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yacimientosTRANSCRIPT
CURSO DE BOMBEO MECANICO
CONVENCIONAL
Autores:
Oscar Becerra
José Gamboa
25 al 29 de Agosto. Villahermosa, México 2003.
Copyright © 2003
Tabla de Contenido.
1. Introducción...................................................................................................... 5
2. Aspectos Generales. ........................................................................................ 7
2.1. Yacimiento: Definición y Tipos. ................................................................. 7
2.2. Pozo: Definición y Tipos............................................................................ 9
2.3. Caracterización del Comportamiento Pozo-Yacimiento: Curva de Aporte
(“Inflow Performance Curve”)............................................................................. 11
2.3.1. Índice de Productividad.................................................................... 13
2.3.2. Correlación de Vogel. ...................................................................... 14
2.3.3. Correlación de Fetkovich ................................................................. 15
2.3.4. Comportamiento de producción de Pozos Horizontales .................. 16
2.4. Análisis Nodal – Generalidades. ............................................................. 18
2.5. Referencias............................................................................................. 21
3. Generalidades del Bombeo Mecánico Convencional. .................................... 24
3.1. Antecedentes, Descripción y Componentes del Sistema........................ 24
3.2. Rango de Aplicación – Ventajas y Desventajas...................................... 26
3.3. Descripción de Componentes: Bombas de Subsuelo ............................. 28
3.3.1. Funcionamiento de una Bomba de Subsuelo. ................................. 29
3.3.2. Clasificación de las bombas, Nomenclatura y Tipos........................ 31
3.3.3. Dimensiones y Materiales. ............................................................... 41
3.3.4. Selección del tamaño de la bomba. ................................................. 44
3.4. Descripción de Componentes: Sarta de Tubería y Cabillas.................... 45
3.4.1. Acoples y Cabillas............................................................................ 46
3.4.2. Fatiga y El Diagrama de Goodman.................................................. 49
3.4.3. Fallas de la sarta de Cabillas. .......................................................... 52
3.4.4. Barras de Peso. ............................................................................... 57
3.4.5. Barras Pulidas.................................................................................. 60
3.5. Descripción de Componentes: Unidad de superficie............................... 61
3.5.1. Descripción y Tipos de unidades. .................................................... 62
3.5.2. Nomenclatura API sobre Balancines. .............................................. 67
3.5.3. Efecto del contrabalance. ................................................................ 69
3.5.4. Motores para balancines.................................................................. 69
3.6. Descripción de Componentes: Accesorios.............................................. 71
3.7. Referencias............................................................................................. 78
4. Introducción al Diseño de Completaciones con Bombeo Mecánico
Convencional......................................................................................................... 81
4.1. Consideraciones sobre la Eficiencia Volumétrica de la Bomba. ............. 81
4.1.1. Efecto del Escurrimiento sobre la Eficiencia Volumétrica. ............... 82
4.1.2. Efecto del Gas sobre la Eficiencia Volumétrica................................ 85
4.2. Efectos del Gas y El fenómeno de Separación. ...................................... 87
4.2.1. Efectos del manejo del Gas. ............................................................ 87
4.2.2. Separación de Gas a fondo de pozo................................................ 88
4.2.3. Esquemas de separación. ............................................................... 89
4.2.4. Cálculo de eficiencia de separación................................................. 92
4.3. Efecto de las Propiedades del Fluido...................................................... 94
4.4. Costos de operación e inversión: energía y eficiencia del sistema. ........ 99
4.5. Referencias........................................................................................... 101
5. Técnicas de Diseño para Completaciones con Bombeo Mecánico
Convencional....................................................................................................... 104
