifásico en el anular, se debe tratar de reducirlo al valor de la fracción de petróleo. La PIP es función de la Pbhp, del gradiente de los fluídos por debajo de la bomba y la PID. A menos que sea imposible por limitaciones del equipo de superficie disponible, la PID deberá ser fijada a una profundidad no menor de 100’ del tope del colgador, si es el caso, o al menos 100’ por encima del tope de las perforaciones. Es aceptado generalmente que se use, para el fluído por debajo de la bomba hasta las perforaciones, el gradiente ponderado del fluído (petróleo + agua) obtenido en la superficie. En estas condiciones, la PIP dependerá sólo de la Pbhp y ya se ha establecido que este valor debe ser tomado de los estudios integrados en concordancia con el personal de yacimientos para asegurarse de la producción eficiente del yacimiento. Cuando se establece de esta manera el valor de la Pbhp, se fijan tambien los valores del caudal y la PIP y no hay nada que pueda cambiarlos excepto si es conveniente para las operaciones. Si las premisas precedentes son válidas, surge la pregunta: Existe una sumergencia óptima en un pozo de bombeo? El problema que se le presenta al personal de optimización hoy dia es que, independientemente de los valores que se tomen al momento de diseñar la instalación, se debe comprobar en el campo si dichos valores son vigentes en condiciones reales.




Por tanto, partiendo de las premisas expuestas, se necesita de una metodología para determinar la PIP y por tanto la Pbhp en un pozo que ha estado ya produciendo estabilizadamente. Es decir, una de las tareas más importantes del Optimizador es la de validar los datos de diseño una vez que el pozo se estabiliza. En la mayoría de los pozos produciendo por bombeo mecánico, existe una columna bifásica petróleo-gas en el anular con cierta cantidad de gas producido por este espacio. Desde hace mucho tiempo se ha tratado de calcular la Pbhp sin tener que recurrir a los build-ups por su costo y producción diferida. Como se ha expuesto antes, la FOP es función de la PIP, el gradiente de los fluídos del anular y el CHP. Estando los dos primeros prácticamente determinados, quedaría entonces que la FOP puede ser cambiada solamente por el valor del CHP. En un pozo estabilizado, C.P Walker (1937) demostró que la Phbp es independiente del CHP y patentó un método para calcular la Pbhp utilizando registros sónicos. McCoy, et al7 en 1997 concluyó que el método modificado de Walker de obtener Pbhp por extrapolación de las presiones en el tope de una columna de gas y líquido previamente comprimida aumentando el CHP arrojaba resultados satisfactorios en muchas intalaciones de pozos por bombeo mecánico. GAS LIBRE EN LA ADMISION DE LA BOMBA La eficiencia volumétrica (Veff) de las bombas en los pozos petroleros, sean reciprocantes, de cavidad progresiva o electrosumergibles es afectada por la cantidad de gas que deban manejar. En principio, las bombas no están hechas para manejar gas aunque pueden aceptarlo en mayor o menor cantidad dependiendo de la tecnología que se use en su diseño. Durante mucho tiempo se ha estimado la eficiencia volumétrica en base a la mejor experiencia de campo de la cual se dispone. Sin embargo, en muchas ocasiones un valor dado de Veff, se convierte en EL VALOR de la Veff y jamás es revisado.




Una de las razones de peso para la estimación de la Veff era la dificultad que existía para hacer un cálculo que pudiera servir como punto de partida para hacer el seguimiento de los cambios que se generan en el pozo durante su vida productora. Muchos autores han escrito artículos sobre el particular, pero en 1985, Schmidt y Doty8 publicaron un trabajo que ha ayudado mucho para el cálculo del gas libre en la admisión de la bomba y en el cual se basa esta sección. Es importante señalar que no entraremos en los cálculos de Veff debido al tiempo limitado del Taller, sino que revisaremos la idea de los autores. Hay varios trabajos posteriores de distinguidos autores pero recomendamos uno en especial que vale la pena leer9. Un aspecto colateral de la Veff es la decisión de si se usa un ancla de gas y de nuevo, la respuesta se basa, generalmente, en la tradición, más que la experiencia. BIBLIOGRAFIA: 1. Craft and Hawkins, “Applied Petroleum Reservoir Engineering”, Cap 1, by Prentice-Hall, Inc, 1959 2. Gábor Tackács, “Modern Sucker Rod Pumping”, Cap 2 3. Vogel, J.V; “Inflow Performance Relationships for Solution-Gas Drive Wells”, SPE 1476, 1968 4. Fetkovich, M.J; “The Isochronal Testing of Oil Wells”, SPE 4529, 1973 5. Wiggins, M; “Generalized IPR for 3-Phase Flow”, SPE 25458, 1993 6. H. Partidas; “Guias para la toma del Nivel Estatico”, Reporte Interno de PDVSA, Dic. 2002 7. McCoy, Podio, Rowlan y Garrett; “Acoustic Foam Depresión Tests”, 1997 8. Z. Schmidt and D.R. Doty; “System Analysis for Sucker Rod Pumping”, SPE 15426, 1985 9. A.F. Harun, M.G. Prado, J.C. Serrano and D.R. Doty; “A Simple Model to Predict Natural Gas Separation Efficiency in Pumped Well”, SPE 81826, 2002.



PETROLEO+ AGUA

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En un pozo estabilizado, la Pbhp es independiente delvalor del CHP. (C.P. Walker, 1936)

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GRAFICO ADIMENSIONAL DE VOGEL

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CAPITULO 2- EQUIPO DE SUB-SUELO BOMBAS DE SUB-SUELO Todas las bombas usadas hoy dia en el bombeo mecánico convencional son de desplazamiento positivo y movimiento reciprocante. Se cree que ya los chinos la usaban hace unos dos mil años para sacar el agua de los pozos artesianos. Aunque ha habido cambios sustanciales en los materiales, técnicas de tratamiento para metales y en algunas partes del diseño, el principio operativo prácticamente no ha variado. Una bomba de sub-suelo consta de 5 partes principales:

•barril o cámara (fijo o movible) •pistón o émbolo (movible o fijo) •válvula viajera contenida en el pistón •válvula fija contenida en el sistema de anclaje •sistema de anclaje inferior o superior

TIPOS DE BOMBA API Básicamente el API ha dividido las bombas de sub-suelo en:

•Bombas de tubería (T) y •Bombas de cabillas o insertadas (R)

Bombas de Tubería (T): En este tipo de bomba, el barril y el sistema de anclaje forman parte de la sarta de producción. El pistón es luego bajado con la sarta de cabillas y puede o no llevar la válvula fija dependiendo de la práctica que se tenga en el campo. La práctica tradicional ha sido la de bajar la VF cuando se corre el pistón lo cual implica maniobrar para asentar y soltar la VF. Esta operación exige un alto grado de experticia y cuidado por parte del operador del taladro.




En los últimos tiempos se ha venido implementando la práctica de colocar la VF en la zapata para evitar la operación descrita. Esto ocasiona que cuando se baja la tubería se debe tener cuidado de mantener una velocidad baja para evitar el efecto pistoneo y ocasionar daño a la formación. La mayor desventaja de esta bomba es que hay que hacer un viaje para sacar la tubería cuando se necesita cambiarla. Por otra parte, debido al arreglo del pescante de la VF, el espaciado (volúmen mínimo entre la nariz del pistón y la VF) debe ser mayor a lo normal, lo que la hace menos eficiente en los pozos con interferencia por gas. Bombas de Cabillas o Insertadas (R): Estas bombas se corren como un todo con las cabillas y se asientan en el anclaje previamente colocado en la tubería de producción. Debido a esta características son más adaptables a las condiciones operacionales que las de tubería en las cuales sólo es posible usar anclaje inferior y el barril siempre es estacionario. Las bombas tipo R pueden ser de barril estacionario o movible. Así mismo, pueden tener anclaje inferior o superior. En base a estas alternativas, existen tres tipos de ensamblajes, cada uno de los cuales tiene una aplicación específica:

• Barril estacionario y anclaje inferior (RWB, RHB) • Barril estacionario y anclaje superior (RWA, RHA) • Barril viajero y anclaje inferior. (RWT, RHT) •

Otro tipo de división de las bombas se refiere al espesor del barril:

• ‘H’ para los barriles gruesos (aprox. de 3/16” a ¼”) y se usa especialmente para profundidades mayores a 7000’ o cargas de fluídos sobre las 7000 lbs.

• ‘W’ para los barriles delgados (aprox. 1/8”). El API ha publicado una nomenclatura para describir las bombas, aunque en muchos casos, esta nomenclatura se adapta a las circunstancias locales.




Muchas de las empresas fabricantes han publicado guías para la escogencia de las bombas dependiendo de las condiciones de trabajo y del ambiente donde van a operar. Otras publican graficos para profundidades maximas de trabajo dependiendo del espesor de la pared del barril (RW, RH). DESPLAZAMIENTO DE LA BOMBA (PD) Basado en el 100% de eficiencia volumétrica, el desplazamiento de la bomba se calcula en base a la carrera del pistón: PD = .1166 * Sp * N * Dp2 [2.1] donde: Sp = carrera del pistón, pulg (calculado estáticamente o determinado dinámicamente por el software de análisis) N = velocidad de bombeo, SPM Pd = diámetro del pistón, pulg Cálculo de la carrera del pistón (Sp) Sp = S – St – Sr + Sot [2.2] St = PID* Fo / (Awt * 2.5*106) [2.3] Sr = Fo *Σ(Li/Ai)/ (2.5*106) [2.4] Sot =PID2 * αM *(1.4*10-6) [2.5] Donde: S= Carrera Barra Pulida, pulg Sp= Carrera neta del pistón, pulg St= Alargamiento del tbg, pulg Sr= Alargamiento hidráulico de las cabillas, pulg Sot = Alargamiento dinámico de las cabillas, pulg Awt= Area de la pared del tbg, pulg2 Li= Long. de cada sección de cabillas, pies Ai= Area de cada sección de cabillas, pulg2 Fo= Carga de Fluídos, lbs Wr= Peso de la sarta en el aire, lbs αM= Factor de Máquina = (SN2/70500) * (1 + R/P) [2.6] N = Tiros por minuto R= Distancia desde el eje de baja al hueco del pin, pulg P = Long. del Brazo del balancín, pulg




TOLERANCIA ENTRE EL PISTON Y EL BARRIL (FIT) La eficiencia volumétrica de la bomba es afectada en buena parte por la tolerancia entre el pistón y el barril, llamada normalmente fit y expresada en milésimas de pulgadas con el signo (–) antepuesto. El diámetro real del pistón es el ID del barril menos el fit pero normalmente este último es despreciado en los cálculos. La escogencia del fit para un pistón depende de varios factores pero los más importantes son:

• viscosidad del crudo • longitud del pistón • fricción esperada en la bomba • temperatura en la admisión de la bomba

Al tomar en cuenta las superficies metal-metal entre pistón y barril, se debe dejar un espacio entre ambos para asegurar una adecuada lubricación. Por otra parte, mientras más largo sea el pistón, mayor será el fit que se necesita. Generalmente no se recomiendan pistones con longitudes mayores a los 6 pies. Sobre los 100°F se debe aumentar el FIT en .001”/100°F PERDIDAS POR ESCURRIMIENTO ENTRE PISTON Y BARRIL En el estricto sentido de la palabra, el escurrimiento no es exactamente una pérdida, sino más bien un recurso tomado de la producción para la lubricación del pistón y el barril. La rata de escurrimiento (SR) está intimamente ligada al fit del pistón y su valor oscila entre 0.5% y 2% del desplazamiento. Un valor menor del 0.5% pudiera impedir una buena lubricación entre el pistón y el barril con el consiguiente desgaste rápido de ambos componentes. Por otro lado, valores por encima de 2% inciden negativamente en la eficiencia volumétrica de la bomba.




Un cálculo muy aproximado de la SR en bpd viene dada por: SR = ((PDP-PIP) * Dp * FIT3 * FR) / ( µ * Lp * 1.2*10-5), [2.7] donde: PDP = presión de descarga de la bomba, lpc PIP = presión de admisión de la bomba, lpc Dp = Diámetro del pistón, pulg FIT = tolerancia del pistón, milésimas de pulg FR = llenado de la bomba, fracción µ = viscosidad absoluta, centipoises Lp = longitud del pistón, pies PROBLEMA 1: Se tiene un pozo con una bomba 30-275-THBF-30-2-0-20 a 3500’. La sarta de tubería es de 4-1/2” y la de cabillas es de1540’ de 1” + 1960’ de 7/8”. La viscosidad corregida del crudo es 514 cp y el llenado de la bomba es 85%. El balancín tiene una carrera de 120” con 6 SPM y la relación R/P es .28 La PDP es 1578 lpc y la PIP es 331 lpc. El peso de la sarta de cabillas es 8,831 lbs y el área transversal de la pared de la tubería es 3.6 pulg2. Determine si la rata de escurrimiento es apropiada. En caso negativo, que acción (es) recomendaría? ESPACIADO DEL PISTON (SE) El espaciado que se le da a la bomba de sub-suelo antes de arrancar el pozo tiene como objeto neutralizar el efecto de elongación del tren de cabillas. Este efecto tiene dos causas principales: la carga estática y la dinámica. De las dos, la única que puede ser cuantificada y corregida antes de arrancar el pozo es la elongación por carga estática. El de carga dinámica puede ser simulado con los programas de diseño. La elongación por carga estática tiene dos componentes: 1.- La carga de fluídos sobre el pistón (Fo) 2.- El peso de la sarta de cabillas en el fluído del tubing (Wrf) La carga sobre el pistón es proporcional a su diámetro mientras que el peso de la sarta se mantiene constante en el fluído.




Es obvio que “Fo” no puede actuar sino hasta que el pozo se arranque. Sin embargo, podemos simularlo en el pozo LLENANDO el tubing. En pozos con niple perforado se deberá llenar tubing y casing. Tanto Fo como Wrf son fácilmente calculables. Cuando la bomba ‘R’ es armada en el taller se le deja un espaciado entre 1 y 2” para evitar el contacto entre la nariz del pistón y la jaula de la válvula fija. Esto hace que se pueda tocar fondo sin temor a causar daño a los componentes. A continuación se detalla un instructivo para el espaciado de las bombas de sub-suelo el cual se activa una vez que se comienza a bajar la bomba tipo R o el pistón de la tipo T. PROCEDIMIENTO PARA ESPACIADO DE LAS BOMBAS • Bajar lentamente hasta tocar fondo. Mantener el tubing lleno con el fluído de trabajo (FDC). • Si es una bomba ‘R’, anclarla de acuerdo a los pesos calculados. • Si es el conjunto pistón-VF de una ‘T’, maniobrar y soltar la VF. • Si la VF ha sido previamente colocada, ir al paso siguiente. • Con el tubing lleno, tocar suavemente sin perder peso, marcar y anotar el peso en el MD. (Debe estar indicando aproximadamente el peso de la sarta en el fluído) • Espaciar de acuerdo a las instrucciones en el programa de Optimización. En términos generales, este espaciamiento se realiza para neutralizar las cargas dinámicas y está en el orden de 3” por cada 1000’ de cabillas excepto en las unidades de carrera extra-larga. Otro valor aproximado se puede obtener mediante: SE = (PID2/1320000) + Sot [2.8] Sin embargo, es importante validar todos estos cálculos y tratar de mantener el SE al mínimo para evitar bajas eficiencias volumétricas.




TIPOS DE PISTONES

•Metal-metal (lisos o acanalados) –Usados en pozos profundos-más eficientes •Empaque blando –Tipo copa para profundidad < 3000’ –Tipo anillo para profundidad hasta 7000’ –Combinación Copa y Anillo

La longitud se calcula normalmente entre 6” y 12” por cada 1000’. Sin embargo, en pozos con crudos altamente viscosos, se debe tener en cuenta que mientras mayor sea la longitud del pistón, mayor será la fricción generada en la bomba y por tanto, las posibilidades de flotación de la sarta de cabillas son mayores. BOLAS Y ASIENTOS

•Pozos normales –Acero inoxidable •Fluídos abrasivos –Bolas y asientos de cerámica o Carbide •Abrasión severa –Bolas de cerámica en asientos de carbide –Doble bolas y asientos

LONGITUD DEL BARRIL La longitud del barril debe ser calculada sumando la carrera máxima del balancín, la longitud del pistón, el espaciado de la bomba y la longitud de las jaulas de las válvulas fija y viajera normalmente tomada como 12”. BOMBAS Y ACCESORIOS ESPECIALES (NO API) Existe una gran variedad de bombas y accesorios para manejar situaciones especiales de producción. En la mayoría de los casos, estas situaciones especiales se reducen al manejo de altos volúmenes de gas, de arena y las sumergencias extremadamente bajas que generan el golpe de fluídos en la bomba. Para el manejo de arena existen accesorios tales como el pistón FARR y bombas como la Pampa.




Cuando existen condiciones severas de interferencia de gas hay en el mercado diversos tipos de accesorios tales como el Loc-No. El golpe de fluídos puede originarse por baja sumergencia pero también por interferencia por gas. En estos casos se han usado por mucho tiempo las bombas con válvulas anulares. Ha habido mucha discusión sobre la conveniencia o no de usar la válvula anular cuando se bombean crudos muy viscosos, pero en muchos campos se siguen usando. Ultimamente se ha venido usando un tipo de bomba de doble etapa con la barra hueca para manejar altos RGL sin el problema de la válvula anular. Segun sus fabricantes, la bomba puede ser capaz de manejar todo el gas en las instalaciones con niple perforado muy comunes en el Oriente de Venezuela. Las principales características de la bomba son: una segunda válvula viajera (reemplaza a la válvula anular), la barra es hueca con orificios inferiores y una cámara sobre el pistón. El resto de las partes es igual al de una bomba R con anclaje inferior. Al inicio de la carrera ascendente la VV inferior está cerrada y soporta la carga de fluídos. La VF se abre y los fluídos del pozo entran al barril. A medida que progresa la carrera ascendente, el pistón desplaza los fluídos de la cámara y los obliga a pasar por los orificios de la barra hueca hacia la VV superior. Durante este proceso la mezcla gas-líquido es comprimida debido a que el volúmen de la cámara es mucho mayor que el de la barra hueca. Este aumento de presión impide que el gas se libere y abre la VV superior manteniéndola así hasta el final de la carrera ascendente. Al comienzo de la carrera descendente, el volúmen de la cámara aumenta generando una caída de presión lo cual facilita que la VV inferior se abra y la VV superior se mantenga cerrada. La VF se cierra y el pistón desplaza los fluídos del barril hacia la cámara y la barra hueca. Aparte del buen manejo del gas, la bomba también es capaz de operar en pozos con problemas de arena mayormente debido a que la VV superior impide el retorno de arena hacia el cuerpo de la bomba cuando hay interrupciones en la operación.