5.1. Esquemas de completación. ................................................................. 104
5.1.1. Completación convencional ........................................................... 104
5.1.2. Diluente por el anular..................................................................... 105
5.1.3. Completaciones sin empacadura de fondo.................................... 109
5.2. Análisis Nodal para Bombas de Desplazamiento Positivo. ................... 110
5.3. Diseño a través de Factores de Aceleración – Factores de Aceleración.
112
5.3.1. Factor de Aceleración. ................................................................... 112
5.3.2. Recorrido Efectivo ó Embolada neta.............................................. 112
5.3.3. Columna Neta de Levantamiento................................................... 115
5.3.4. Cálculos de los Factores de Carga. ............................................... 116
5.3.5. Calculo de Torque Pico y el Contrabalance................................... 117
5.3.6. Potencia Requerida ....................................................................... 118
5.4. Diseño a través del Método API 11L..................................................... 120
5.4.1. Procedimiento de cálculo............................................................... 123
5.4.2. Método API Modificado.................................................................. 136
5.5. Método de Diseño a través de La Ecuación de Onda........................... 136
5.6. Procedimiento de diseño de la sarta de cabillas. .................................. 137
5.7. Programas de Diseño Comerciales....................................................... 140
5.8. Referencias........................................................................................... 143
6. Diagnostico, Supervisión y Control. ............................................................. 145
6.1. Diagnostico “In-Situ”: Interpretación del Nivel de Fluido. ...................... 145
6.2. Diagnostico “in Situ”: Cartas Dinagráficas............................................. 148
6.2.1. Diagnostico “In-Situ”: Análisis de desempeño de la unidad de
superficie...................................................................................................... 152
6.2.2. Análisis del desempeño de la sarta de cabillas. ............................ 162
6.2.3. Análisis de desempeño de la bomba de subsuelo. ........................ 162
6.2.4. Análisis de desempeño de válvulas. .............................................. 163
6.2.5. Gradiente de presión en la tubería de producción. ........................ 164
6.3. Referencias........................................................................................... 165
1. Introducción No esta claro quien ni cuando fue creado el sistema de bombeo
reciprocante, pero se cree que el mismo fue desarrollado por los
Chinos alrededor del 400 A.C. En ese tiempo, los chinos
emplearon este sistema de bombeo para extraer agua dulce
desde pozos profundos. Este sistema consistía en una sarta de
bambú unida a un pistón, en cuyo interior, dos esferas que
descansaban en asientos de madera, permitían el ingreso del
agua a una recamara interior la cual era comprimida cuando el
pistón descendía dentro del barril. De esta forma el agua
encapsulada dentro de la recamara interna incrementaba su
presión y ascendía hasta superficie. Cuando el pistón ascendía se permitía la
entrada de fluido y así se mantenía el ciclo de bombeo.
En la actualidad se estima que entre
un 40% a un 50% de todos los pozos
que están siendo producidos con
levantamiento artificial utilizan
bombeo mecánico convencional como
medio para la extracción. Su uso
como sistema de levantamiento
artificial se remonta a finales del siglo
1800, cuando se adaptaron las
técnicas de extracción de agua en
pozos profundos a la producción de
petróleo. Mecánicamente el bombeo mecánico convencional es un sistema simple,
de bajo mantenimiento, baja tasa de falla y económico en operación.
Sin embargo para alcanzar el funcionamiento optimo del sistema se requiere la
optimización combinada de muchos factores los cuales deben ser considerados
tanto en el diseño su inicial como revisados durante la operación.
La aparente simplicidad del sistema contrasta con la complejidad del
comportamiento de cada uno de sus elementos, por ello el bombeo mecánico
convencional es uno de esos problemas ingenieriles más estudiados y de mayor
antigüedad, pero del cual aun no se encuentra una solución que funcione para
todos los casos. A pesar de ello, en la actualidad se disponen de al menos un
procedimiento estándar normado por el Instituto Americano del Petróleo (API)
además de un sinnúmero de estudios y técnicas que dan solución a un gran
número de casos.
Tanto la norma como los estudios mencionados son la base de este curso, el cual
tiene como finalidad brindar a los participantes la oportunidad de profundizar y
familiarizarse con los aspectos de mayor importancia a la hora de diseñar y
optimizar instalaciones con bombeo mecánico convencional.
El curso esta estructurado en cinco capítulos donde inicialmente se presentan los
aspectos generales de la producción de petróleo, temas que son básicos para el
diseño y optimización de cualquier sistema de levantamiento artificial.
Seguidamente se discuten los aspectos generales del sistema de bombeo
mecánico junto con una explicación detallada de todos sus componentes. A
continuación se introduce el tema del diseño de completaciones con bombeo
mecánico abordando con detalle los tópicos de eficiencia volumétrica de la bomba,
los efectos de gas y el proceso de separación de gas, el efecto de las propiedades
de fluido y finalmente se analiza brevemente el tema de los costos de operación e
inversión del sistema.