ESTADISTICAS PARA ANALISIS DE TIEMPO ENTRE FALLAS (TEF) Es importante mantener estadísticas validadas sobre el comportamiento de las bombas en el campo para tener mejores herramientas en la toma de decisiones sobre las mejores alternativas para producir un determinado campo. Estas estadísticas deben incluir parámetros operacionales tales como velocidades, carreras, profundidades, caudal de producción y tipo de tratamiento térmico de los materiales. TRATAMIENTOS TERMICOS INDUCCION: (DUREZA PROMEDIO HRC EN ID = 55) INDUCCION:Son susceptibles al stress. El material queda con tensiones residuales. Quedan endurecidos en ID y OD, lo cual disminuye su resistencia a la corrosión. Generalmente no son reutilizables. CARBURIZACION: (DUREZA PROMEDIO HRC EN ID = 58) CARBURIZACION:Quedan endurecidos en ID y OD, lo cual lo hace menos resistente a la corrosión. La dureza no es uniforme a lo largo de su longitud. NITRURACION: (DUREZA PROMEDIO HRC EN ID = 58) NITRURACION:Produce componentes duros de material sin tratamientos térmicos adicionales. La dureza decrece a menos de 45 HRC a 0.005” del ID. CARBONITRURACION: (DUREZA PROMEDIO HRC EN ID = 63) CARBONITRURACION:La dureza OD es de 23 HRC, lo cual lo hace dúctil para resistir los impactos. Se recomiendan en ambientes abrasivos ya que son muy resistentes a la abrasión. El endurecimiento es uniforme en ID. Son resistentes a la corrosión y al desgaste. Son reutilizables. CROMADO: (DUREZA PROMEDIO HRC EN ID = 67) CROMADO:Buena resistencia a la abrasión. El cromo es atacado con fluidos de PH < 7, como son: ácidos, ambientes corrosivos, agua salada etc. causando desprendimiento de cromo que originan corrosión y atascamientos del pistón.




LA SARTA DE CABILLAS (VARILLAS) La sarta de cabillas es una parte vital del sistema de bombeo mecánico ya que es la que conecta los componentes de fondo con los de superficie. Aunque se ha incluído en el equipo de fondo, realmente forma parte de ambos. El comportamiento de la sarta de cabillas tiene un impacto directo en la eficiencia del sistema y sus fallas ocasionan la total paralización del sistema de bombeo. Por tanto, es indispensable un diseño apropiado de la sarta para asegurar la continuidad de la operación y evitar pérdidas de producción y aumento de costos. La sarta se construye conectando las cabillas individuales una por una hasta la profundidad deseada de la bomba. Aunque en los comienzos de la industria se usaban cabillas de madera, a principios del siglo pasado aparecieron las cabillas sólidas de acero con extremos forjados para maquinar las roscas hembras o machos. A través del tiempo se han introducido innovaciones tales como el tratamiento térmico para resistir mejor la corrosión, nuevos diseños de los pines y el moldeado a presión de las roscas en lugar de cortarlas. También se han comercializado las cabillas contínuas y huecas así como tambien las de fibra de vidrio. Dos problemas graves de las cabillas de acero son su peso y su debilidad frente a los ataques por fluídos corrosivos. Las cabillas se fabrican en dos longitudes: 25 y 30’ mientras que los diámetros van desde 1/2” hasta 1-1/8” con incrementos de 1/8”. Cada pieza se termina con roscas machos en los extremos (pin) y luego se le coloca a uno de ellos un cuello (caja) para ser conectados luego cuando se bajan al pozo.




FUERZAS QUE ACTUAN SOBRE LAS CABILLAS Es muy importante para el Optimizador entender cómo actuan las fuerzas en la conexión de cada cabilla. Las cargas durante el ciclo de bombeo son siempre de tensión causadas por el peso de la sarta durante la carrera descendente y por el mismo peso más el de la carga de fluídos en la carrera ascendente. Estas cargas tensionales adicionales tienen diferentes efectos en los esfuerzos a los cuales están sometidos tanto el pin como el cuello o caja. Los esfuerzos en el pin son aditivos, es decir, siempre tienen el mismo sentido mientras que la parte superior del cuello está en compresión debido al torque de ajuste. Por tanto, es de esperarse que el torque apropiado durante las conexiones debe originar esfuerzos de compresión mayores que los máximos esfuerzos tensionales esperados. En las secciones inferiores del cuello la compresión va cediendo gradualmente hasta que alcanza el punto neutro y por debajo del cual, aparecen los esfuerzos tensionales. Estos son producto solamente de las cargas de fluídos y alcanzan su máximo valor en la seccion media del cuello. De todo esto se desprende que el torque aplicado durante la bajada en el pozo es de suma importancia. Sin embargo, en muchos casos, el torque de ajuste que se da en el pozo es directamente proporcional a la fuerza física del ajustador. El torque apropiado tiene un papel muy importante en la prevención de fallas en las conexiones. El torque se aplica generalmente usando llaves hidráulicas o neumáticas pero los valores de torque generado no siempre reflejan el nivel de esfuerzos en la conexión. Esto es debido a que la lectura de torque está sujeta a una serie de variables tales como el acabado de las superficies de contacto, la lubricación de las roscas, etc.




La mayor parte del torque es absorbido por la fricción entre las roscas macho y hembra de la conexión y en el área de contacto entre el pin y el cuello. Esto da como resultado que aproximadamente un 10% de la lectura del torque en la llave es la que produce realmente el esfuerzo de pre-compresión necesarios en el cuello1. Esta es la razón por la cual el API recomienda el método del desplazamiento circunferencial para una exacta determinación de los niveles de esfuerzos en las conexiones. CABILLAS DE FIBRA DE VIDRIO Las cabillas de acero tienen dos grandes desventajas: su gran peso y su susceptibilidad al ataque de fluídos corrosivos. Esto ocasionó la búsqueda de materiales que pudieran adaptarse a las exigencias modernas del bombeo mecánico. Las cabillas de fibra de vidrio fueron introducidas al mercado en 1977 aunque todavía no se usan en Venezuela. La cabilla de fibra de vidrio consiste en un cuerpo plástico y dos conexiones de acero soldadas al cuerpo con una resina epóxica. El cuerpo está compuesto por 1.5 millones de fibras de vidrio de 15 micrones de espesor que se mantienen juntas mediante una resina térmica. Las cabillas de fibra de vidrio pueden tener entre 110,000 y 180,000 lpc de resistencia a la tensión (758 y 1241 Mpa) y comparadas con las de acero, son aproximadamente un 25% más resistentes aunque su peso es 1/3 de las de acero. El módulo de elasticidad varía entre 6.3 y 7.2x106 lpc (4.34 y 4.96x104 Mpa) comparado con 30.5x106 lpc (21x104 Mpa) de las cabillas de acero. Cuando están sometidas a una fuerza axial pueden estirarse hasta cuatro veces más que las cabillas de acero. Debido a esta rata excesiva de elongación, se hace imposible usar una sarta con solamente cabillas de fibra de vidrio debiendo usarse conjuntamente con una sarta inferior de cabillas de acero. La velocidad de propagación del sonido en la cabilla es de aproximadamente 14900 pies/segundo comparada con 16990 pies/segundo de las de acero.




Es importante notar que las cabillas de fibra de vidrio tienen una severa limitación de temperatura y por otra parte, no soportan esfuerzos de compresión. En cambio tiene numerosas ventajas, especialmente en lo que respecta a la producción debido a que, al usarse como sarta inferior, su alta capacidad de alargamiento genera una carrera en el pistón de la bomba generalmente mayor que la de la barra pulida en la superficie. Por otro lado, las cargas y torques serán menores con la consiguiente reducción de costos en la unidad de superficie y motor eléctrico. CABILLAS CONTINUAS (COROD) Como se ha visto, la sarta con cabillas convencionales tiene una serie de problemas relacionados principalmente con las conexiones las cuales son prácticamente su punto débil. El uso de una sarta contínua (Corod) elimina en gran parte este problema y aumenta la vida útil de las cabillas. Las cabillas continuas están hechas del mismo material que las cabillas convencionales y pueden ser de corte elíptico o redondo variando en tamaños desde 11/16” a 20/16” con incrementos de 1/16”. Otras ventajas de las cabillas contínuas es que son algo más livianas que las convencionales y tienden a reducir la fricción con la tuberia de producción. La mayor desventaja, si obviamos el precio, es la necesidad de equipos especiales para transporte y corrida en el pozo así como también de procedimientos especiales de soldadura. Las cabillas contínuas redondas se usan muy regularmente con las bombas de cavidad progresiva porque eliminan la posibilidad del desenroscado que sucede cuando la bomba se para y el freno del motoreductor falla. Las cabillas redondas vienen en carretos de 6,560’ para las #6, de 8,520’ para las #4 y de 9840’ para las #3. El manejo de los carretos es extremadamente peligroso y se debe tener personal especializado y contínuamente alertado sobre los riesgos involucrados en la operación.




SEGREGADORES O ANCLAS DE GAS En la mayoría de los pozos de levantamiento artificial, la presión fluyente está por debajo de la de burbujeo (Pb) lo cual indica la presencia de gas libre a condiciones de presión y temperatura. Las bombas, al contrario de los compresores, no están diseñadas para bombear el gas libre que normalmente existe a condiciones de admisión. La eficiencia volumétrica puede ser afectada en forma muy significativa llegando, en casos extremos, al llamado bloqueo por gas o gas lock. El gas lock resulta cuando la válvula viajera no abre en la carrera descendente debido a que la presión en la cámara es mucho menor que la de descarga debido al gas presente. El parámetro más importante para controlar la presencia de gas libre es la presión de admisión (PIP) y resulta obvio pensar que mientras mayor sea la PIP, menor será la cantidad de gas libre2. Si se pudiera colocar la bomba a una profundidad tal que la PIP fuera igual o mayor que la Pb se podrían entonces obtener eficiencias volumétricas bastante altas ya que todo el gas presente en el crudo estaría en solución. Sin embargo, esto no es muy fácil de lograr y se debe entonces optar por buscar una forma de manejar el gas libre presente. Los segregadores o anclas de gas pueden separar ambas fases por métodos gravitacionales o centrífugos. Estos últimos se usan principalmente en los pozos con bombeo electrosumergible debido a la alta velocidad rotacional. En el bombeo mecánico convencional se usan exclusivamente los segregadores gravitacionales por las características del sistema. La fuerza de gravedad se usa para separar el gas del líquido. Estos, por ser más densos, fluyen hacia abajo en el segregador, mientras que el gas tiende a subir con velocidades terminales que varían de acuerdo a las presiones, tamaño de las burbujas de gas y gravedad API del crudo.




En la mayoría de la literatura sobre el diseño de las anclas de gas se ha tomado como velocidad terminal de las burbujas de gas un valor de .5 pies por segundo para crudos de gravedad API > 30°. De acuerdo a pruebas realizadas por Campbell y Brimhall3, en un crudo con gravedad API de 11° la velocidad terminal puede tener un valor de unos 0.25 pies por segundo con tamaños de burbujas de unos .004 pies de radio. Usando estos valores el diseño se puede aproximar más a la gran mayoría de los pozos por bombeo con crudos medianos, pesados y extra pesados. El éxito del diseño depende en gran parte de que la velocidad con la cual el liquido baja sea menor que la velocidad terminal de las burbujas de gas. La velocidad descendente del líquido va a depender de la rata de producción y del área de paso ( área quieta) del ancla de gas. En términos de eficiencia de separación el arreglo más eficiente usa al casing como segregador y puede o no llevar un tubo ranurado para permitir la entrada del líquido al área quieta. Este arreglo es llamado Ancla Natural y requiere que la bomba sea colocada por debajo de las perforaciones del casing. Luego del ancla natural, de nuevo en términos de eficiencia, se encuentra el ancla tipo obturador el cual también utiliza el espacio anular casing-tubería como agente de separación. Un obturador especial se instala sobre las perforaciones con un tubo chimenea como única comunicación entre las zonas inferior y superior del obturador. La boca del tubo chimenea debe quedar por encima del nivel dinámico en el anular. Este requerimiento complica el diseño y colocación del ancla debido a la incertidumbre que muchas veces se tiene sobre este valor. Por otra parte, la succión de la bomba debe estar a la mayor profundidad posible donde la presencia de burbujas de gas es menor. El ancla tipo obturador presenta muchas dificultades debido al uso de accesorios que pudieran ocasionar problemas futuros de pescados en el pozo y se han diseñado variantes que eliminan el tubo chimenea e incorporan un tubo de succión.




Entre los arreglos menos eficientes se encuentra el ancla de gas tipo Poorman y su variante la Gilbert o de copas siendo esta última ampliamente usada por su simplicidad. Este tipo de ancla consiste de un tubo (tubo de barro) con perforaciones en la parte superior y con un tapón en la parte inferior. Del anclaje de la bomba cuelga un tubo de menor diámetro (tubo de succión) que puede o no tener un tapón en parte inferior. De esta forma se crea un espacio anular (área quieta) entre el tubo de barro y el de succión. Cuando el tubo de succión está taponado, se perforan huecos en la parte inferior próxima al tapón para permitir al líquido pasar del área quieta directamente a la succión de la bomba. Las dimensiones del tubo de succión son de gran importancia para una separación eficiente. Desde hace mucho tiempo se han usado tubos de succión hechos con tubería de producción que ha sido desechada. El diámetro usado por excelencia es 2-3/8” (ID= 1.992”) La longitud del tubo de succión se ha establecido desde hace mucho tiempo en unos 20’ pero este valor ha sido revisado en los últimos tiempos especialmente para crudos viscosos debido a que puede generar pérdidas apreciables por fricción con la sub-siguiente liberación de gas adicional entrando a la bomba. Se ha desarrollado un ancla de gas experimental especialmente diseñada para pozos con crudos medianos, pesados y extrapesados4. El diseño toma en cuenta la variación de la velocidad terminal de las burbujas debido a la gravedad API, la mínima longitud del tubo de succión y orificios ovalados. El cuerpo de 42” está cubierto por una malla especial para evitar la entrada de cuerpos extraños al interior del ancla. Se espera iniciar las pruebas de campo a principios del 2003.




DISEÑO DE UN ANCLA TIPO POORMAN A continuación se presenta el método de Campbell y Brimhall3 ligeramente modificado tomando el cuenta los factores volumétricos del crudo y agua a condiciones de admisión y adecuando los tamaños del tubo de succión para crudos pesados. 1. Calcular el área quieta mínima teórica: AMAt = .00935 * (qoBo+qwBw)/ (.0359*API.8065) [2.9] donde: qo y qw son los caudales de petróleo y agua, bpd Bo y Bw son los factores volumétricos del petróleo y agua, API es la gravedad API del petróleo El diámetro del tubo de succión (Dip) depende del caudal:

• Hasta 100 bbpd, usar diámetro de 1.66” OD • Entre 100 y 200 bbpd, usar diámetro de 1.90” OD • Mayor de 200 bbpd, usar diámetro de 2.375” OD

2. Calcular el área ranurada del tubo de barro: Af = 4*AMAt [2.10] 3. Calcular el número de ranuras de ½” x 4”: NRan = 0.5 * Af [2.11] 4. Calcular el área del tubo de barro: TuB = AreaODip + AMAt [2.12] Con esta área se busca en la tabla de tuberías estándar la que sea igual o inmediatamente mayor (TuBf). 5. Calcular el área quieta final AMAf= TuBf – AreaODip [2.13]




6. Calcular el volúmen del área quieta Vaq= 1.6 * Dp2 * Sp* FR [2.14] 7. Calcular la longitud del tubo de succión LDip = Vaq/(12*AMAf) [2.15] La eficiencia del ancla es difícil de establecer y la mejor forma es probando el pozo y midiendo el gas en la estación alternando cierres no mayores de 15 minutos del anular. La diferencia entre el gas medido con el anular abierto y cerrado puede dar una idea de cuánto gas maneja la bomba y la eficiencia del ancla. Es necesario recalcar que el sistema de medicion debe ser totalmente confiable. Problema 2: Una prueba al pozo del problema 1 resultó con 437 bbpd, 10% ASA y una gravedad de 11°API. El Bo es 1.046 y el Bw es 1.017. El casing del pozo es 7”; 23#/pié con un ID = 5.921”. Se desea determinar la posibilidad de instalar un ancla de gas tipo Poorman. El tubo de succión no llevará tapón inferior y el taller de tornos ha comunicado que tiene fresas para ranuras de ½”. Necesitan urgente el número de ranuras para el tubo de barro y la longitud del tubo de succión.

BIBLIOGRAFIA: 1.- Takács, Gábor; Modern Sucker Rod Pumping, Seccion 3 2.- Z. Schmidt and D.R. Doty; “System Analysis for Sucker Rod Pumping”, SPE 15426, 1985. 3.- J. H. Campbell and R.M. Brimhall; “An Engineering Approach to Gas Anchor Design”, SPE 18826, 1989. 4.- H. Partidas, “Ancla de Gas AGAPITO”, Pat. Pendiente, 2002.