El capitulo quinto se discuten las técnicas de diseño de completaciones con
bombeo mecánico convencional, presentando las tres técnicas de diseño de
mayor relevancia hasta el momento, estos son: Diseño a través de Factores de
Aceleración, Diseño a través de Norma API 11L y Diseño a través de Ecuación de
Onda. En este punto se presentan los programas comerciales que existen en la
actualidad, comparando sus ventajas y desventajas.
En el ultimo capitulo se analizan las varios tópicos de Supervisión, Control y
Diagnostico, haciendo énfasis en el análisis de cartas dinagráficas, estimación de
la presión de succión a partir del nivel de fluido y automatización.
2. Aspectos Generales.
2.1. Yacimiento: Definición y Tipos.
Un yacimiento de petróleo es una acumulación de hidrocarburos dentro de un
medio poroso el cual puede ser explotado comercialmente. Para que una
acumulación de hidrocarburos sea comercial deben cumplirse algunas
condiciones:
a) Debe existir alguna fuente u acumulación rica de algún compuesto orgánico
a partir del cual se generen los hidrocarburos. Esta fuente es conocida
como “Roca Madre”.
b) Debe existir condiciones de presión y temperatura tales que pueda existir la
descomposición del material orgánico, permitiendo así la generación de los
hidrocarburos.
c) Para que el yacimiento pueda ser explotado comercialmente debe existir
algún medio poroso u “Arena” que le sirva de albergue a los hidrocarburos.
Está arena debe poseer ciertas características de permeabilidad que le
permita a los hidrocarburos fluir a través del él.
d) Debe existir un “Sello” producido por alguna capa impermeable que evite
que los hidrocarburos fluyan libremente hacia superficie. Cuando dicho sello
no existe se forman los llamados “Menes” que son emanaciones naturales
de hidrocarburos.
e) Tanto la roca madre, la arena y el sello deben estar en un arreglo tal que
produzca el estancamiento de los hidrocarburos, a esto se le denomina
“Trampa”.
El cumplimiento total o parcial de estas condiciones define la calidad de un
yacimiento y su potencial de producción. El tipo de materiales orgánicos define la
calidad de los hidrocarburos, mientras que los aspectos de porosidad y
permeabilidad establecen el volumen de reservas y la capacidad de su extracción.
El sello por lo general define el nivel energético del yacimiento y la trampa define
el esquema de explotación a emplear (Fig 1).
Fig 1 Esquema de la definicion de un yacimiento de hidracarburos.
De acuerdo a esto, los yacimientos pueden ser clasificados de muchas formas y
criterios, sin embargo existen tres criterios básicos empleados en el área de
producción, ellos son: (a) por su Mecanismo de Producción, (b) Tipo de
Hidrocarburo y (c) Nivel de Energía. A continuación se discutirán muy brevemente
cada uno de estos grupos, sin embargo se recomiendo consultar las referencias
[2, 11, 13 y 14]
Pw
f
Q
(a)
(b)
Pw
f
Q
Pw
f
Q
(a)
(b)
Fig 2 Comportamiento caracteriticos de un yacimiento: (a) empuje por agua y (b) empuje
por gas en solucion.
Mecanismo de Producción: la clasificación de los yacimientos por su mecanismo
de producción se basa en el principio energético que permite la producción de los
fluidos en el yacimiento, así se pueden identificar cuatro grupos básicos estos son:
empuje por gas en solución, empuje por agua o hidráulico, expansión de capa de
gas, y finalmente, compactación y subsidencia. De acuerdo al principio energético
el comportamiento del yacimiento pueda variar significativamente (Fig 2).
Tipo de Hidrocarburo: tal vez la manera mas usual de clasificar los yacimiento es
hacerlo a través del tipo de hidrocarburo, es así que los yacimiento se pueden
organizar en cinco grupos: (a) Yacimientos de Petróleo, (b) Yacimientos de
Petróleo Volátil, (c) Yacimientos de Gas Seco, (d) Yacimientos de Gas Retrogrado
y (d) Yacimientos de Gas Condensado.
Nivel de Energía: la clasificación utilizando el criterio de nivel de energía se basa
en varios factores, a saber: el volumen inicial de crudo, la variación del factor
volumétrico del petróleo, la irrupción de gas, el factor de recobro y la pérdida de
presión estática del yacimiento. A través de este criterio los yacimientos pueden
ser agrupados en: (a) Yacimientos nuevos, (b) Yacimiento Maduros y (c)
Yacimiento en Depleción (Fig 3).