TIPOS DE ANCLAJES

ϕ2002-HP

CLASIFICACION API PARA BOMBAS DE SUB-SUELO

RWTRHT

TWETHETLE

RWBRHB

RWARHA

3 TUBOSNO API

TWTHTL ϕ2002-HP

2525--175 R H T M 30175 R H T M 30--55--44--1010DiámDiám. . TuberíaTubería

DiámDiám. . PistónPistón

Tipo Tipo de de bombabombaAnclajeAnclaje

BarrilBarrilAsientoAsiento

Longitud Longitud dedeextensionesextensiones (ft)(ft)

LongitudLongitud (ft)(ft)Longitud Longitud

PistónPistón (ft)(ft)

Fit del Pistón

NOMENCLATURA API

ϕ2002-HP

DATA DE CABILLAS API

Incl Torque (1) 30' Rod 25' RodAPI cuello D Nueva Usadas Std Slim Fld Displ Fld DisplNom Diam. Peso/ft Area Er Area Flot. 1/64" 1/64" OD Cpl OD Cpl Bls/1000' Bls/1000'1/2" 0.500 0.726 0.196 1.990E-06 0.213 14 105/8" 0.625 1.135 0.307 1.270E-06 0.334 17 14 1-1/2" 0.39 0.403/4" 0.750 1.634 0.442 8.830E-07 0.480 20 24 1-5/8" 0.57 0.577/8" 0.875 2.224 0.601 6.490E-07 0.654 23 32 1-13/16" 1-5/8" (2) 0.77 0.781" 1.000 2.904 0.785 4.970E-07 0.853 30 26 2-3/16" 2" (3) 1.01 1.02

1-1/8" 1.125 3.676 0.994 3.930E-07 1.080 39 35 2-3/8" 1.28 1.301-1/4" 1.250 4.538 1.227 3.180E-07 1.334 (2) para 2-3/8" tbg

(1) +/- 10% (3) para 2-7/8" tbg

ϕ2002-HP

CONJUNTO BIELA-MANIVELA

ϕ2002-HP

ESQUEMA TIPICO DE BOMBA DE SUB-SUELO

PistónPistón

Válvula viajeraVálvula viajera

Válvula fijaVálvula fija

BarrilBarril

AnclajeAnclajeϕ2002-HP

ϕ2002-HP

CORRIDA DE CABILLAS COROD

ESPECIFICACIONES DE CABILLAS CONTINUAS COROD

COROD # TAM. GRADO TORQUE PESO/LB8 18/16 D - 3.387 17/16 D - 3.016 16/16 DE - 2.675 15/16 DE - 2.354 14/16 DS - 2.043 13/16 DSE - 1.762 12/16 D - 1.50

6R 16/16 D, DE 955 2.676R 16/16 SE 1,300 2.674R 14/16 D, DE 640 2.044R 14/16 SE 640 2.043R 13/16 D 500 1.76

D ACERO AL CARBONO; Ta = 115,000 lpcDE Cr-Mo; Ta = 115,000 lpcSE ALEACION ESPECIAL; Ta = 130,000 lpcR REDONDO

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

ANCLA DE GAS “AGAPITO”

6”

42”

6”

2” x 1.25”

TUBO DE SUCCION1.9” ID

ϕ2002-HP

ANCLA DE GAS DE COPAS (GILBERT)

ϕ2002-HP

PERFORACIONESDEL CASING

TUBO DEBARRO

TUBO DESUCCION

ANCLAJE

TUBERIA DEPRODUCCION

ANCLA DE GAS TIPO POORMAN

VALVULAFIJA

NIPLE DEASIENTO

NIPLEPERFORADO

ZONA QUIETA

TAPON

ϕ2002-HP

ANCLA DE GAS TIPO OBTURADOR

CABILLAS

TUBERIA

CHIMENEA

BOMBA

CASING

OBTURADOR

NIVEL DE FLUIDO

ϕ2002-HP

ANCLA DE GAS TIPO OBTURADOR MODIFICADA

ϕ2002-HP

GAS + LIQUIDO

TUBING

NIVEL DINAMICO

REGION III

REGION II

REGION I

GAS

CASING

AREA DEINTERES

FASEGASEOSA

FASELIQUIDA

BOMBA

ADMISION

PROCESO DE SEPARACION DE GAS

FUENTE: BIN LIU, “MODELING DOWNHOLE NATURAL SEPARATION USING BUBBLE TRACKING METHOD”, TESIS 2002 ϕ2002-HP

GUIA PARA LAS BOMBAS API

ϕ2002-HP

CONDICIONES PID =<3000' 3000'>PID=<5000' 5000'>PID=<7000' PID > 7000'

HOYO DESVIADO RWA, RWB, TL RWA, RWB, TL RHA, RWB, TL RHB, TH

Qt > 1000 BPD TL, TH TL, TH TL, TH TL, TH

BAJA SUMERGENCIA RWA RWA, RWB RHA, RWB RHB

POCA ARENA RWA, RWT, TL RWA, RWT, TL RHA, RWT, TL RHB, RHT, TH

MUCHA ARENA RWA, RWT, TL RWA, RWT, TL RHA, RWT, TL RHB, RHT

CORROSION MEDIA RWA, RWB, RWT, TL RWA, RWB, RWT, TL RHA, RWB, RWT, TL RHB, RHT, TH

CORROSION H2S RWA, RWB, RWT, TL RWA, RWB, RTW, TL RWB, RWT, TL RHB, RHT

CORROSION C02 RWA, RWB, RWT, TL RWA, RWB, RTW, TL RHA, RWB, RWT, TL RHB, RHT, TH

ARENA Y CORROSION RWA, RWB, RWT, TL RWA, RWB, RTW , TL RHA, RWB, RWT, TL RHB

AR Y CORR SEVERAS RWA, RWT RWA, RWT, TL RHA, RWB, RWT, TL RHB

EN NEGRITA LA MEJOR ESCOGENCIA (HARBISON-FISHER)

• La válvula viajera en el pistón Loc-No está conectada directamente a la sarta de cabillaS y la superficie pulida del pistón sube y baja libremente.

• Abre mecánicamente al iniciarse la carrera descendente del balancín lo cual permite que el gas y fluído pase rápidamente a través del pistón.

• En la carrera ascendente el tapón hace sello con el asiento en el extremo del pistón y levanta el fluído.

• Las superficies de sello del tapón y asiento son de un material muy duro compuesto de: Stellite, Cromo, Tungsten y Cobalto. Muy resistentes al desgaste y a la corrosión .

•• El éxito de este diseño para manejarEl éxito de este diseño para manejar interferenciasinterferencias por por gas y vapor, es debido a que la válvula viajera abre gas y vapor, es debido a que la válvula viajera abre mecánicamente y no por diferencial de presión como las mecánicamente y no por diferencial de presión como las bolas y asientos.bolas y asientos.

Cuello

Tuerca

Cabilla

Camisa

Tapon

BOMBAS HF CON LOC-NO PLUNGERBOMBAS HF CON BOMBAS HF CON LOCLOC--NO PLUNGERNO PLUNGER

ϕ2002-HP

PROCEDIMIENTO API PARAAPRETAR LAS CABILLAS

CON LA LLAVE DE TORQUE

MARCASHECHASLUEGO DEAPRETARA MANO

DESPLAZAMIENTOCIRCUNFERENCIALCON LA LLAVE DE

TORQUE

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

PATENTEPARACOROD

CONVENCIONALCONVENCIONALPAMPAPAMPA

12’ Barril 3’

2’ Pistón 12’

BOMBA PAMPABOMBA PAMPA.• El diseño es invertido al de la bomba convencional, el pistón es largo y el barril es corto.

• Los extremos del pistón permanecen fuera del barril en la carrera ascendente y descendente.

• Tiene dos válvulas viajeras, la del tope evita que partículas o sedimentos entren a la bomba cuando el pozo esta parado.

• Especial para el manejo de pozos productores de arena.

• Evita falla de pistón trancado.

• Tipos: Insertable 1-3/4” hasta 2-3/4”• Tubería 1-3/4” hasta 4-3/4”

ϕ2002-HP

COMPRESION TENSION

COMPRESIONEN EL CUELLO

TENSIONEN EL PIN

MAXIMA TENSIONEN EL CUELLO

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BOMBA DE DOS ETAPAS Y BARRA HUECA

VALVULA VIAJERASUPERIOR

BARRA HUECA

CAMARA

HUECOS

BARRIL

PISTON

VALVULA VIAJERAINFERIOR

VALVULA FIJA

ANCLAJE

ϕ2002-HP

ESPECIFICACIONES DE BOMBAS DE SUB-SUELO

BOMBAS APIBomba R Bomba T Max PL Max PL Max PL Max PL Max PL Max PL Max PL Max PL Max PL

Tubing ID Drift OD OD RWB RWA RLB RWT RLT RH TW TL TLE1.900 1.610 1.516 1.2502.375 1.995 1.901 1.760 1.750 1.000 1.500 1.250 1.500 1.250 1.250 1.780 1.750 1.7502.875 2.441 2.347 2.260 2.250 2.000 1.750 2.000 1.750 1.750 2.250 2.250 2.2503.500 2.992 2.867 2.760 2.750 2.500 2.250 2.500 2.250 2.250 2.750 2.750 2.7504.500 3.958 3.833 3.750 3.760 2.750 2.750 2.750 3.750 3.750 3.750

BOMBAS APIStandard W Ancl W Ancl RHB RHB RWB RWB TH TH THO THO

Piston PL Area φ VF SV Area M F Espesor MPID Espesor MPID Espesor MPID Espesor MPID1.060 0.882 0.500 0.196 1,000 0.125 11,0001.250 1.227 0.578 0.262 1,000 0.188 13,3501.500 1.767 0.656 0.338 600 1,200 0.188 11,5701.750 2.405 0.844 0.559 1,200 2,500 0.250 11,970 0.250 9,6002.000 3.142 0.937 0.690 1,200 2,500 0.156 7,785 0.125 6,400 0.250 7,8702.250 3.976 1.062 0.886 1,500 3,000 0.250 10,485 0.125 5,240 0.250 6,6602.500 4.909 1.312 1.352 1,500 3,0002.750 5.940 1.312 1.352 1,800 4,000 0.250 6,6603.250 8.296 1.688 2.238 4,000 0.250 5,7703.500 9.621 4,0003.750 11.045 5,000 0.250 5,0904.750 17.721 5,000 0.250 4,120

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

CARACTERISTICAS DE LOS YACIMIENTOS

CAMPO ‘A’ CAMPO ‘B’

Pres Act (Lpc) 1200 950

Porosidad (%) 30 30

Permeabilidad (D) 1-10 1-15

Espesor (Pies) 40 80

Gravedad (°API) 7-16 8-10

Viscosidad (cp) 50-2000 500-3500

Temperatura (° F) 135 135

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

RHB, RHA

RESISTENCIA DEL MATERIAL, PSI

ϕ2002-HP

RWB, RWA

RESISTENCIA DEL MATERIAL, PSI

ϕ2002-HP

1- BUJE DE LA BARRA

2- BARRA

3- JAULA SUP. DEL PISTON

4- PISTON

5- JAULA INF. DEL PISTON

6- BOLA Y ASIENTO, VV

7- NARIZ DEL PISTON

8- GUIA DE LA BARRA

9- BUJE DEL ANCLAJE

10- BARRIL

11- JAULA DEL BARRIL

12- BOLA Y ASIENTO, VF

13- ASIENTO DEL BUJE

14- MANDRIL

15- COPAS DE ANCLAJE (3)

16- ESPACIADORES (2)

17- TUERCA

RWA

ESPECIFICACIONES DE TUBERIAS DE PRODUCCION

Cabillas Sinker BarEU Tbg Area de Espesor OD Cap. Min Max Max

Nom OD Peso/pie pared, Aw Pared ID Drift OD Area ID Area Cuello Bls/1000' Slim Cpl Max Diam.3/4" 1.050 1.20 0.333 0.113 0.824 0.730 0.866 0.533 1.660 0.6603/4" 1.050 1.50 0.433 0.154 0.742 0.668 0.866 0.432 1.660 0.5351" 1.315 1.80 0.494 0.133 1.049 0.955 1.358 0.864 1.900 1.069 1/2"

1-3/8" 1.660 2.40 0.669 0.140 1.380 1.286 2.164 1.496 2.200 1.850 5/8"1-1/2" 1.900 2.90 0.799 0.145 1.610 1.516 2.835 2.036 2.500 2.518 5/8" 3/4"

2" 2.375 4.70 1.304 0.190 1.995 1.901 4.430 3.126 3.063 3.866 5/8" 3/4" 7/8" 1-1/2"2-1/2" 2.875 6.50 1.812 0.217 2.441 2.347 6.492 4.680 3.668 5.788 3/4" 7/8" 1" 1-3/4"

3" 3.500 9.30 2.590 0.254 2.992 2.867 9.621 7.031 4.500 8.696 3/4" 1-1/8" 1-3/4"3-1/2" 4.000 11.00 3.077 0.262 3.476 3.351 12.566 9.490 5.000 11.736 7/8" 2"

4" 4.500 12.75 3.600 0.271 3.958 3.833 15.904 12.304 5.563 15.217 7/8"

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP


CAPITULO 3 – EQUIPO DE SUPERFICIE UNIDAD DE BOMBEO La unidad de bombeo llamada balancín, caballito, pumpa, pumping jack y últimamente AIB (Aparato Individual de Bombeo) convierte el movimiento rotacional del motor (eléctrico o de combustión interna) en movimiento recíproco vertical requerido por la barra pulida. Los primeros balancines se usaron aprovechando que el mecanismo de palancas empleado para perforar el pozo usualmente se dejaba en el sitio. Unos tres meses antes del reventón del Barrosos 2, pozo descubridor del campo costanero Bolívar en Cabimas, ya se había registrado la patente No. 1,428,866 por J. R. Suman el 12 de Septiembre de 1922. En 1925 W. C. Trout introdujo el primer balancín con contrapesas aunque ya anteriormente se había tratado de aliviar al motor de la carga de las cabillas. En los siguientes años, estos diseños fueron mejorando y adecuándose a las crecientes necesidades de la industria y surgieron distintos arreglos de acuerdo a las condiciones operacionales prevalecientes pero todos se basaban en el mismo principio de palancas. Asi, en el campo Cabimas (campo Costanero Bolivar) se conoció la llamada Catalina que permitía operar varios pozos con una sola central de fuerza. Los balancines son estructuras muy fuertes y que aguantan muy bien las duras condiciones de trabajo. Toda la estructura debe ser colocada sobre una base de acero o concreto que asegure su estabilidad y alineamiento. DESCRIPCION DE COMPONENTES La Torre es el componente más fuerte ya que debe soportar las cargas mayores. Puede tener tres o cuatro patas. En el tope de la Torre está la Silla o pivote del Caimán o viga viajera. El Caimán debe soportar los esfuerzos de flexión que se generan en sus extremos por la carga del pozo y el empuje en los brazos. El Caimán es el punto de referencia para la alineación longitudinal del balancín y la barra pulida.




Si no hay una buena alineación longitudinal, la guaya se puede ir rompiendo poco a poco con el roce de la pestaña del Cabezote y ocasionar un accidente y que el pozo se pare. Si la desalineación es muy severa, el prensa-estopas y la barra pulida se dañarán y ocasionarán derrames. La mejor forma de chequear la alineación longitudinal es colocándose a unos 20 metros detras del balancín y observar si el centro del Caimán está centralizado con la barra pulida. En el extremo del Caimán del lado del pozo está el Cabezote que a través de la Guaya y Brida mueven la barra pulida. El Cabezote es curvado en su parte delantera para asegurar que solamente toque la barra pulida cuando está horizontal. Al igual que el Caimán, el Cabezote es la referencia para la alineación vertical del balancín. Esta alineación controla la distancia entre el balancín y el cabezal del pozo. Se debe poner especial atención a este punto porque si no hay una buena alineación vertical, el Cabezote puede inducir un doblamiento en la barra pulida. En el extremo opuesto del Caimán está la barra ecualizadora o Equalizador la cual está unida al Caimán por la Pelota que es un conjunto de cojinetes que transmite el movimiento oscilatorio. En algunos modelos no existe la Pelota sino que el movimiento oscilatorio se efectúa con doble conjunto de cojinetes en ambos extremos del Ecualizador conectados a los Brazos. Los brazos conectan al Ecualizador con la manivela mediante los Pines que transforman el movimiento rotatorio de la Manivela en oscilatorio en el Caimán. La Manivela, a su vez, está conectada al Eje de Baja de la Caja de Engranajes la cual recibe, a través de un juego de Correas y Poleas (Engranaje y Motor) conectadas al Eje de Alta la energía suministrada por el Motor. Al otro extremo del Eje de Alta se ha colocado el Tambor del Freno que se conecta a través de un cable flexible a la palanca situada generalmente cerca del Motor.




En la Manivela están las Pesas o Contrapesas las cuales van montadas sobre rieles para facilitar su desplazamiento para efectos del balanceo de la unidad. Las Cajas de Engranajes pueden ser de Simple o Doble reducción, siendo estas últimas las de mayor uso. La lubricación es por salpicadura y cuando la velocidad es menor de 5 SPM es recomendable instalar un set de lubricación forzada. El balancín es un mecanismo que requiere poco mantenimiento para el trabajo que realiza y como todo aparato de grandes dimensiones, hay que moverse alrededor de él con mucho cuidado y no confiar en los frenos ni en el suiche del panel. TIPOS DE UNIDADES Las unidades de bombeo han sido divididas por el grupo de palanca al cual pertenecen en:

• Convencionales o Clase I • Geometría avanzada o Clase III

Los Convencionales (Clase I) tienen el pivote entre la carga del pozo y la generación de torque y “halan” a la barra pulida. Por su parte, los de Geometría avanzada (Clase III) tienen la generación de torque entre el pivote y la carga del pozo y “empujan” a la barra pulida. El modelo convencional es el más antiguo y usado en la industria cuyos orígenes se basan en los aparatos usados para perforar los pozos. La rotación de la manivela puede ser en ambas direcciones. Los modelos de geometría avanzada tienen dos variantes: el de balanceo neumático y el Unitorque. El de balanceo neumático usa la presión dentro de un cilindro para generar el contrapeso requerido por la carga del pozo. Son generalmente más livianos que el resto pero tienen la gran desventaja de que los compresores desaparecen muy fácilmente lo cual ha limitado su uso a áreas vigiladas. En algunos campos se han instalado cilindros de aire a alta presión (2000 lpc) que se van recargando periódicamente.




Requieren un mayor mantenimiento pero eliminan el peligro de manipular piezas muy pesadas al balancearlos. La rotación de la manivela puede ser en ambas direcciones. El Mark II o Unitorque se introdujo a principio de los años 60 con su revolucionario diseño que requería menos energía que uno convencional para levantar la misma carga de fluídos. Las contrapesas están colocadas en una manivela de doble brazos separados y opuestos a la manivela de los pines con un ángulo de desfase que oscila entre 19 y 28°. Este desfasamiento hace que el torque de las pesas se atrase respecto al de la carga de fluídos al comienzo de la carrera ascendente y que se adelante al comienzo de la descendente. El Mark II, debido al desfase angular, es más rápido en la carrera descendente lo que se traduce en mayor aceleración y menores cargas mínimas en la barra pulida. En crudos viscosos, esta característica debe ser tomada en cuenta para evitar velocidades que puedan generar flotación de la sarta de cabillas. Por otra parte, el hecho de tener una manivela de dos brazos crea una situación de riesgo para el personal que está trabajando con el balancín en movimiento. En el resto de los balancines las pesas y manivela están en un solo brazo, lo cual hace que el personal se descuide una vez que el conjunto manivela-pesas pasa cerca de él porque sabe que tardará un ciclo completo en volver a pasar por allí. La manivela del Mark II tiene dos brazos opuestos (el que tiene las pesas es más largo que el los pines) y por tanto pasa dos veces por el mismo sitio en un solo ciclo. Esta situación debe ser tomada muy en cuenta especialmente por los operadores que toman dinagramas y los que tienen que tomar presiones y niveles sónicos. La rotación de la manivela del Mark II es unidireccional en el sentido contrario a las agujas de reloj (anti-horario). El último diseño en geometría avanzada, aunque perteneciente a la Clase I es el Torqmaster or Reverse Mark.




Aunque la manivela tiene también un ángulo de desfase entre -9 y -12°, ambos están en el mismo brazo. La manivela del Torqmaster gira sólo en sentido horario. La descripción de los modelos se basa en un código que el API ha implementado para su mejor reconocimiento. En el campo, la identificación se realiza con el observador colocado al costado de la unidad con el cabezal del pozo a su derecha. En esta posición se reportara lo siguiente:

• Clase: A, C, M, TM, R • Rotación: sentido horario o antihorario • Número de Identificación de las Manivelas • Número de Identificación y Posicion de las Pesas

Hay dos formas de reportar la posición de las pesas de acuerdo a la marca de la unidad: • Midiendo desde el extremo de la pesa hasta la punta de la manivela en los balancines: Ampscot, Lufkin, Legrand, Thomassen, SEM, Darco •Reportando la posición de la flecha de la pesa en los balancines: American, Parkersburgh UNIDADES DE CARRERA EXTRA-LARGA La unidad cuya carrera máxima sea superior a 216” se denomina de carrera extra-larga y por lo general su velocidad está limitada a no más de 5 SPM. En este grupo hay dos unidades con distintos mecanismos de contrapesas: Rotaflex y DynaPump. ROTAFLEX Básicamente el Rotaflex puede incluirse como una unidad Clase I ya que el pivote se encuentra entre la carga del pozo y la generación de torque. La gran diferencia está en que el brazo del torque es de solamente 18” y por tanto necesita menos esfuerzo.




Es parecido a cuando alguien intenta levantar un peso: mientras más cerca esté del peso, menos esfuerzo será requerido para levantarlo. El Rotaflex cumple casi a la perfección con la situacion ideal para bombeo mecánico: carrera larga y baja velocidad. Esta combinación asegura un mejor llenado de la bomba y cargas parásitas muy bajas (aceleración, fricción mecánica y viscosa) y por eso, la carta de superficie de una instalacion con Rotaflex es casi parecida a la ideal. Los fabricantes aseguran que los requerimientos de torque del Rotaflex puede ser hasta un 80% más bajo que los de una unidad Convencional. En una simulación se obtuvo lo siguiente: Datos del pozo: Bomba: 25-225-TH-F-30-4-0-10 anclada a 5147’. Se desea una producción de 500 bbpd y se usaron las siguientes unidades a modo de comparación:

• Rotaflex 901SL, Código API R-228-360-288 @ 3.5 SPM • Lufkin Mark II, Código API M-1280-427-216 @ 5.0 SPM

Q Torque kw-h/d HP (bbpd) (pulg-lbs) Rotaflex 487 187 787 60 Mark II 493 1,187 988 75 Otra ventaja del Rotaflex es la facilidad para balancearlo ya que esta operación consiste simplemente en quitar o agregar bloques a la caja de contrapesas. El principio de contrapeso opera muy similar al usado en los ascensores o elevadores. De nuevo, hay que tomar todas las medidas de seguridad porque se trata de manipular objetos muy pesados. El mantenimiento es muy bajo por ser una unidad con menos partes movibles. Tiene un dispositivo de seguridad que apaga el motor y aplica el freno automáticamente si se produce un cambio de velocidad en la unidad que esté fuera de los valores previamente establecidos por el operador. El Rotaflex tiene modelos de 288” y 306” de carrera las cuales no pueden ser cambiadas y su máxima velocidad es 4.5 SPM.




DYNAPUMP El Dynapump también puede ser catalogado como Clase I con la diferencia que el sistema operativo es hidráulico. El DynaPump está constituido de dos componentes básicos:

• La Unidad Motriz y • La Unidad de Bombeo.

La Unidad Motriz es el centro de control, el cual provee la capacidad de convertir la energía eléctrica en energía hidráulica y de controlar la carrera de la bomba por medio de computadoras, según sea necesario, para proveer una óptima eficiencia de bombeo. La Unidad de Bombeo es un elevador de carrera larga, activado hidráulicamente, que se conecta a la barra pulida. Está compuesta de un cilindro hidráulico de tres cámaras, de diseño patentado, una base estructural para servicio pesado, dos contenedores grandes que tienen gas nitrógeno bajo presión y un mecanismo de elevación, compuesto por poleas y cables, que duplican la longitud de la carrera de la barra pulida así como su velocidad, con relación al cilindro. Un sistema accionado por gas nitrógeno, está conectado a una de las cámaras de subida del cilindro y actúa como un mecanismo de contrapeso para contrarrestar el peso de las varillas y una porción de la carga del fluido. El contrapeso se puede ajustar mediante el simple ajuste de la presión del gas en los cilindros de almacenamiento. La dirección y la velocidad de la bomba se controla entonces enviando fluido hidráulico, bien a la cámara superior como inferior del cilindro. Dado que la unidad está controlada por computadores, los límites de velocidad y de carrera se pueden establecer independientemente, permitiendo por lo tanto, carreras rápidas hacia arriba y carreras más lentas hacia abajo o viceversa. El Sistema DynaPump incorpora un controlador de tiempo real de parada de la bomba y cuenta con la capacidad de monitorear a tiempo real el comportamiento y el estado del pozo y/o de la bomba. En la categoría de unidades de carrera Extra-Larga, el Dyna-Pump tiene versiones de 240”, 268”, 336” y 360”.




DESBALANCE ESTRUCTURAL (SU) Las unidades de bombeo poseen un desbalance estructural que incide en los cálculos que se hagan para determinar el torque generado por la carga de fluídos. Normalmente este valor es publicado por los fabricantes. El SU es la fuerza a ejercer en la barra pulida para llevar el Caimán a la posición horizontal. Esta fuerza se determina desconectando los brazos de los pines y la guaya de la barra pulida. Si el Cabezote se mueve hacia abajo esto significa que es más pesado del lado del pozo y la fuerza a ejercer tendrá un signo negativo porque el sentido es hacia arriba. Todos los Mark II tienen un SU negativo. Si el Cabezote se mueve hacia arriba significa que es más pesado del lado opuesto al pozo y la fuerza a ejercer será positiva porque el sentido es hacia abajo. Las unidades Convencionales y los Torqmaster pueden tener un SU negativo, positivo o cero. En las unidades de balanceo neumático, el SU no tiene signo sino que refleja la presión en el cilindro necesaria para mantener al Caimán horizontal CINEMATICA DE LAS UNIDADES DE BOMBEO Las potencia que necesita el balancín durante el ciclo de bombeo es muy irregular: durante la carrera ascendente necesita la mayor potencia mientras que en la descendente la necesidad de potencia es prácticamente cero. Se debe entonces conocer los parámetros necesarios para calcular la potencia y torque requeridos durante el ciclo lo que hace necesario que se deba buscar la forma de calcular la velocidad y aceleración de la barra pulida.




Uno de los primeros modelos usado fué introducido por Mills1 con el concepto de que el movimiento de la barra pulida era armónico simple y que se podía modelar como un punto que se mueve en la proyección vertical de la circunferencia. Para los efectos de este Taller se usará este modelo. Posteriormente Gray2 introdujo el concepto de las cuatro palancas para calcular la cinemática exacta. Takacs3 hace una excelente derivación de las fórmulas usadas. COMPORTAMIENTO DE LAS UNIDADES Para este Taller se muestra una comparación entre los modelos más usados: Convencional y Mark II. Se escogió una unidad 320-256-120 para cada uno de los modelos obteniéndose las siguientes gráficas:

• Velocidad de la BP vs. ángulo de la manivela • Velocidad de la BP vs. PRP • PRP vs. ángulo de la manivela

Las diferencias observadas explican las ventajas de la geometría avanzada sobre la convencional, al menos, en estos parámetros de análisis y diseño. MOTORES Aunque al principio se usaron motores a vapor, muy pronto se extendió el uso de motores eléctricos y de combustión interna. MOTORES ELECTRICOS La mayoría de las instalaciones de bombeo mecánico hoy dia son movidas por motores eléctricos debido a su bajo costo relativo, facilidad para cambiarlos y para automatizarlos. Los motores son generalmente trifásicos y operan a 60 Hz de frecuencia con velocidades promedios entre 835 y 1200 RPM. Los motores eléctricos están diseñados para trabajar bajo cargas constantes lo cual no sucede en una instalación de bombeo mecánico debido a las fluctuaciones en las cargas durante el ciclo.




Asi se tiene que durante la carrera ascendente se le impone al motor una carga máxima, mientras que en la descendente el motor puede actuar prácticamente como un generador. Una variable muy importante en la selección del motor es el Factor Cíclico de Carga (CLF) que indica la variación en las cargas a las cuales está sujeta el motor. Matemáticamente el CLF puede ser expresado como: CLF = Σ I2/ I prom. [3.1] donde: I = lectura de corriente instantánea I prom = promedio de las lecturas de la corriente Un valor de 1 significa que el motor está trabajando bajo una carga constante. Lufkin ha publicado valores de CLF para motores Nema D de 1.375 en unidades Convencionales y Neumáticas y de 1.1 en unidades Mark II. Los motores de inducción desarrollan un campo magnético rotatorio en el estator que gira a la velocidad isócrona del motor (1200 rpm). Este campo magnético induce otro en el rotor del motor y la resultante entre ambos campos produce el torque que hace girar al eje del motor. Cuando el motor está bajo carga su velocidad es generalmente menor que la isócrona. Esta diferencia de velocidades se conoce como Deslizamiento del motor (Nsl) y se expresa como % de la velocidad isócrona. Nsl = (Ns – Nn)/Ns * 100 [3.2] donde: Ns = velocidad isócrona, rpm Nn = velocidad a carga total (nominal), rpm Es importante no confundir el Deslizamiento con el porcentaje de variación de velocidad aunque ambos tienen cierta afinidad.




El porcentaje de variación de velocidad viene dado por: Nvar = (Nmax – Nmin)/Nmax * 100 [3.3] donde: Nmax = velocidad máxima, rpm Nmin = velocidad mínima, rpm Un motor de bajo deslizamiento tiene un bajo rango de variación de velocidad y consumirá bastante corriente cuando aumente la carga porque tiende a mantener su velocidad. Por otra parte, un motor de alto deslizamiento tiene un rango alto de variación de velocidad y por tanto, no consume tanta corriente cuando aumente la carga porque puede reducir la velocidad. Esto se traduce en menores cargas y torques requeridos con el consiguiente ahorro en energía. NEMA ha clasificado los motores como B, C y D: • NEMA B: deslizamiento < 3% y torque de arranque max 175% • NEMA C: deslizamiento < 5% y torque de arranque max 250% • NEMA D: deslizamiento entre 5-8% y torque de arranque máximo de 275%. El NEMA D es el motor más utilizado en la industria. Durham y Lockerd4 hacen las siguientes recomendaciones: • La mejor eficiencia es cuando el motor opera entre 40-50% de su capacidad de placa. • La lectura del amperímetro no debe exceder de 1.75 veces el valor nominal de la corriente del motor • El HP del motor debe ser 2.5 veces el HP en la barra pulida. MOTORES DE COMBUSTION INTERNA Los motores de Combustión Interna (CI) normalmente usan el gas del mismo pozo (excepto cuando se produce H2S) previamente pasado a través de un separador para extraerle los líquidos. En algunos campos, sin embargo, existen redes de alimentación cuando la producción de gas del pozo no es suficiente.




Los motores CI se clasifican en dos grandes categorías:

• Baja velocidad con rangos entre 200 y 800 rpm • Alta velocidad con rangos entre 750 y 2000 rpm

Los motores de baja velocidad pueden ser de 2 o 3 ciclos con uno o más cilindros siendo el de 2 ciclos monocilíndrico el más usado. Los motores de alta velocidad son generalmente de 4 ciclos y usan diesel en lugar de gas. Debido a la mayor velocidad, los torques son menores que los desarrollados por los de baja velocidad. COMPONENTES DE SUPERFICIE Los componentes principales del cabezal del pozo son:

• La Barra Pulida • El Prensa-Estopas • Válvula Preventora del Prensa-Estopas (Ratigan)

La Barra Pulida es una pieza sólida de acero que se mueve dentro de la tubería y es la que soporta la mayor carga del sistema de allí que su correcta selección es muy importante para el Optimizador. Su superficie es pulida para lograr un perfecto sello con las gomas del prensa-estopas y cuando se deteriora debe ser cambiada o usar una camisa especial para ella. El Prensa-estopas va instalado sobre la ‘T’ de bombeo o sobre la BOP del Prensa-estopas (Ratigan) cuando ésta es usada. La misión del Prensa-estopas es impedir que los fluídos del pozo se derramen en la superficie por el movimiento de la Barra Pulida. El sellado entre el Prensa-estopas y la Barra Pulida se realiza apretando la parte superior lo que hace que las empacaduras aumenten su fuerza de contacto con la BP. La tendencia es siempre apretar lo más que se pueda para evitar los derrames pero esto trae como consecuencia que, en muchos casos, las empacaduras que queman por la alta fricción y se genera una fuerza de agarre que incide en las cargas del sistema.




Ultimamente se han diseñado Prensa-estopas especiales para recoger el crudo que pueda salir y almacenarlo en un envase. Otros diseños, como el Auto-Pax se ajustan automáticamente lo cual ayuda a prevenir los derrames. La Válvula Preventora para la Barra Pulida, también llamada Ratigan (es la marca más utilizada) sirve, como su nombre lo indica, para prevenir cualquier situación fuera de control en caso de partidura de la barra pulida. BIBLIOGRAFIA: 1.- K. N. Mills, “Factors Influencing Well Loads Combined in a New Formula”, Petroleum Engineer (1939) 2.- H. E. Gray, “Kinematics of Oil-Well Pumping Units”, API Drilling and Production Practice (1963) 3.- Gábor Takács, Modern Sucker-Rod Pumping, Cap 3 4.- M. O. Durham and C. R. Lockerd, “ Beam Pump Motors: The Effect of Cyclical Loading in Optimal Sizing”, SPE Paper 18186 (1988)



ALINEACIONVERTICAL

ALINEACIONLONGITUDINAL

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

CONJUNTO BIELA-MANIVELA

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

GUAYA

GRAMPA

BRIDA

BARRA PULIDA

PRENSA-ESTOPAS

KEROTEST

LINEA DE FLUJO

CABEZAL TBG

CABEZAL CSG

CUELLO B.P

CSG SUP.

CSG PROD.

SARTA DE CABILLAS

SARTA DE TUBERIA

CONECTOR DEL BARRILCONECTOR DE CABILLAS

VALVULA VIAJERABARRIL

PISTON

PESCANTE VALVULA FIJA

CUELLO TBGNIPLE DE EXTENSION

CUELLO TBGVALVULA FIJA

NIPLE DE ANCLAJECUELLO TBG

NIPLE PERFORADO

CUELLO TBGTUBO DE SUCCION

TUBO DE BARRO

CUELLO TBGNIPLE TAPON

BASE DEL BALANCIN

CABEZOTE

VIGA VIAJERA (CAIMAN)LS 2714

BRAZOSPESAS

MANIVELA

MOTOR

PROTECTOR DE CORREAS

EJEALTA

EJEBAJA

EJEINTERMEDIO

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

INSTALACION CON UNIDAD CENTRAL

DE POTENCIA

ϕ2002-HP

DYNAPUMP EN CAMPO BARECOMIENZO DE CARRERA ASCENDENTE

ϕ2002-HP

DYNAPUMP EN CAMPO BAREFINAL DE CARRERA ASCENDENTE

ϕ2002-HP

UNIDADES DYNAPUMP

ϕ2002-HP

DYNA PUMP330-360”

ϕ2002-HP

PRIMERAS CONTRAPESAS

ϕ2002-HPCORTESIA: LUFKIN INDUSTRIES

CAJA DE ENGRANAJES DE DOBLE REDUCCION

ϕ2002-HP

EJE DE ALTA

EJE DE BAJA

EXTREMO DE LA POLEA

EXTREMO DEL TAMBOR DEL FRENO

GEOMETRIA DEL NEUMATICO

ϕ2002-HP

GEOMETRIA DEL CONVENCIONAL

ϕ2002-HP

GEOMETRIA DEL MARK II

ϕ2002-HP

CODIGO DE IDENTIFICACIONDE LAS UNIDADES API

ϕ2002-HP

Cap. del Cap. del ReductorReductorx 1000 inx 1000 in--lbslbs Cap. Cap. EstructuraEstructura

x 100 lbsx 100 lbs

Tipo Tipo de de unidadunidadC = C = ConvencionalConvencionalM = Mark IIM = Mark IIA = A = Balanceo NeumáticoBalanceo Neumático

TM= TM= TorqmasterTorqmasterR = R = RotaflexRotaflex

CarreraCarrera máximamáxima((pulgadaspulgadas))

CC--320320--256256--120120


CAPITULO 4- TOMA DE DATA EN EL CAMPO Los pozos de bombeo mecánico convencional generan más datos medibles en la superficie que cualquier otro método artificial de producción. Los datos que debe tomar el operador se clasifican en: Medibles y Sensibles. DATOS MEDIBLES: 1. Presiones de cabezal de tubería (THP) y de casing (CHP) Ambas presiones deben ser tomadas con el mismo manómetro y éste deberá tener el rango adecuado al valor esperado. No tiene sentido tomar una presión de 120 lpc con un manómetro cuyo rango sea de 0 – 5000 lpc. Un rango adecuado es 0 – 1000 lpc. 2. Presión del diluente, si es el caso 3. Datos de la Unidad de Bombeo:

• Marca y descripción API de la unidad • Serial de las manivelas • Serial y posición de las pesas • Posición de los pines en la manivela • Relación de la Caja de Engranajes • Diámetro de la polea de la Caja de Engranajes

4. Datos del Motor

• Potencia • Amperaje • RPM • Voltaje • Diámetro de la Polea

5. Diámetro de la Barra Pulida 6. Carta Dinagráfica

1. Dinagrama de superficie 2. Prueba de las válvulas viajera y fija 3. Captura del Efecto de Contrabalanceo (CBE)




7. Registro Sónico

1. Detección del Nivel Dinámico 2. Mini-buildup 3. CHP (digitalizada) 4. CHT (digitalizada)

DATOS SENSIBLES:

• Estado del freno • Condición de la barra pulida: doblada, quemada, corroida, etc • Tensión de las correas • Alineamiento de la unidad • Condición de los protectores de las pesas • Condición del protector de las correas • Condición del prensa-estopas • Condición general de la localización • Condicion del bozal y la Guaya

Las herramientas principales del operador de adquisición de data en el campo son: el dinamómetro y el generador de impulsos acústicos. EL DINAMOMETRO Los dinamómetros son instrumentos para medir una fuerza y se han empleado por mas de 80 años para medir las fuerzas en la barra pulida. Los dinamómetros se pueden clasificar como: (entre paréntesis los más usados)

•Analógicos Compactos (Johnson Fagg y Leutert) •Digitales Modulares ( Echometer) •Digitales Compactos Inalámbricos (Dyno T1)

Los dinamómetros analógicos generan un gráfico carga vs. desplazamiento de la barra pulida y es el tipo que ha estado más tiempo en servicio. La carga es captada por un resorte y el desplazamiento mediante un cilindro rotativo cuya cuerda se fija generalmente al prensa-estopas. Con el advenimiento de las aplicaciones que resuelven la ecuación de onda, las cartas análogas no pueden ser usadas excepto si se les digitaliza.