Nuevo
Maduro
Depleción
tiempo
Np
Nuevo
Maduro
Depleción
tiempo
Np
Fig 3 Curva de fases de produccion de un yacimiento de acuerdo a su nivel energetico.
La importancia del yacimiento radica en que este es el principal activo de la
empresa, la explotación racional del activo asegura la rentabilidad del negocio por
el periodo de existencia del proyecto de explotación.
2.2. Pozo: Definición y Tipos.
Un pozo es una perforación u hoyo que provee una conexión entre el yacimiento y
las facilidades de superficie cuyo fin es ofrecer a los fluidos almacenados en el
yacimiento, una vía de escape hacia superficie. Por lo tanto el pozo es el conducto
a través del cual se producen los fluidos desde sus locaciones originales hasta
algún punto en superficie donde ellos pueden ser tratados, separados,
procesados, transportados y finalmente vendidos.
Existen un sinnúmero de clasificaciones de los pozos de acuerdo al área de
estudio, una de las mas empleada es la clasificación de acuerdo a su geometría,
es por ello que existen cinco tipos básico de pozos: (a) verticales, (b) inclinados,
(c) horizontales, (d) multilaterales y (e) alas de gaviota (Fig 4).
La geometría del pozo se selecciona de acuerdo a las características del
yacimiento, su modelo geológico y forma de explotación, por ello la escogencia de
la geometría del pozo es un tema discutido por equipos multidisciplinarlos quienes
con todos los datos necesarios pueden tomar decisiones al respecto.
Image from 3- D geocellular model, showingproposed horizontal well paths for A5 Pad.Red represents high probability of reservoir,blue indicates low probability of reservoir.Green surface is basement. View to NE.
P01-255W
P06-155ENP03-155ES
P02-155S
P04-175WP05-125S
P07-125WN
P08-125WS
P09-125W
P01-255W
P06-155ENP03-155ES
P02-155S
P04-175WP05-125S
P07-125WN
P08-125WS
P09-125W
(a) (b)
Image from 3- D geocellular model, showingproposed horizontal well paths for A5 Pad.Red represents high probability of reservoir,blue indicates low probability of reservoir.Green surface is basement. View to NE.
P01-255W
P06-155ENP03-155ES
P02-155S
P04-175WP05-125S
P07-125WN
P08-125WS
P09-125W
P01-255W
P06-155ENP03-155ES
P02-155S
P04-175WP05-125S
P07-125WN
P08-125WS
P09-125W
(a) (b)
Fig 4 Esquema representativo de pozos de acuerdo a su geometria: (a) vertical y (b) alas de gaviota.
Además de la geometría del pozo en producción es importante definir el tipo de
completación a emplear, es así que se pueden definir algunos tipos básicos, estos
son: (a) completación con cañoneo, (b) completación con empaque con "liner" o
pantalla, (c) completación con empaque con grava, (d) hoyo abierto y (e)
completación selectiva. Por regla, la escogencia de cualquiera de uno de estos
tipos de completación se basa en las características de presión del yacimiento, a
la físico-química de la roca del yacimiento, al tipo de arena presente y a la
estabilidad del hoyo, entre otras características.
El esquema de producción es un tema de suma importancia, en especial a la hora
de realizar cualquier trabajo de optimización o diseño de completación, ya que de
acuerdo al tipo de completación, esquema de cementación y la vía utilizada para
crear la comunicación entre el yacimiento y el pozo, se causan “daños” los cuales
se mantienen en la vida de productiva del pozo y que solo son reparables
mediante trabajos de estimulación, re-perforación o trabajos mayores en el pozo
[2, 12, 13 y 14]
En el caso de pozos horizontales o multilaterales, el registro de trayectoria del
pozo es un dato fundamental en el diseño del método de producción del pozo,
este además de definir las desviaciones del hoyo, permite estimar los puntos de
contacto entre tubería y revestidor o entre cabilla y revestidor [4].
2.3. Caracterización del Comportamiento Pozo-Yacimiento:
Curva de Aporte (“Inflow Performance Curve”)
La relación entre el yacimiento y el pozo es un tema complejo, y por lo general se
requieren de sistemas de simulación computacional para resolverlos. Sin
embargo, conocer la relación entre el pozo y yacimiento es el paso inicial en todo
diseño de levantamiento, de ahí que diversos artilugios y correlaciones hayan sido
creados con el fin de aproximar este comportamiento.