Los dinamómetros digitales incorporan la variable tiempo en su medición y generan un archivo binario que es leído directamente por las aplicaciones de análisis y diagnóstico. La carga es captada por un transductor electrónico que convierte el movimiento de los sensores en señales eléctricas que luego es trasnformada en carga por la interfase. El desplazamiento se puede medir por un acelerómetro en los modulares o por un potenciómetro en los compactos.

CAPTURA DEL EFECTO DE CONTRABALANCE (CBE) La correcta determinación del CBE en el campo es de suma importancia para poder determinar el Momento Máximo de Contrabalance y analizar el torque de la unidad. El CBE es la carga en la barra pulida que balancea el sistema con el ángulo de la manivela en Θ y se toma en el campo luego de capturar el dinagrama y haber realizado las pruebas de las válvulas. Es muy importante hacerlo DESPUES de realizar esta prueba porque si la válvula viajera pierde carga de forma apreciable, el CBE pudiera no ser válido. Los pasos que se indican a continuación para tomar el CBE en el campo se realizan luego de haber capturado el dinagrama y con pruebas OK de válvulas: 1.- Corte la corriente a la unidad (o desembrague el PTO si usa motor CI) máximo unos dos segundos después de comenzar la carrera ascendente. 2.- Espere que la unidad se detenga por completo SIN PONER EL FRENO. 3.- De acuerdo al ángulo donde se estabilize la manivela, se podrá o no tomar el CBE. Si está usando el Dyno T1, el programa verifica automáticamente si el CBE es válido o no. Si está usando otro dinamómetro, refiérase a las figuras adjuntas para validar el ángulo de estabilización. 4.- Capture el CBE inmediatamente después de estabilizada la unidad. En los pozos completados con niple perforado esto es muy importante para evitar captar la transferencia de carga desde el tubing al espacio anular. En aquellos pozos que tengan mucho peso en la barra pulida o en las pesas, el ángulo de estabilización no será válido ya que la manivela tenderá a estabilizarse arriba o abajo dependiendo de donde esté el mayor peso.




En estos casos se ha usado la técnica de encadenar la barra pulida cuando la unidad está más pesada en la manivela o colocar un soporte en la barra pulida cuando el mayor peso es la carga del pozo. Esta técnica consume mucho tiempo de la cuadrilla y además, expone al personal y al equipo a riesgos de accidentes o daño en las instalaciones. En su lugar se pueden usar varias alternativas más rápidas y menos peligrosas: 1.- Correr las pesas hacia adentro (hacia el eje de baja) o hacia afuera (hacia el extremo de la manivela) lo suficiente para que el ángulo de estabilización sea válido y luego tome el CBE como ha sido descrito. Para esto no hay fórmulas, sólo la experticia del operador. 2.- Usar software comercial para balancear El programa calcula el Momento Máximo de Contrabalance (M). 3.- El tercer método se realiza con un software de análisis que calcula el Momento Máximo de Contrabalance ‘M’ en las condiciones actuales y establecer la nueva posición de las pesas para balancear la unidad1. En la próxima sección se estudiará con más detalle el análisis del sistema. VELOCIDAD DE BOMBEO (N) La velocidad de bombeo se indica en tiros (golpes, emboladas, strokes) por minuto y es un parámetro muy importante porque tiene un efecto directo sobre la rata de producción (Ec. 2.1). Sin embargo, existe una velocidad crítica que limita la velocidad de bombeo y tiene lugar durante la carrera descendente. La velocidad crítica (Ncrit) es aquella a la cual la Carga Mínima en la Barra Pulida (MPRL) se hace igual a cero originando el efecto conocido como varamiento2, seno o flotación y depende principalmente de:

• Geometría del balancín • Viscosidad del fluído • Longitud de la carrera del balancín • Diámetro, longitud y FIT del pistón de la bomba




Las velocidades críticas de bombeo publicadas se refieren casi todas a fluídos con muy bajas viscosidades y la carrera de la barra pulida como parámetro principal. Byrd3 presentó una tabulación que puede ser escrita en forma de ecuación para la Ncrit en las unidades convencionales como:

Ncrit = 33.1e-0.0058S [4.1] Lufkin4 presenta las siguiente ecuaciones para la Ncrit: Convencionales Ncrit = 171.5*S-0.5 [4.2] Mark II Ncrit = 137.2*S -0.5 [4.3] Neumaticas Ncrit = 154.9*S -0.5 [4.4] En los pozos productores de crudo altamente viscoso se deben tomar en cuenta otros parámetros de la unidad especialmente la carga en la Caja de Engranajes y la Carga Mínima en la Barra Pulida (MPRL) En muchos de estos casos, la Caja de Engranajes se sobrecarga a velocidades mayores que la crítica y se convierte en el parámetro de referencia para determinar ésta. CALCULO DE LA VELOCIDAD DE BOMBEO (SPM)4 SPM = RPM/R* d/D [4.5] donde: RPM = velocidad isócrona del motor R = Relación de reducción de la Caja de Engranajes d = diámetro de la polea del motor D = diámetro de la polea de la Caja de Engranajes CALCULO DE LA POLEA DEL MOTOR4 d = N * R * D/RPM [4.6] donde: N = velocidad de bombeo CALCULO DE LA VELOCIDAD DE LAS CORREAS4 (v), pies/min v= .2618 * d * RPM [4.7]




Velocidades de correa mayores a 5000 pies/min necesitan poleas del motor balanceadas dinámicamente y menores a 2000 pies/min reducen drásticamente su vida útil. POTENCIA APROXIMADA DEL MOTOR4 HP = C * Q * PID [4.8] donde: C = Coeficiente que depende del tipo de motor y geometría de la unidad; Q= Caudal bruto, bbpd PID = Profundidad de la admisión de la bomba, piés Para motores Nema D y CI de baja velocidad,

C (Clase I) = 1.8 *10-5

C (Clase III) = 1.5 * 10-5 Para motores Nema B y CI de alta velocidad,

C (Clase I) = 2.2 * 10-5

C (Clase III) = 1.8 * 10-5 EL GENERADOR DE IMPULSOS ACUSTICOS1 Este aparato genera una onda sónica por expulsión de un gas presurizado en una cámara para determinar el nivel dinámico en el espacio anular midiendo el tiempo de viaje de la onda en el medio gaseoso del anular. La data necesaria incluye la gravedad del gas, la presión del casing, los tamaños de tubing y casing, la temperatura de superficie y fondo, las profundidades de la bomba y las perforaciones y los datos de producción del pozo. Luego de tomado el tiempo de viaje de la onda, estos datos se corren en el programa WTM de Echometer y se obtienen los valores del nivel dinámico, la sumergencia y el gradiente del fluído en el anular para obtener la PIP y la Pwf. Estos valores son necesarios para ubicar el pozo en la curva de IPR y establecer si puede o no ser optimizado. De lo anterior se observa la importancia de la data obtenida del programa la cual a su vez depende de la data de entrada y del procedimiento seguido para su adquisición en el pozo.




Los datos más importantes que se obtienen del registro sónico y el programa son: el nivel dinámico y el gradiente del fluído en el anular, por lo general, bi-fásico si el pozo fluye gas por el anular bien sea a la atmósfera o a la línea de flujo5. El primero depende del tiempo de viaje y de la velocidad del sonido en el gas y el segundo del flujo anular de gas. La velocidad del sonido en un medio gaseoso no solamente depende de la gravedad del gas sino también de la presión y temperatura. A su vez, la gravedad del gas depende de la composición molecular de las distintas fracciones de hidrocarburos presentes y la cantidad de impurezas tales como CO2, H2S y N2. De acuerdo a la correlación Benedict-Webb-Rubin (BWR), hasta las 1000 psi, la velocidad del sonido en un gas disminuye (independiente de la gravedad) con el incremento de presión, para luego, sobre las 1000 psi, aumentar con el aumento de presión. De esta manera vemos que en un pozo de bombeo siempre hay una disminución de la velocidad del sonido. Por su parte, el flujo anular de gas depende de la presión del cabezal del casing, del tamaño del espacio anular y del valor dP/dT que se haya alcanzado durante el mini-buildup. El mini-buildup es un aporte valioso a la adquisición de data y debe ser manejado en base a los parámetros establecidos para la integridad de la información. Dependiendo de la rata de aumento de presión, el tiempo del mini-buildup puede variar entre un mínimo de 3 y un máximo de 15 minutos. Pero al final, es el operador quién decide, mediante la escogencia de los puntos en base a las tendencias, cuál va a ser la relación dP/dT a usar. Con estos datos y usando el método modificado de Walker, el programa calcula el flujo anular de gas y el gradiente bi-fásico del fluído con lo cual se obtienen la PIP y la PBHP. Estos datos de PIP y PBHP deben ser más exactos que los calculados asumiendo un gradiente mono-fásico en el anular y por tanto, las decisiones a tomar en base a ellas pueden tener una mejor oportunidad de que sean apropiadas.




Acciones y Recomendaciones: ••Evitar la descarga de gas del anular previo a conectar la pistola de gas. Aunque se hace para prevenir la entrada de fluído indeseado o materia sólida, si se carga la cámara antes de conectarla al casing con 200 psi por encima de la presión del anular, esta entrada indeseada no se produciría. ••Aunque no en todos, la descarga del anular a la atmósfera tiende a desestabilizar las condiciones operacionales del pozo y los resultados pudieran verse comprometidos. ••Ademas, al cargar el gas previo a la conexión, se evita que el operador deba estar soportando el peso de la botella de alimentación a la cámara. ••Documentar y mantener el procedimiento de toma del registro, si es posible con su flujograma. ••Preparar el ART correspondiente a la toma del registro. No se deben tomar los registros si no existe hermeticidad en el anular ya que la data no es representativa. ••Asegurarse de usar los diámetros correctos de tubing y casing. ••Planificar y desarrollar un programa de mantenimiento preventivo de las válvulas de los cabezales. ••Llevar un registro de calibración de los manómetros y termistores de las pistolas de gas. BIBLIOGRAFIA: 1.- Well Analyzer and TWM Software Operating Manual, ECHOMETER CO., 2000 2.- H. Partidas, “Flotación de las cabillas: Causas y Acciones”, Reporte Interno PDVSA, Diciembre 2002. 3.- J. P. Byrd, “High Volume Pumping with Sucker Rods”, Journal of Petroleum Technology, December 1968. 4.- Lufkin Industries Inc, “Oilfield Products Group General Catalog”, Pag. 62, 2000 5.- H. Partidas, “Registros Sónicos en Campo Urdaneta Oeste”, Reporte Interno PDVSA, Julio 2001



ϕ2002-HP

HP -001

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

CELDA DE CARGADE CUATRO PUNTOS

ϕ2002-HP

MODULODE CONTROL

DE DATA

BATERIADE LARGADURACION

CELDA DECARGA

TRANSDUCTORDE POSICION

ANCLAJE DELA GUAYA DERECORRIDO

ϕ2002-HP

ANTENA TRANSMISORA

TRANSDUCTORDE POSICION

ϕ2002-HP

MARCAR LA LINEA DE CERO CARGAANTES DEL PRIMER TRABAJO

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

HP -001

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

HP -001

ϕ2002-HP

CELDA DE CARGA ECHOMETER DE 4”

ϕ2002-HP

EQUIPO ECHOMETER WELL ANALYZER

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

CELDA DE CARGA DE

TRES SENSORES

CABLE DE TRANSMISION

ϕ2002-HP

HECTOR PARTIDAS

PULSE BOTON IZQUIERDO DEL RATON PARA CONTINUAR

FUERZAS ESTATICAS EN LA SARTA DE CABILLASAL COMIENZO DE LA CARRERA ASCENDENTE

PIP

PDP PDP

Ap, AREA DEL PISTON

Wrf= peso de las cabillas en el fluído

Wrf + Fo

Fo= carga de fluídos

VALVULA FIJA

VALVULA VIAJERA

ϕ2002-HPPIP

FUERZAS DINAMICAS EN LA SARTA DE CABILLASAL COMIENZO DE LA CARRERA ASCENDENTE

Wrf + Fo

PIP

PDP PDP

Ap, AREA DEL PISTON



VALVULA VIAJERA

VALVULA FIJA

ϕ2002-HPPIP

FUERZAS DINAMICAS EN LA SARTA DE CABILLASDURANTE LA CARRERA ASCENDENTE

VALVULA VIAJERA

PIP

PDP PDP



Ap, AREA DEL PISTON

PIP

Wfrb = Carga por fricciónen la bomba

+ Wfrb

Wfrc = Carga por fricciónentre tubería y cabillas

+ Wfrc

Wacc = Carga por aceleraciónde la sarta de cabillas

+ Wacc = PPRLWrf + Fo

VALVULA FIJA

ϕ2002-HPPIP

FUERZAS ESTATICAS EN LA SARTA DE CABILLASAL COMIENZO DE LA CARRERA DESCENDENTE

VALVULA VIAJERA

PIP

PDP PDP



VALVULA FIJA

PIP

= PPRLWrf + Fo

Ap, AREA DEL PISTON

ϕ2002-HPPIP

FUERZAS DINAMICAS EN LA SARTA DE CABILLASAL COMIENZO DE LA CARRERA DESCENDENTE

Wrf = MPRL

PIP

PDP PDP


Ap, AREA DEL PISTON

PDP

VALVULA VIAJERA

VALVULA FIJA

ϕ2002-HPPIP

FUERZAS DINAMICAS EN LA SARTA DE CABILLASDURANTE LA CARRERA DESCENDENTE

PIP

PDP PDP


PDP


- Wfrc


- Wacc = MPRL

Wfrb = Carga por fricciónen la bomba

- Wfrb

(Incluye ahora la fricción en la jaula

y el asiento)

Wrf

VALVULA VIAJERA

Ap, AREA DEL PISTON

VALVULA FIJA

ϕ2002-HPPIP

PIP

PDP PDP


PDP


- Wfrc


- Wacc = MPRL- Wfrb ≈ 0

FUERZAS DINAMICAS EN LA SARTA DE CABILLASEN LA ETAPA DE PRE-FLOTACION

Wrf

VALVULA VIAJERA

Wfrb = Carga por fricciónen la bomba(Incluye ahora la fricción en la jaula

y el asiento)Ap, AREA DEL PISTON

VALVULA FIJA

ϕ2002-HPPIP

FUERZAS DINAMICAS EN LA SARTA DE CABILLASCUANDO SE INICIA LA FLOTACION

PIP

PDP PDP


PDP

VALVULA VIAJERA


- Wfrc = MPRL- Wfrb ≤ 0Wrf

Wfrb = Carga por fricciónen la bomba(Incluye ahora la fricción en la jaula

y el asiento)Ap, AREA DEL PISTON

VALVULA FIJA

ϕ2002-HPPIP

ACCIONES PARA EVITAR LA FLOTACION

USAR CABILLAS DEMAYOR DIAMETRO

USAR UNIDAD MAS GRANDE

USAR TUBERIA DE MAYOR DIAMETRO

MAYORCOSTO

(Wacc + Wfrb + Wfrc)< 0.4 *Wrf

BAJAR VISCOSIDADDEL CRUDO

BAJAR VELOCIDAD

BOMBA MAS GRANDE

USAR PISTONMAS CORTO YAUMENTAR FIT

MAYORESCURRIMIENTO

(SR=<.025Q)

NIPLEPERFORADO

100% GAS POR BOMBA

MAYOR PIP

MENOR Q

MICRO-ORGANISMOS

CALENTAREL CRUDO

IAV

ELECTRICO

AUMENTAR PESO DE LA SARTA

Wfr - (Wacc + Wfrb + Wfrc) = MPRL

REGLA DE ORO

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

CAP. REDUCTOR GRFABRICANTE in-lbs :1AMERICAN 228,000 30.03AMERICAN 320,000 30.30AMERICAN 456,000 29.80LUFKIN 228,000 28.45LUFKIN 320,000 30.12LUFKIN 456,000 29.04LUFKIN 640,000 28.60LUFKIN 912,000 28.72LUFKIN 1,280,000 28.05LUFKIN 1,824,000 28.33LUFKIN 2,560,000 34.53

PARKERSBURGH-21 228,000 28.30PARKERSBURGH-26 228,000 29.89PARKERSBURGH-25 228,000 20.56PARKERSBURGH-20 228,000 19.51

WUIFEL 406,000 60.00

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

DINAMOMETROLEUTERT ANALOGICO

COMPACTO

ϕ2002-HP

C-228-200-74

C-456-256-144

C-320-256-120

M-456-256-144

M-320-256-120

0

180

30

150

225

330RANGOS VALIDOS

DEL CBE PARAUNIDADES

CONVENCIONALES

90270

ϕ2002-HP

180

0

125

5

315

195RANGOS VALIDOS

DEL CBE PARAUNIDADES MARK II

(POSICION DELBRAZO DEL PIN)

90270

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

Vs(s) = 1070 * SGg-.5944

Vs(p) = 1,490 - .06CHP

ϕ2002-HP

HP -001

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

HP -001

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

HP -001

Velocidad del sonido en gases (14.7 psia & 77 ºF)

700

800

900

1,000

1,100

1,200

1,300

1,400

1,500

1,600

0.500 0.600 0.700 0.800 0.900 1.000 1.100 1.200 1.300 1.400 1.500 1.600

Gravedad del Gas, GS

Vs, f

ps

700

800

900

1,000

1,100

1,200

1,300

1,400

1,500

1,600

ϕ2002-HP


CAPITULO 5- ANALISIS Y DIAGNOSTICO DE LA DATA DE CAMPO El primer paso para analizar y diagnosticar una instalación es determinar el estado de la bomba para lo cual se hace imprescindible obtener el dinagrama de la bomba. El problema reside en que lo que se obtiene del campo es el dinagrama de superficie que es una distorsión de lo que realmente ocurre en el fondo y por eso lo llamamos “Mentiras Verdaderas” porque aunque lo medido (cargas, velocidad, desplazamiento) es verdad, lo que nos dice, para efectos de la condición de la bomba, no lo es. El ciclo de cargas vs. desplazamiento que obtenemos en la barra pulida se inicia en la bomba como un ciclo de presiones vs. desplazamiento. En la bomba se manejan tres presiones: admisión (PIP), cámara (PCP) y descarga (PDP). Las presiones de admisión y descarga son prácticamente constantes en cada ciclo mientras que la de la cámara varía entre (PIP – ∆p) y (PDP + ∆p). Juch y Watson1 publicaron una fórmula empírica para calcular ∆p haciendo pasar agua y crudo de 800 cp a través de bombas de diferentes tamaños con el pistón estático: ∆p = 1 + (Aµ + BQ) Q Dp-3.82 x 10-6 [5.1] donde: Q = caudal bruto, bpd µ = viscosidad del crudo en cp Dp = diámetro del pistón, pulg A = 565 para bombas API y 369 para bombas SIS (hoy Círculo A) B = 68.5 para bombas API y 41.7 para bombas SIS Por ejemplo, en una bomba API con pistón de 2.25” produciendo 350 bpd de un crudo con 1500 cp de viscosidad, el diferencial de presión necesario para levantar la bola de la válvula es aproximadamente 15 lpc mientras que en una bomba SIS es 10 lpc. El ciclo de presiones vs. desplazamiento en la bomba se refleja como imágen de espejo en un ciclo de cargas vs. desplazamiento conocido como dinagrama de la bomba y éste, a su vez, es transmitido por el tren de cabillas hasta la superficie y capturado por el dinamómetro en lo que se conoce como dinagrama o carta de superficie.




Antes de la aparición de las aplicaciones, el diagnóstico se basaba principalmente en la experiencia del Optimizador y su capacidad de memoria para cotejar las cartas tomadas con los patrones de referencia acumulados a lo largo de su carrera. Este proceso tomaba muchos años para concretarse en forma práctica pero cuando se concretaba se tenía una persona que con sólo mirar la carta de superficie ya sabía lo que pasaba en la bomba. Lo malo era que la mayoría de las veces, allí quedaba todo, lo cual, en la lógica humana es entendible. Las aplicaciones de análisis y diagnóstico usan también la técnica del patrón de reconocimiento con la ventaja que estos patrones son cartas de la bomba las cuales hemos llamado “Verdades Verdaderas” y más fáciles para analizar y diagnosticar. Mediante el uso de las aplicaciones de análisis y diagnóstico, el trabajo del Optimizador se facilita y su proceso de aprendizaje es más rápido. Hasta principios de los años 80 el análisis del sistema de bombeo mecánico convencional tomaba en cuenta solamente la dinámica de la sarta de cabillas y se consideraba que la columna de fluídos era una masa concentrada que sólo ejercía una presión hidrostática sobre el pistón y un arrastre viscoso sobre la sarta de cabillas. En 1983, Doty y Schmidt2 introdujeron el concepto de Inercia de Fluídos. La columna de fluídos dentro de la tubería, bajo ciertas condiciones, se comporta en la misma forma que la sarta de cabillas y las ondas de presión inducidas por el movimiento del pistón a la sarta, tambien viajarán a través de la columna de fluídos. Estas ondas se reflejan en ambos extremos de la columna tal como sucede con la sarta y pueden llegar a tener un efecto muy importante en las cargas, desplazamientos, torques y requerimientos de potencia del sistema ademas de introducir distorsiones en las cartas de fondo y superficie. En 1991, Csaszar y otros3 introdujeron una metodología para calcular la carta de fondo. El mayor efecto de la inercia de fluídos se observa en pozos someros (PID<4000’) y con diámetros de pistón relativamente grandes (Dp > 2-1/4”).




Es posible que el problema no haya sido estudiado con anterioridad debido a que sólo el 5% de los pozos a nivel mundial poseen estas caracterìsticas. Pero en países como Venezuela, ocurre exactamente lo contrario. Las aplicaciones de análisis y diagnóstico utilizan la técnica del reconocimiento de patrones de cartas para determinar la condición de la bomba al igual como lo han hecho los optimizadores toda la vida con las cartas de superficie. En los pozos no sujetos a Inercia de Fluìdos la forma de la carta de fondo es suficiente para determinar la condición de la bomba y existen miles de patrones para su reconocimiento. En cambio, en los pozos sujetos a Inercia de Fluìdos la forma de la carta de fondo depende, no solamente de la condición de la bomba, sino también de la profundidad y diámetro del pistón, de la compresibilidad del fluído y la velocidad de bombeo. Es comprensible suponer que por mucho tiempo los optimizadores han estado aplicando la misma técnica para pozos de ambos grupos y de allí que en muchos casos, los resultados no eran los esperados luego de una intervención del pozo. Las aplicaciones de análisis y diagnóstico toman la data de superficie y mediante la solución de la ecuación de onda aplicada a la sarta de cabillas, determinan la forma de la carta de fondo. El análisis se realiza mediante la comparación de la forma de esta carta con patrones conocidos. La mayor parte de estos patrones, por no decir todos, son de pozos que no estàn sujetos a Inercia de Fluìdos lo cual dificulta el análisis de los pozos sujetos a esta condiciòn. En estos casos, las aplicaciones deben resolver una segunda ecuación de onda para la columna de fluídos e iterarla en forma simultánea con la de la sarta. Luego, mediante metodologías de comparación de patrones, determinar si la bomba tiene o no daño. Csaszar y otros3 muestran mediante un ejemplo còmo una carta de fondo de un pozo sujeto a Inercia de Fluìdos indicaba fuga por la válvula viajera cuando en realidad la bomba estaba en buenas condiciones.




ANALISIS DEL TORQUE En su forma más simple, el torque neto es la sumatoria de los torques requeridos para mover la barra pulida y las contrapesas lo que hace que el torque neto dependa en un alto grado del correcto balance de la unidad. El efecto de contrabalanceo ideal CBEi (la carga en la barra pulida que balancea la unidad) puede ser expresado como: CBEi = (PPRL + MPRL)/2 [5.2] El Torque Máximo en la Caja de Engranajes de una unidad convencional usando las leyes del movimiento armónico simple puede ser calculado como la diferencia entre la PPRL y el CBEi multiplicado por el máximo brazo de torque: T = (PPRL – CBEi)* S/2 [5.3] y reemplazando el valor de CBEi en [5.2], T = (PPRL - MPRL) * S/4, pulg-lbs [5.4] El cálculo de la cinemática exacta de las unidades demostró que las leyes del movimiento armónico simple no eran aplicables a todas las geometrías y se introdujo entonces el concepto del Factor de Torque. El Factor de Torque (TF)4 es un brazo imaginario que al multiplicarlo por la carga en la barra pulida a un cierto ángulo de manivela (Θ) genera un torque en la caja de engranajes. El TF depende del ángulo y carrera de la unidad y su valor es publicado por el fabricante en intervalos de 15º a carrera máxima lo cual no es suficiente. Usando las dimensiones API de las unidades, el TF puede ser calculado a cualquier ángulo. El torque generado por la carga en la barra pulida (Tp) a cualquier ángulo (Θ) se calcula por: Tp(Θ) = TF(Θ) * (PRL(Θ) – SU) [5.5] donde: Tp(Θ) = torque generado por la barra pulida en el ángulo Θ, pulg-lbs TF(Θ) = factor de torque en el ángulo Θ, pulg




PRL(Θ) = carga en la barra pulida en el ángulo Θ, lbs SU= desbalance estructural de la unidad, lbs Por otro lado, el conjunto manivela-pesas genera un momento mecánico sobre el eje de baja de la caja de engranajes igual al peso del conjunto por la distancia desde el centro del eje hasta el centro de gravedad del conjunto. Debido al movimiento constante del conjunto, el torque de las contrapesas (Tw) cambia a medida que los brazos se mueven durante el ciclo y se opone al torque generado por la carga en la barra pulida en forma sinusoidal. El Tw a cualquier ángulo se calcula por:

Tw(Θ)= M * sen (Θ+τ) [5.6] donde: Tw(Θ) = torque generado por el conjunto manivela-pesas en el ángulo Θ, pulg-lbs M = momento máximo generado por el conjunto, pulg-lbs τ = ángulo de desfase de la unidad ( cero en las convencionales) TORQUE NETO El Torque Neto en el sistema es igual a la suma de todos los componentes de torque que actúan sobre el sistema. Hemos estudiado solamente los torques generados por la carga en la barra pulida y por el conjunto manivela-pesas pero estos no son los únicos que actúan en el sistema. Las unidades de bombeo, por sus características de masa y movimiento, están sujetas a cargas inerciales por articulación y rotación que generan torques en el sistema. El torque inercial por articulación tiende a aumentar el torque neto y se genera en las partes oscilantes de la unidad tales como la viga viajera, el cabezote, el ecualizador y los brazos pero su valor es tan pequeño que no es tomado en cuenta para los cálculos. El torque inercial por rotación tiende a reducir el torque neto y se genera cuando la velocidad angular del conjunto manivela-pesas varía significantemente durante el ciclo. Cuando se usan motores de bajo deslizamiento, este tipo de torque se omite de los cálculos ya que su valor es sumamente bajo.




En términos prácticos, el torque neto Tn en el ángulo Θ se define como: Tn(Θ) = Tp(Θ) – Tw(Θ) = TF(Θ) * (PRL(Θ) – SU) - M * sen (Θ+τ) [5.7] De todos los parámetros de la ecuación [5.7] el único no directamente medible es M pero puede ser determinado haciendo el Tn = 0 y usando la figura del CBE. Ya se ha definido al CBE como la carga en la barra pulida que balancea el sistema. Es válido entonces que a condiciones de Tn = 0, el CBE sustituye a PRL en la Ec. [5.5], luego TF(Θ) * (CBE(Θ) – SU)) = M sen (Θ + τ) [5.8], donde M = TF(Θ) * (CBE(Θ) – SU)) / sen (Θ + τ) [5.9] El valor de M será válido para la unidad de bombeo mientras no se le cambie el tiro ni se le muevan las pesas en la manivela. En el Capítulo 4 se explicó la importancia de tomar un CBE válido y las formas de hacerlo. PROBLEMA En un pozo con una unidad M-320-256-120 se capturó el CBE en 7159 lbs @ 113.2º durante la carrera ascendente. El ángulo de desfase es 24º y el desbalance estructural es –3620 lbs. El TF @ 113.2º es 47.798 pulgadas con carrera máxima. En el dinagrama se detectó la PPRL de 13,565 lbs @ 33.32º con TF= 41.377 1. Determine si la caja está sobre-cargada en ese punto. 2. Si es negativo, determine cuál es la carga en la barra pulida que genera sobrecarga. BIBLIOGRAFIA: 1.- A. H. Juch & R. J. Watson, “New Concepts in Sucker Rod Design”, Paper SPE 2172, 1969 2.- D. R. Doty and Z. Schmidt, “ An Improved Model for Sucker-Rod Pumping”, Paper SPE 10249, 1983 3.- A. B. Csaszar, et al, “Sucker-Rod Pump Diagnosis with Fluid Inertia Considerations”, Paper SPE 21663, 1991 4.- Gàbor Takàcs, Modern Sucker-Rod Pumping, Chap. 3



ϕ2002-HP

HP -001

ϕ2002-HP

1.75”

2.25”

2.75”

3.25”3.75”

N = 7 SPM; Sp = 115”; Veff = 100%

ϕ2002-HP

CBE

LINEAS DE CARGA PERMISIBLE


CAPITULO 6 - MANEJO DE PROBLEMAS DE CAMPO Análisis de fallas en las cabillas1 Las fallas en las cabillas, sobres (niples) y cuellos son, o bien por tensión o por fatiga. Las fallas por tensión no son muy comunes y se originan cuando las cargas aplicadas exceden la resistencia a la tensión del material de la cabilla como por ejemplo cuando se intenta liberar una bomba que está pegada por arena u otro tipo de depósito. Para evitar este tipo de fallas, es conveniente que se incluya en el programa de intervención el peso máximo que se puede halar usando del Factor de Servicio y el punto cedente del material y grado de la cabilla de menor diámetro en la sarta. Por ejemplo, en una sarta con cabillas de 1” y 7/8” grado D, el punto cedente es 90,000 lpc. Si se usa un FS = .85, se tiene que el máximo peso que puede halarse sin romper la cabilla es 90,000*.85*.7854*.875^2 = 46,000 lbs. Las fallas por fatiga son progresivas y comienzan por puntos pequeños multiplicadores de esfuerzos que van creciendo bajo la acción de los esfuerzos cíclicos. Los esfuerzos asociados a este tipo de falla tienen un valor máximo que es menor que la resistencia a la tensión del acero de la cabilla y debido a que la carga aplicada se reparte uniformemente sobre el área transversal de la cabilla, cualquier daño que reduzca esta área, aumentara los esfuerzos en ese punto convirtiendose en un multiplicador de esfuerzos. FALLAS DE DISEÑO La prevencion de fallas en las cabillas comienza con el diseño apropiado de la sarta y se deben aprovechar las herramientas modernas disponibles en la actualidad. Sin embargo, el Optimizador no debe pensar que un buen diseño inicial es suficiente porque los parámetros iniciales pueden variar a medida que las condiciones del pozo cambian. Uno de los parámetros que debe ser monitoreado desde el primer momento es la sumergencia porque puede ser motivo de golpe de fluídos lo cual es sumamente dañino para la sarta de cabillas.




Otros cambios como velocidad y carrera pueden alterar el diseño original y se debe analizar el impacto que generen mediante un programa rutinario de toma de dinagramas. En la mayoría de los campos, los dinagramas se le toman a un pozo sólo cuando éste presenta baja producción mientras que los que estan produciendo dentro de los límites esperados pueden pasar mucho tiempo sin que se conozca el estado de todo el equipo. Por ello es necesario desarrollar un programa de toma de dinagramas rutinarios para hacerle seguimiento a los parámetros claves de diseño y poder anticipar cuándo y cómo un pozo puede fallar. Con un programa rutinario de toma de dinagramas se puede evitar la producción diferida y disminuir los costos operacionales. FALLAS MECANICAS Las fallas mecánicas son bastante frecuentes y pueden ser originadas por un diseño inapropiado, mal manejo en la localización, torques fuera de rango, prácticas obsoletas o cualquier combinación de todas. FALLAS POR DAÑOS EN LA SUPERFICIE Se debe evitar dañar las cabillas cuando estan en la localización y revisarlas cuidadosamente antes de bajarlas al pozo. NUNCA BAJE UNA CABILLA CON DAÑO VISIBLE EN SU SUPERFICIE. NUNCA CAMINE SOBRE LAS CABILLAS EN LA LOCALIZACION. Cuando sea necesario colocar las cabillas en el piso de la localización, PONGALAS UNA POR UNA, NUNCA EN DOBLES O TRIPLES. FALLAS POR CONEXIONES La carga friccional que se genera entre el pin y la caja mediante el torque aplicado ayuda a mantener la conexión apretada pero si ese torque es insuficiente, las cargas cíclicas causarán que la conexión se vaya aflojando gradualmente hasta que ocurra la falla total.




Sin embargo, no todas las fallas de conexiones se deben a un torque insuficiente porque en muchos casos el torque excesivo, cajas y pines con roscas dañadas y pobre lubricación y limpieza de las roscas son causales de gran parte de este tipo de falla. Aunque fué ya estudiado en el Capítulo 2, es importante recordar que el torque adecuado es prácticamente el primer paso para evitar fallas futuras de conexiones. FALLAS POR CORROSION De todas las fallas que se han enumerado, las originadas por el diseño y corrosión son las que pueden estar bajo el control directo del Optimizador. Casi la mitad de las fallas de las cabillas se debe a la corrosión pero es muy poco lo que se habla sobre ella especialmente porque en la mayoría de las empresas, el control de corrosión se ejecuta por organizaciones separadas. La Corrosión es el resultado destructivo de una reacción electro-química entre el acero y el ambiente operacional donde actua. En forma simple, la corrosión es la forma que tiene la Naturaleza de revertir un material de alta energía (acero) hecho por el hombre, a su estado natural como mineral de hierro. El hierro elemental del acero se combina con humedad o ácidos para formar otros compuestos tales como: óxido de hierro, sulfuro de hierro, carbonato de hierro (siderita), etc. El agua está presente en varias formas y concentración en los fluídos de los pozos considerados como corrosivos y la mayoría tiene cantidades considerables de impurezas y gases disueltos. Por ejemplo, gases ácidos como el dióxido de carbono (CO2) y el sulfuro de hidrógeno (H2S) que se encuentran en la mayoría de los pozos petroleros, son altamente solubles por lo cual tienden a disolverse rápidamente en el agua bajando su pH. La corrosividad del agua es función de la cantidad en solución de estos dos gases y mientras más bajo sea el pH, más corrosiva es el agua en presencia del acero.




El ambiente pozo abajo es corrosivo por naturaleza y en varios grados de intensidad hasta el punto que algunos fluídos que se consideran corrosivos, no son catalogados como tales mientras la rata de corrosión (pérdida de grosor en mils por año) se mantenga en niveles tolerables. Sin embargo, la mayoría de los pozos productores están plagados por problemas de corrosión y ningún fabricante puede producir una cabilla que pueda ser inmune totalmente a la corrosión, la cual, si no es posible eliminar, se puede controlar. Todas las cabillas, cualquiera que sea su grado, deben protegerse mediante el uso de programas de control de corrosión. Algunos grados de cabillas, debido a que pueden tener diferentes combinaciones de aleaciones, composición y acabado pueden ser capaces de alargar su vida útil en ambientes inhibidos. Las cabillas de alta resistencia a la tensión deben ser protegidas en mayor grado que las normales debido a que son atacadas mas fácilmente. En todo caso, siempre se debe consultar a los especialistas en control de corrosión cuando deba usarse este tipo de cabillas en ambientes corrosivos. CORROSION POR CO2 El CO2 se combina con el agua para formar ácido carbónico y se reduce el pH. Este acido es muy agresivo con el acero y se tiene como resultado grandes áreas con pérdidas muy rápidas de metal. Este tipo de corrosión se reconoce porque los hoyos que forma son redondos y profundos con bordes afilados. Generalmente los hoyos se interconectan a través de largos canales y sus bases pueden tener capas de escama de carbonato de hierro, un depósito de color gris generado por el CO2. CORROSION POR H2S Los huecos formados por este tipo de corrosión son pequeños, redondos y profundos con bordes biselados y generalmente están esparcidos aleatoriamente por toda el área de la cabilla.




Las superficies de la cabilla y los huecos estan cubiertas con una escama de color negro, bien adherida, de sulfuro de hierro el cual es altamente insoluble y catódico para el acero que tiende a acelerar la rata de corrosión. Otro problema causado por el H2S es la pérdida de resistencia a la tensión causada por el hidrógeno y origina que el área de la fisura presente una apariencia granular o quebradiza. El punto de inicio de la fisura puede o no ser visible sin que se note la presencia de fatiga de material en la superficie de la cabilla. Aunque es un ácido débil, cualquier indicio de H2S acompañado por trazas de agua en el sistema es justificación suficiente para iniciar rápidamente un programa de control de corrosión. CORROSION POR CLORUROS Los cloruros aumentan la probabilidad de que las cabillas fallen por corrosión debido a que, por una parte, la corrosividad del agua aumenta cuando la concentración de cloruros aumenta y, por la otra, porque dificultan la acción protectora de los inhibidores. En aguas con grandes concentraciones de cloruros la corrosión es más agresiva en cabillas de acero al carbono que con aleaciones. Los huecos generados por este tipo de corrosión tienden a cubrir toda el área de la cabilla y no son profundos, de fondo plano, con forma irregulas y bordes afilados.