Por lo general, en producción, la relación pozo-yacimiento es analizada a través
del comportamiento del flujo a cambios de presión entre algún punto del
yacimiento y un punto ubicado al frente de las perforaciones dentro del pozo (Fig
5).
Fig 5 Representacion del perfil de presiones a causa del flujo que fluye a traves del medio poroso y el pozo.
Dicho análisis es comúnmente representado en un grafico el cual es conocido
como “Curva de Afluencia”, la cual muestra los cambios de presión producidos por
las variaciones en el flujo de petróleo neto producido (ver Fig 6). Por lo general, las
curvas de afluencia son correlacionadas para generar ecuaciones que permiten el
comportamiento del pozo y el yacimiento.
0
100
200
300
400
500
600
0 10 20 30 40 50 60 70 80
Caudal Neto (bnpd)
Pwf (
psig
)
Fig 6 Ejemplo de una curva de afluencia.
Debido a que estas ecuaciones o correlaciones son productos del ajuste
matemático de un cierto número de datos, ninguna de ellas puede ser considerada
“universal”. Adicionalmente, los efectos de la perforación del pozo, la cementación,
la apertura entre el yacimiento y el pozo, las características de los fluidos
producidos y el mecanismo de producción no son incluidas dentro de estas
correlaciones.
Una practica que toma cada vez mas importancia es la caracterización del
comportamiento pozo-yacimiento a través de pruebas de producción isocrónicas
ya que permiten conocer el comportamiento real del pozo, sin embargo las
correlaciones obtenidas bajo este método solo son aplicables durante un corto
periodo de tiempo durante la vida productiva del pozo, ya que existen diversos
efectos que cambian la curva de afluencia del pozo en el tiempo.
Un artilugio utilizado para que las correlaciones de afluencia puedan incluir efectos
de daño o estimulación es la utilización de los factores de daño propuestos por
Standing [15].
A continuación se presentaran una breve discusión de las correlaciones mas
representativas, se recomienda consultar las referencias [1, 2, 3, 5, 6, 8, 10, 16 y
17] para obtener información mas detallada sobre el tema.
2.3.1. Índice de Productividad.
Tal vez, el parámetro mas empleado para caracterizar el comportamiento de
producción de un pozo, es el “Índice de Productividad”. Este termino se define
como la razón entre la tasa de producción (en barriles por día) y la diferencia de
presión (Pe – Pf) en el punto medio del intervalo productor (Ec. (1))
R f
QIPP P
=−
(1)
El índice de productividad es una medida de referencia del potencial de
producción de un pozo, sin embargo por si solo no permite estimar la capacidad
de producción del pozo. Este parámetro posee una estrecha relación con el
mecanismo de producción, de allí que aquellos pozos que producen bajo empuje
por agua o hidráulico se asume que poseen un índice de productividad constante
mientras que en los pozos donde el mecanismo de producción es empuje por gas
en solución se dice que el índice de productividad es variable.
Fig 7 Curvas de afluencia para un poro con indice de productividad constante (izquierda) e
indice de productividad variable (derecha).
Es por ello que en los pozos con empuje por agua o hidráulico se observe que
exista una relación lineal entre la variación en tasa de flujo y la diferencia de
presión, a su vez se observa que dicha relación deja de ser lineal en pozos cuyo
mecanismo de producción es por empuje por gas (ver Fig 7). Esta variación en el
índice de productividad se debe a varios factores:
a) Efecto de turbulencia por el aumento de la tasa de flujo.
b) Disminución en la permeabilidad relativa del petróleo debido a la presencia
de gas libre resultante de la caída de presión en el pozo.
c) Aumento de la viscosidad del petróleo con la caída de presión por debajo
del punto de burbujeo.
d) Reducción en la permeabilidad debido a la compresibilidad de la formación.
En la práctica los valores de índice de productividad (IP) son muy variados
dependiendo de las características de cada pozo, se utiliza como regla de campo
que los pozos cuyo IP es mayor a uno (1) son pozos con gran potencial de
producción mientras que pozos cuyo IP sea menor a uno (1) se dice que son
pozos con bajo potencial de producción.