Discusión de problemas de campo INSPECCION DE LAS GRAMPAS El mayor cuidado que hay que tener con las grampas es usar el tamaño adecuado a la barra pulida y asegurarse que la grampa no tenga estrías en los puntos de contacto para evitar dañar la barra pulida. En muchos casos, los operadores usan un solo cuerpo de la grampa cuando se va a colocar la celda de carga. Esta práctica puede ocasionar que la barra se corra. Es importante, sobre todo en las viejas instalaciones, que las grampas sean del mismo tipo.




El torque aplicado a las grampas debe ser el recomendado por el fabricante que en la mayoria de los casos es 250 lbs-pie. NO SE DEBE USAR UN POLICIA para apretar los tornillos de las grampas porque puede inducirse una falla por rotura de la barra pulida. INSPECCION DEL PRENSA-ESTOPAS Es importante revisar la alineación entre la barra pulida y el prensa-estopas para evitar que las estopas se dañen y se produzca un derrame de crudo. No se debe apretar el prensa-estopas con palancas. INSPECCION DE LA BARRA PULIDA Es importante inspeccionar la barra pulida por:

• Superficie oxidada, corroida, quemada o estriada • Que no esté doblada • Que tenga el cuello en el tope

FLOTACION DE LAS CABILLAS3: En una instalación de bombeo mecánico convencional (BMC) que maneja crudo de alta viscosidad, el parámetro de mayor importancia para prevenir la flotación de las varillas es la Carga Mínima en la Barra Pulida (MPRL) que tiene lugar durante la carrera descendente. Durante la carrera ascendente la Carga Máxima en la Barra Pulida (PPRL) se define como la sumatoria de un conjunto de fuerzas de acuerdo a: PPRL = Fo + Wrf + Wacc +Wfc + Wfb [6.1] donde: Fo = peso de la carga de fluídos sobre el pistón, lbs Wrf = peso de la sarta de varillas en el fluído, lbs Wacc = carga friccional por aceleración de la sarta y la masa de fluídos, lbs Wfrc = carga friccional entre las varillas y la tubería, lbs Wfrb = carga friccional en la bomba, lbs En la carrera descendente, al abrirse la válvula viajera, la carga de fluídos es transferida a la válvula fija y por tanto, ya no tiene efecto sobre la sarta de varillas. La ecuación queda: MPRL = Wrf - Wfrb - Wfrc – Wacc = Wrf – WLOM [6.2]




Se puede notar que las cargas parásitas WLOM = (Wfrb + Wfrc + Wacc) han cambiado su signo al revertirse el movimiento de la sarta y se oponen a ésta. Durante la carrera descendente la sarta baja por su propio peso. No hay nada que la empuje para vencer las fuerzas parásitas. La única fuerza que empuja la sarta hacia abajo es su propio peso de tal forma que la velocidad descendente de la sarta es proporcional al diferencial (Wrf - WLOM.) Se desprende entonces que la flotación de la sarta será una realidad cuando MPRL <= 0, es decir, cuando Wrf <= WLOM. La flotación tendrá lugar cuando la sumatoria de las fuerzas parásitas sea igual o mayor al peso de la sarta en el fluído. La flotación de las cabillas representa un problema grave para todo el sistema de bombeo mecánico y un riesgo potencial de accidentes para los operadores que toman los dinagramas. Cuando el balancín baja más rápido que el tren de cabillas, puede suceder que: 1. Se rompa la guaya del balancín 2. Se caiga la celda de carga o todo el dinamómetro 3. Se corra la grampa de la barra pulida 4. Se parta la barra pulida 5. Se partan las cabillas 6. Se alboroten las abejas (Es recomendable revisar la unidad y especialmente la parte interna del cabezote) Cuando el operador consigue un pozo con flotación de cabillas, varadura o seno debe: 1. Parar inmediatamente la unidad 2. Cerrar las válvulas del casing 3. Tomar nota del diámetro de la polea del motor 4. Reportar al Control de Operaciones de su sector 5. Colocar una nota en el Panel de Arranque GOLPE DE FLUIDOS El golpe de fluídos ocurre cuando la bomba se llena parcialmente durante la carrera ascendente debido a bajo aporte de la formación.




Aunque su efecto en la superficie no es tan acentuado como la flotación de cabillas, los efectos que genera son los mismos y se deben tomar las mismas acciones. INTERFERENCIA POR GAS: El mayor problema que puede causar la interferencia por gas es que la bomba se bloquee y el pozo quede sin producción. La acción recomendada es parar la unidad y, si es posible, desahogar el anular a la fosa y observarlo por unas cuatro horas. Luego, arrancar la unidad con el anular hacia la fosa y realizar una prueba de presurización. Si esto no resulta, es preferible parar la unidad con el anular hacia la línea de flujo y reportarlo al Centro de Control. PRUEBA DE PRESURIZACION DE LA BOMBA: Esta es una práctica muy común en el campo y consiste en cerrar la válvula de la línea de flujo y registrar la rata de aumento de presión con un manómetro. La bomba de un pozo de BMC es, como ya se ha visto, de desplazamiento positivo recíproco. Hay que tener mucho cuidado cuando se prueba este tipo de bomba porque puede suceder que la presión suba tan rápido que no dé tiempo de abrir la válvula de la línea de flujo y se rompa algún elemento del conjunto de superficie. Por otro lado, es mucho mejor utilizar un registrador con un reloj de 15 o 30 minutos para medir la rata de aumento de presión. Si no se tiene el registrador, el operador debe tomar el tiempo cada 50 lpc de aumento. En los pozos con niple perforado hay que tomar en cuenta que el espacio a llenar no es el tubing sino el anular y por tanto, se debe tener más cuidado para evitar un daño al revestidor. Es importante NO CERRAR el diluente y colocar un manómetro para vigilar la presión del mismo. La presión de la prueba NUNCA debe subir de 500 lpc.




UNIDAD DE BOMBEO SOBRECARGADA La sobrecarga en su estructura puede ocasionar que la unidad se caiga generando una situación altamente peligrosa para el equipo, personal y ambiente. El Operador debe estar atento al valor de la Carga Máxima en la Barra Pulida que registre la celda de carga. UNIDAD DE BOMBEO DESBALANCEADA Una caja desbalanceada es fácilmente detectable por el sonido del motor y, dependiendo de cuánto sea el desbalance, es muy probable que no se pueda tomar el CBE. Habrá casos cuando el desbalance sea tan grande que sea necesario parar la unidad para evitar que las correas se quemen. ANCLAJES FLOJOS O SUELTOS: Es importante revisar los anclajes en los pozos donde existe golpe de fluído o flotación de las cabillas debido a que la repetición cíclica de los golpes va aflojando los anclajes de la unidad y eventualmente, se pudieran soltar. NUNCA DEJAR OPERANDO UNA UNIDAD CON ANCLAJES FLOJOS, SUELTOS O INCOMPLETOS. TREN MOTOR-CORREAS DESALINEADO: Cuando el tren motor-correas está desalineado, la vida útil de las correas se acorta rápidamente y el eje del motor está sujeto a una carga torsional para la cual no está diseñado. Esta condición debe ser chequeada y reportada de inmediato. BIBLIOGRAFIA: 1. Clayton Hendricks and Russell Stevens, “Sucker Rod Failure Analysis: A Special Report From Norris”, 2000 2. J. F. Lea, P. D. Patillo and W. R. Studenmund; “Interpretation of Calculated Forces on Sucker Rods”, SPE 25416, 1993 3. H. Partidas, “Flotación de las Cabillas: Causas y Acciones”, Reporte Interno PDVSA, Dic 2002



CABILLA REUSADA CONDAÑOS VISIBLESFALLAS POR PANDEO

ϕ2002-HPCORTESIA: NORRIS CORP.

ϕ2002-HP

FALLAS MECANICAS FALLAS POR TENSIONCORTESIA: NORRIS CORP.

CORTESIA: NORRIS CORP.

CORROSION POR CO2

ϕ2002-HP


FATIGA POR DISEÑOY OPERACION

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP

40,000 Lbs

26,000 Lbs 25,000 Lbs

13,000 Lbs

39,000 Lbs


CORROSION POR H2S

ϕ2002-HP

ϕ2002-HP


FALLAS POR SOBRE-TORQUE

ϕ2002-HP


CAPITULO 7 – DISEÑO DEL SISTEMA El objetivo al diseñar el sistema de bombeo mecánico es uno solo: lograr una armonía perfecta entre el aporte del yacimiento a las condiciones establecidas y la capacidad del sistema total (sub-suelo y superficie) de manera que el costo de levantamiento sea el menor posible en las condiciones actuales y futuras del pozo.

En la mayoría de los casos, el diseñador parte de una rata de producción deseada, pero esto no es suficiente. Se necesitan otros datos para afinar el diseño y evitar sistemas que luego resulten muy costosos, bien porque no tienen la capacidad para producir lo requerido, o porque el equipo está sobre-diseñado. El diseñador debe tener un conocimiento muy aproximado, por no decir exacto, de las condiciones bajo las cuales se producirá la rata deseada, entre ellos: la presión de fondo (Pbhp), la presión de admisión de la bomba (PIP), la sumergencia (FOP), la cantidad de gas libre en la admisión, las presiones de los cabezales (THP y CHP), la viscosidad del crudo, el porcentaje de agua (ASA), los factores de fricción entre la tubería y las cabillas y la fricción generada en la bomba. En las décadas de los 60 y 70, antes de la introducción de que la Ecuación de Onda, la mayoría de estos parámetros ni siquiera se tomaban en cuenta simplemente porque no sabíamos qué hacer con ellos. Los diseños se hacían en base a la producción deseada, la profundidad y los gráficos y el diseñador ni siquiera tenía que realizar cálculos. Todo estaba tabulado. Con la rata de producción deseada se obtenía el diámetro del pistón, la velocidad de bombeo y la carrera del balancín. Con la profundidad se obtenía la sarta de cabillas y con ésta, la PPRL, MPRL, CBEi y Torque Máximo Instantáneo. Finalmente, el tamaño del balancín y los HP del motor. Por supuesto, todo buen diseñador tenía que tomar en cuenta “los imponderables” y le introducía su propio factor de seguridad con lo que se tenía, en la mayoría de los casos, sistemas altamente sobre-diseñados y una eficiencia realmente baja.




Fué una metodología que cumplió su cometido: producir lo que se requería dentro de los parámetros que se usaban para la época. Hoy dia esa metodología puede ser usada refinando esos parámetros usando las aplicaciones modernas que resuelven la Ecuación de Onda y obteniendo data más confiable y exacta del campo. Estas aplicaciones toman en cuenta parámetros de diseño que se omitían en los cálculos especialmente las condiciones dinámicas de la sarta y la masa de fluídos. Por otro lado, la rapidez de los cálculos permite al diseñador correr distintos escenarios para una misma instalación y poder determinar la mejor alternativa. Es decir, le permiten al Ingeniero hace mas Ingeniería. Aunque este Taller enfoca la metodología del diseño en el uso de las aplicaciones modernas, es necesario conocer los pasos que componen el diseño de la instalación. Antes de proceder a cubrir los pasos para el diseño de la instalación, es necesario que revisemos los conceptos bajo los cuales se maneja la sarta de cabillas que es el centro de cómputo de todos los métodos de análisis y diseño. En una sarta de cabillas, el peso se distribuye a lo largo de toda la sarta y cada sección debe soportar al menos, el peso de las cabillas que están por debajo de ella. De esto se desprende que la primera cabilla en el tope de la sarta es la que soporta mayor peso mientras que la última inmediatamente sobre la bomba soporta el menor. Por tanto, si se desea que los esfuerzos sean uniformes a lo largo de la sarta, el diámetro de las cabillas se debería ir reduciendo a medida que también se va reduciendo la carga que soporta. Se deduce entonces que la sarta ideal debería ser de forma ahusada. En la práctica, sin embargo, esto no es posible. Por tanto, para tratar de acercarse lo más posible a la configuración ideal, se usan las sartas combinadas que, como su nombre lo indica, tienen diferentes diámetros.




El Instituto Americano del Petróleo (API por sus siglas en inglés) ha desarrollado un código de identificación de las sartas el cual consta de dos dígitos: el primero representa la sarta de mayor diámetro y el segundo la de menor diámetro. Para las cabillas convencionales cuyos diámetros varían en 1/8” ambos dígitos se refieren al primer numeral del diámetro expresado en octavos de pulgada. Por ejemplo, una sarta Código 86 indica que tiene tres secciones: · La primera es de 1” (8/8”) · La segunda es de 7/8” y no se indica en el código · La tercera es de ¾” (6/8”) En el caso de las cabillas contínuas, sus diámetros varían en 1/16” y ambos dígitos se refieren al segundo numeral del diámetro expresado en dieciseisavos de pulgada. Por ejemplo, una sarta Código 75 tiene tambien tres secciones: · La primera es de 1-1/16” (17/16”) · La segunda es de 1” y no se indica en el código · La tercera es de 15/16”. Además de su propio peso, afectado por el efecto de flotabilidad, la sarta está sujeta a cargas de fluídos, de aceleración y de fricción. Durante la carrera ascendente todas estas cargas son positivas (dirigida hacia abajo) mientras que en la descendente, las cargas por aceleración y fricción se tornan negativas. Este hecho indica que durante la carrera ascendente la sarta estará sujeta a una carga máxima en la barra pulida (PPRL) mientras que en la descendente experimentará una carga mínima en la barra pulida (MPRL). Estos dos parámetros son de especial importancia para el análisis de los esfuerzos y de esta manera, determinar si la sarta puede o no estar dentro de los límites permisibles durante el ciclo de bombeo de modo tal de evitar las fallas. Matemáticamente tanto la PPRL como la MPRL se pueden expresar como: PPRL = Fo + Wrf + Wacc + Wfc + Wfb [7.1] MPRL = Wrf – Wacc – Wfc – Wfb [7.2]




donde: Fo = carga de fluídos sobre el pistón, lbs Wrf = peso de las cabillas en el fluído de la tubería de producción, lbs Wacc = carga en la sarta por aceleración, lbs Wfc = carga por fricción entre el tubing y las cabillas, lbs Wfb = carga por fricción en el pistón de la bomba, lbs El peso de las cabillas en fluído de la tubería de producción viene dado por: Wrf = Wr (1-.127*SGt) [7.3] donde: Wr = peso de la sarta en el aire, lbs SGt = gravedad específica del fluído de la tubería SGt = [(SGo*(1-ASA/100) + (SGw*ASA/100)[ [7.4] donde: SGo = gravedad específica del crudo SGw = gravedad específica del agua de formación ASA = porcentaje de Agua, Sedimento y Arena SGo = (141.5/(131.5 + ºAPI)) [7.5] La carga de Fluídos Fo se calcula por: Fo = Ap (PDP – PIP) [7.6], donde: PDP = presión de descarga, lpc PIP = presión de admisión, lpc Ap = área del pistón de la bomba, pulg2 Para el cálculo de PDP se toma en cuenta la gravedad específica del fluído en la tubería:

PDP = THP + PID * .433 * SGt * FCG [7.7] donde: FCG = factor de corrección por gas




Las aplicaciones conocidas no toman en cuenta el factor de corrección por gas. Sin embargo, la corrección puede ser manual tomando en cuenta que en un pozo de crudo pesado, con GOR<500, el factor de corrección puede llegar a ser de .9 asumiendo que el 50% del gas libre en la admisión pasa por la bomba y el resto sube por el anular. Usando la correlación Hagedorn-Brown, el FCG con 50% gas por la bomba es: FCG = 1.0267 – 10-8 RGP2 - .0002RGP [7.8] donde: RGP = relación gas petróleo, pcs/bbl La Ec. [7.8] aplica solamente cuando el 50% del gas libre pasa por la bomba en pozos con RGP hasta 1000 pcs/bbl pero puede ser formulada para cualquier porcentaje. Para determinar la cantidad de gas que pasa por el tubing la mejor forma es medir el gas total en la estación con períodos de cierre del anular que no excedan de 15 minutos y luego calcular el gas de tubing por el diferencial en la carta. Una forma de validar las cantidades cuando se esté midiendo el gas en la estación, es usar el Echometer para registrar el nivel sónico y correr el mini-buildup por 15 minutos. Luego se podrán comparar las cifras medidas en la estación con lo calculado por el programa Echometer y poder corregir los algoritmos del programa, si es necesario. Para usar esta alternativa es imperativo que la medición de gas sea confiable. Otro aspecto a tener en cuenta para el cálculo de la PDP es que cuando el pozo tenga la completación con niple perforado y se inyecte el diluente por el tubing, la PDP será: PDP = THPd + PID * .433 * SGd [7.9] donde: THPd = presión de inyección de diluente en el cabezal, lpc SGd = gravedad específica del diluente




En las aplicaciones que resuelven la Ecuación de Onda se deben usar estos mismos datos cuando se requiera la información respecto al THP y gravedad API del crudo. Para el cálculo de PIP se toma en cuenta el gradiente del petróleo Gro: PIP = CHP + FOP * .433 * SGo * FPA [7.10] donde: FPA = fracción de petróleo en el anular De nuevo, las aplicaciones conocidas no toman en cuenta el FPA de manera tal que la única forma de obtenerlo y aplicarlo manualmente es corriendo un nivel sónico con el Echometer y realizando varios mini-buildups por un tiempo mínimo de 15 minutos. Dependiendo de la cantidad de gas que pasa por el anular, el programa calcula la fracción de petróleo en la columna bi-fásica. Este factor es muy importante porque a partir de él se calcula la PIP y la Pbhp para efectos de determinar el potencial del pozo. Con las ecuaciones mostradas se puede determinar Fo con la Ec. [7.6]. Sin embargo, en pozos con RGP < 250 y crudos pesados, con el anular conectado a la línea de flujo, una forma rápida de calcular Fo en el campo partiendo de un registro sónico y conociendo el diámetro del pistón es: Fo = .34 ND * Dp2 [7.11] La carga por aceleración Wacc es función de la carrera, velocidad y relación biela-manivela del balancín relacionados por el Factor de Máquina (αM). αM= Factor de Máquina = (SN2/70500) * (1 + R/P) [7.12] El Factor de Máquina, aunque limitado a pozos someros (PID < 4000’) y balancines convencionales donde el radio de la manivela es aproximadamente igual a S/2 es usado ampliamente aún en las aplicaciones que resuelven la Ecuación de Onda.




El efecto de la aceleración en el peso de la sarta de cabillas se puede definir como1:

Wacc = Wrf/g * a [7.13] donde: g es la aceleración de la gravedad. El factor de aceleración se define como α = a/g [7.14] Si se proyecta en el plano vertical, la aceleración de la sarta sería: a = v2/r [7.15] donde: r es el radio de acción del pin en la manivela= S/2 La aceleración es máxima al comienzo de las carreras ascendentes y descendentes debido a que el desplazamiento de la proyección está más alejado del centro. Si el tiempo requerido para una revolución es t, la velocidad de bombeo N = 1/t y v = 2 Π r N [7.16] Sustituyendo [7.16] en [7.15] y reemplazando a r por S/2 se tiene:

a = 2 Π2 S N2 [7.17] y sustituyendo [7.17] en [7.14]: α = 2 Π2 S N2/(32.2 ft/sec2*12in/ft * 3600sec2/min2) = SN2/70500 [7.18] El término M incorpora la geometría del balancín como M = 1+(R/P) y fué definido en el Capítulo 2. El efecto de la aceleración en la sarta de cabillas queda como: Wacc = αMWrf = (Wrf S N2 (1+R/P))/70500 [7.19] Reacomodando las Ec. [7.1] y [7.2], se tiene entonces: PPRL = Fo + Wrf (1 + αM) + Wfc + Wfb [7.20] y MPRL = Wrf (1 – αM) – Wfc - Wfb [7.21]




Las cargas friccionales Wfc y Wfb no son calculables sino determinadas por iteración cuando se resuelve la ecuación de onda mediante un coeficiente de fricción y por cálculo de la carta de fondo respectivamente. Wfc depende en gran parte del tamaño de la tubería y cabillas usados, de la viscosidad y velocidad del fluído en la tubería. Por su parte, Wfb depende también de la viscosidad del fluído, la tolerancia entre el pistón y la cámara de la bomba (FIT) y las áreas de paso de las jaulas en las válvulas. Estas cargas no son constantes durante el ciclo y su valor puede cambiar entre las carreras ascendente y descendente. Sin embargo, si no se tienen para un diseño inicial, se puede usar respectivamente 0.5 y 200 lbs en crudos mayores de 15 ºAPI y 2.0 y 450 lbs en crudos más pesados mientras no se haya caracterizado el pozo o todo el campo. EL DIAGRAMA MODIFICADO DE GOODMAN Como ya se ha indicado, la sarta está sometida a cargas cíclicas durante el bombeo. Debido a esto la sarta debe ser diseñada bajo el criterio de resistencia a la fatiga. El límite de resistencia a la fatiga de cualquier material es aquel esfuerzo máximo al cual el equipo puede operar bajo cargas cíclicas durante un mínimo de 10 millones de ciclos antes de una falla catastrófica. Uno de los primeros en estudiar esta relación fue J. Goodman al final de los años 20. Goodman comparaba la relación entre los rangos de fatiga y los esfuerzos medios realizando pruebas conducidas en ambientes controlados. El diagrama de Goodman, per se, no se podía utilizar tal cual él lo propuso debido a la diferencia entre los ambientes controlados y los del campo. En 1964, A.A Hardy propuso una versión modificada del diagrama original de Goodman el cual fué adoptado posteriormente por el API y que se aplica tal cual lo conocemos hoy. Las modificaciones propuestas por Hardy eran:




• El esfuerzo tensional máximo permitido deber ser menor que la resistencia a la tension para evitar la deformación del material • No se permite la compresion en la sarta para evitar el pandeo y las fallas prematuras • Se debe usar un factor de seguridad llamado Factor de Servicio (FS) que tome en cuenta los ambientes corrosivos y manejo de lo materiales. El límite de resistencia a la fatiga del material de las cabillas es lo que llamamos Esfuerzo Permisible. Es importante notar que la mayoría de las veces solamente se analiza la cabilla tope de toda la sarta lo cual no es problema si hay una sola sección. Cuando la sarta es ahusada, es decir, dos o más secciones, es muy importante analizar los esfuerzos en los topes de cada sección para asegurar la integridad de la sarta en toda su extensión. Determinación del Factor de Servicio (FS) El Factor de Servicio es un márgen de seguridad que se aplica a las sartas dependiendo, por una parte, del transporte y manejo en la superficie y por otra, de las condiciones a las cuales van a estar expuestas en el pozo. Los valores del FS son determinados en mejor dimensión por la experiencia de campo. Sin embargo, cuando esta experiencia es limitada, existen valores de FS en base a condiciones generales y prácticas de cualquier campo y por tanto es muy común asignar valores en base a una condición determinada. Brown (1980) y Bradley (1987) han publicado valores de FS en base a las condiciones de trabajo y por el uso de cuellos reducidos (slim-hole couplings) respectivamente variando ambos de acuerdo al grado de cabilla usada. Sin embargo, desde el punto de vista operacional se ha propuesto (H. Partidas, 2002) usar el Diagrama Modificado de Goodman para determinar el rango actual del FS a partir de la data adquirida con el dinamómetro bien sea análogo (Leutert) o Digital (Echometer, T1 Dyno) y el cálculo de los esfuerzos basados en un límite máximo del 95% del esfuerzo mínimo tensional T.




Si para el tipo de cabillas usado se tienen los valores máximos y mínimos de los FS de acuerdo al ambiente operacional, se puede determinar entonces directamente del gráfico la posición del FS. EL METODO API En 1954 se creó el Instituto de Investigación de Bombeo de Cabillas con el objeto de buscar una forma de modelar todo el sistema de bombeo mecánico2. Al principio se trató con un modelo mecánico pero fué muy difícil simular la operación y se desarrolló entonces un modelo eléctrico analógico que resultó más simple de operar. El modelo pudo describir más exactamente el mecanismo de propagación de las ondas de esfuerzos que viajaban por la sarta durante el ciclo de bombeo de modo que se podían calcular las fuerzas y desplazamientos a cualquier profundidad. Las premisas sobre las cuales se basó el modelo eléctrico analógico son:

• Unidad convencional de bombeo • El llenado de la bomba es 100% • La unidad está perfectamente balanceada • La tubería está anclada a profundidad de la bomba • Solamente se usan cabillas de acero • El motor es de bajo deslizamiento • Se asumen valores normales de fricción en el sistema

Los resultados se graficaron en varias correlaciones de parámetros adimensionales que fueron publicadas en 1967 por el API junto a los procedimientos para el cálculo. Así nació el API RP 11L y desde esa fecha ha habido varias actualizaciones y suplementos3. Debido a las limitaciones de tiempo, el método API no es cubierto en su totalidad en este Taller pero se recomienda a los interesados obtener una copia del API RP 11L. De los parámetros adimensionales del método API hay dos en especial que estudiaremos en detalle porque su correlación proporciona información muy valiosa para los efectos de diseño y análisis: N/No y Fo/Skr.




N/No: No es la frecuencia vibratoria de la sarta y cuando ésta es ahusada, se usa No’. Consideremos una sarta de longitud L que recibe un impulso en la superficie. Este impulso viaja por la sarta a la velocidad del sonido y se refleja en el punto donde se conecta al pistón. Si este punto está en un antinodo, la onda reflejada estará en fase con la transmitida y ambas ondas se refuerzan. Pero si el punto está en un nodo, la onda reflejada estará desfasada en 180º con la transmitida y ambas se anulan. En el caso de reforzamiento de las ondas la sarta está vibrando a su frecuencia natural y cualquier esfuerzo vibratorio presente se acentuará y se hará más severo. La aparición del primer antinodo viene dada por1: λ = 4L [7.22] donde: λ es la longitud de onda de los impulsos. La velocidad de transmisión del esfuerzo viene dada por: v = f λ [7.23] donde: f = frecuencia vibratoria de la onda, vibraciones/min. Combinando [7.22] y [7.23] y resolviendo por f, se tiene: f = No = v/4L [7.24] Usando 16,333 pies/seg como velocidad del sonido en el acero, tenemos: No = (16,333 pies/seg * 60 seg/min)/ 4L pies = 245,000/L [7.25] y N/No = NL/245,000 [7.25] En el caso de sarta ahusadas, se corrige este valor dividiendo entre el factor de frecuencia listado en la Tabla 4.1, columna 5 de la API RP 11L para N/No’.




Es muy posible que la resonancia en la sarta sea una causa para las fallas debido a las difererentes ondas armónicas que se suceden. Volviendo a la Ec. [7.22], tenemos que los diferentes antinodos ocurrirán cuando: λ = 4L/m siendo m un número impar (1, 3, 5, etc) y relacionando esta igualdad con el inverso de la Ec. [7.25], tenemos que cuando el parámetro No/N sea un número entero impar, la velocidad N puede hacer entrar la sarta en resonancia y ocasionar fallas a veces inexplicables. Por tanto, una forma rápida de saber si N es resonante es calcular m m = 245,000/NL [7.26] “m” debe ser un número decimal medio, pej: 1.5, 2.5, 3.5, o en sus cercanías. Por ejemplo, para un pozo a 3500’ y N = 6, m = 11.6 lo cual es un buen número, pero si la profundidad fuera de 4100’, m = 9.9 y es posible que haya resonancia en la sarta. Fo/Skr En 1937 Rieniets4 aplicando la teoría de las vibraciones para el cálculo de la carrera neta del pistón, introdujo el término “constante de resorte” para la sarta:

J = EA/12L [7.27] donde: J = constante de resorte de la sarta, lb/in (en el API RP 11L, J = kr) E = módulo de elasticidad del acero, lpc L = longitud de la sarta, pies A = área de la sarta, pulg2 Si se invierte la Ec [7.27], se tiene 1/J = 1/kr = 12L/EA [7.28] El término 12/EA es la constante elástica “Er” en pulg/lb-pie de la cabilla de área A y sus valores están tabulados en el API RP 11L, Tabla 4.1, Columna 4 para todas las sartas, tanto ahusadas como unidimensionales. Sustituyendo Er en [7.28], se tiene:

1/kr = Er L y para sartas ahusadas: 1/kr = Σ Eri Li [7.29]




donde: 1/kr = constante de resorte para la sarta, pulg/lb El valor promedio de E ha sido tomado como 30.75x10^6 lpc. Si dividimos la carrera S (pulg) del balancín entre 1/kr (pulg/lb), tenemos:

S/1/kr = Skr [7.30], donde: Skr = carga requerida para elongar la sarta en S pulgadas, lbs Finalmente, si dividimos la carga de fluídos Fo entre Skr tenemos Fo/Skr. (LQQD) Si se observa una serie de cartas dinagráficas de superficie relacionando los términos No/No’ y Fo/Skr se puede notar cómo las formas de las cartas varían en base a la combinación de ambos parámetros. En general, mientras mayor sea el valor de Fo/Skr y menor el de N/No, mayor será la elongación de la sarta y menor será la carrera neta del pistón Sp. Por otro lado, altos valores de N/No reducen la eficiencia del sistema y pueden causar compresión en la sarta. La combinación de Fo/Skr y N/No determina la posibilidad de que la carta muestre “sobreviaje” o “bajoviaje” del pistón. Una carta con sobreviaje tiene la parte izquierda más alta que la derecha e indica que la carrera neta del pistón es mayor que la del balancín. Esta condición puede ser beneficiosa para la rata de producción pero es fatal para la integridad de la sarta. Al contrario, en una carta que muestra bajoviaje, la parte izquierda esta más baja que la derecha e indica una carrera neta del pistón menor que la del balancín. En muchos casos, el diseñador puede variar estos términos para acomodarlos a las geometrías de los balancines que esté usando y evitar posibles fallas futuras. Las unidades tipo I (Convencionales) tienden a generar cartas de bajoviaje mientras que las tipo III (Mark II o de aire) tienden a generar cartas con sobreviaje.




Por ejemplo, usando un Mark II, el diseñador debería buscar valores bajos de N/No. LA ECUACION DE ONDA En 1963, el Dr. Sam Gibbs5 introdujo el concepto de la Ecuación de Onda como un método confiable para simular el comportamiento de la sarta de cabillas. La forma final de Gibbs resultó en una ecuación diferencial parcial de segundo grado y no tiene una solución exacta. El alcance de este Taller no permite una derivación de la Ecuación de Onda, pero resaltaremos los puntos importantes al respecto. La ecuación de onda permite calcular el desplazamiento “u” de las cabillas a cualquier distancia axial “x” en un tiempo “t” y por tanto, el movimiento de cualquier elemento de la cabilla es función de la distancia vertical y el tiempo. Dependiendo de los límities usados, hay dos formas de determinar los desplazamientos y las fuerzas a todo lo largo de la sarta: • Comenzando desde la superficie hacia abajo (modo de análisis y diagnóstico) • Comenzando desde abajo hacia la superficie (modo de diseño) El modo de análisis y diagnóstico calcula la condición de la bomba partiendo de una carta dinágrafica de superficie y resolviendo por el desplazamiento al mismo tiempo en el próximo incremento: u(x + ∆x,t). El modo de diseño predice la carta de superficie partiendo de la condición de la bomba y resolviendo por el desplazamiento en el mismo sitio pero adelante en el tiempo , es decir, u(x,t + ∆t). Everitt y Jennings6 propusieron usar el método de las diferencias finitas para la solución de ambos modos de acuerdo al siguiente esquema: Para el modo de análisis y diagnóstico se divide la sarta en un número suficientemente grande de segmentos ∆x (250-500 ft) y otro incremento ∆t que generalmente es el número de puntos leídos en la carta dinágrafica. Ambos se relacionan por: ∆x <= ∆t * v [7.31] donde: v = velocidad del sonido en la cabilla, pies/seg




Para el modo de diseño o predictivo la sarta también es dividida en cierto número de segmentos cuya longitud es determinada en forma similar al caso de diagnóstico y análisis bajo la relación: ∆t <= ∆x/v [7.32] Cualquier método que se use, sea el de API, el tradicional o las aplicaciones dinámicas debe seguir una metodología donde varios pasos deben ser tratados con la técnica del ensayo y error. La gran ventaja de las aplicaciones dinámicas es la rapidez y exactitud además de la facilidad que brinda al diseñador de poder aprender y comprender mejor el sistema cambiando parámetros y observando el efecto sobre el diseño. En este Taller trabajaremos con una de esas aplicaciones dinámicas. PASOS PARA EL DISEÑO DE UNA INSTALACION DE BMC 1. Determinar, junto con el personal de Yacimientos: rata de producción (qt), gravedad API, %ASA, eficiencia volumétrica (Veff), sumergencia (FOP), presión de admisión (PIP) y profundidad (PID) de la bomba. 2. Estimar la carrera neta del pistón (Sp) y la velocidad de bombeo (N) para calcular el diámetro del pistón de la bomba (Dp) de acuerdo a: Dp = 2.94 ( qt/(Sp*N*Veff)).5 [7.1] 3. Con el Dp y la PID, escoger la sarta de cabillas, unidad de bombeo y tubería 4. Calcular el factor de Máquina αM 5. Calcular PPRL, MPRL, Wacc, y estimar Wfc y Wfb 6. Calcular la Sp, confirmar con el valor del paso 2 o usar otro valor 7. Calcular la rata de producción, confirmar con el valor del paso 1 o cambiar valores estimados en el paso 2 8. Verificar si la estructura del balancín está sobrecargada o volver al paso 3 9. Calcular la carga en las cabillas usando el Diagrama de Goodman 10. Verificar si las cabillas están en el rango operativo o volver al paso 3




11. Calcular el CBEi y el Torque máximo 12. Verificar si la caja de engranajes está sobrecargada o volver al paso 3 13. Calcular la potencia del motor

BIBLIOGRAFIA: 1.- Craft, Holden and Graves, “Well Design: Drilling and Production”, Secc. 5 2.- Gábor Takács, “ Modern Sucker-Rod Pumping”, Chap. 4 3.- API RP 11L, “Recommended Practice for Design Calculations for Sucker Rod

Pumping Systems (Conventional Units)”, Third Edition, Feb 1977 4.- R. W. Rieniets, “Plunger Travel of Oil-Well Pumps”, Drilling and Production

Practice (API, 1937) 5.- S. G. Gibbs, “Predicting the Behaviour of Sucker-Rod Pumping Systems”, Journal of Petroleum Technology, July 1963 6.- T. A. Everitt and J. W. Jennings, “An Improved Finite Difference Calculation of

Downhole Dynamometer Cards for Sucker Rod Pumps”, Paper SPE 18189, 1988



1930’s Coberly, Marsh, Slonneger

Mills, Rieniets, Langer, Lamberger1940’s

API RP 11L, Gibbs: Ecuación de Onda1960’s

1980’s Schmidt, Doty, Lea, Delta IV

ϕ2003-HP

ESFUERZO MAXIMO PERMISIBLE (Sa)

DSa = Sa – Smin (Rango de Esfuerzo Máximo Permisible)

%CC(FS) = (Smax – Smin)*100/DSa (% de carga al tope de la sarta superior @ FS)

Smax= PPRL/ Ar

Smin = MPRL/Ar

ESFUERZO MIN

IMO (S

min)

CONSTRUCCION DEL DIAGRAMA MODIFICADO DE GOODMAN(Cabillas API Grado D)T=115,000

T/4

T/1.78

T=115,000

Esf

uerz

o, lp

c

ϕ2002-HP

PPRL

MPRL

Smax= 26833 lpc

Smin= 11559 lpc

Dinamo-metro

7/8”Ar=.601

¾”Ar=.442

ϕ2003-HP

ϕ2003-HP

ESFUERZO MAXIMO PERMISIBLE (Sa)

DSa = 34,800-11559 = 23,241 lpc

%CC(1.0) = (26,833-11,559)/23,241*100= 65.7%

ESFUERZO MIN

IMO (S

min)

Smax= 26,833 lpc

Smax

CONSTRUCCION DEL DIAGRAMA MODIFICADO DE GOODMAN(Cabillas API Grado D)EJEMPLO CON FS = 1

T=115,000

T/1.78=64,606

Esf

uerz

o, lp

c

Sa=34,800

T/4=28,750

Smin = 11,559

T=115,000

ϕ2003-HP

DETERMINACION DEL FACTOR DE SERVICIO ACTUAL

ϕ2003-HP

(Hector Partidas)

ϕ2002-HP

HP -001

ϕ2003-HP

Wrf

Fo

ECUACION DE ONDA

∂∂ 2 2 u(x,t)u(x,t)∂∂ t t 22

∂∂ 2 2 u(x,t)u(x,t)∂∂ x x 22

==vvss22 ∂∂ u(x,t)u(x,t)∂∂ tt

−− cc

Donde: vs = velocidad del sonido en el acero (ft/s)c = coeficiente de amortiguamiento (1/sec)t = tiempo (sec)x = distancia desde la barra pulida (ft)u(x,t) = desplazamiento (ft)

ϕ2003-HP

ϕ2003-HP

Tuberia de 3-1/2”

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