2.3.2. Correlación de Vogel.
Tal vez la ecuación mas conocida y mas empleada para predecir el
comportamiento de un pozo es la llamada “Correlación de Vogel”. Dicha ecuación
fue desarrollada en 1968 por Vogel [17], y es el resultado del ajuste matemático de
datos de presión y caudal obtenidos de la simulación de pozos verticales en
yacimientos de empuje por gas en solución (ver Fig 8).
2
max
1 0.20 0.8wf wf
e e
P PQQ P P
= − ⋅ − ⋅
(2)
Vogel obtuvo su correlación al adimensionalizar la presión a la profundidad media
de las perforaciones y el caudal de producción, luego de lo cual intento generar
una ecuación única que permitiese reproducir los resultados de todos los casos
simulados. Vogel encontró que existía un termino de la ecuación el cual variaba en
cada caso analizado lo que no le permitía obtener una ecuación única, sin
embargo observo que de asumir ese valor en 0.2 podría obtener resultados cuyo
error era inferior al 5% (Fig 8).
Es por esa razón que la ecuación de Vogel no puede ser considerada universal ni
aplicable a todos los casos, aunque es común que su aplicada a cualquier
yacimiento sin importar su mecanismo de producción o características. Tal vez el
mejor uso de la ecuación de Vogel sea como de referencia, teniendo en cuenta las
limitaciones e imprecisiones de la misma.
Fig 8 Curva adimensional de la correlación de Vogel.
En su trabajo Vogel no tomo en cuenta los efectos de daños a la formación, fue
por ello que Standing [15] en 1970 presento un trabajo donde introdujo dentro de
la correlación de Vogel un factor al cual denomino “Eficiencia de Flujo”, este nuevo
factor consiste es la relación entre la caída de presión ideal y la caída de presión
real y permite considerar los efectos de daños o estimulación del yacimiento (Ec.
(3)).
0max0
1.8 1 wf
e
PQ FEQ P
= ⋅ ⋅ −
(3)
2.3.3. Correlación de Fetkovich
Mucha controversia se creo posterior a la publicación del trabajo de Vogel, en
especial por el hecho de considerar los múltiples factores presentes durante la
producción de un pozo. Fetkovich en 1973 intento mejorar dicha ecuación y
utilizando como base el trabajo de Vogel adimensionalizó los datos de caudal y
presión de pozos de gas y petróleo, a partir de los cual demostró que tanto los
pozos de gas como los pozos de petróleo poseen comportamientos similares,
cuando estos últimos producen a tasas en las cuales las presiones se encuentran
por debajo de la presión de burbuja o burbujeo. De esta forma, Fetkovich aplico la
misma correlación generada para los pozos de gas y desarrollo una correlación
general para pozos de petróleo la cual además de establecer la relación entre Q
vs (Pe – Pf) tomaba en cuenta los efecto de daño del pozo (Ec.(4)).
( )2 2 n
r wfq C P P= ⋅ − (4)
La principal limitación de la correlación de Fetkovich es que se requieren un
mínimo de cuatro pruebas de producción para determinar los parámetros
adimensionales de la correlación, es por ello que en muchas oportunidades es
utilizada una forma simplificada de la ecuación la cual solo requiere dos pruebas
de producción estables (Ec. (5)).
( )2
12
n
wfbe b
e
PJ PQ J P PP
⋅ = ⋅ − + ⋅ −
(5)
La aplicación de la correlación de Fetkovich requiere que se construya una grafica
de la tasa de producción contra la diferencia del cuadrado de las presiones en el
punto intermedio de las perforaciones. Al hacer representar esto en un grafico log-
log se observa que existe una relación lineal entre ambas variables y así se
pueden obtener todos los parámetros adimensionales requeridos.
2.3.4. Comportamiento de producción de Pozos Horizontales
Un aparte especial dentro de esta discusión debe ser el caso de pozos
horizontales, ya que tanto los mecanismos de producción como los regímenes de
flujo en el yacimiento son más complicados que para el caso de pozos verticales,
por lo cual deben ser tratados de manera independiente.
El uso de pozos horizontales dentro de la industria petrolera data de 1950 cuando
en la vieja Unión Soviética fueron construidos varios pozos los cuales fueron
abandonados por razones económicas. No fue sino hasta comienzo de 1980
cuando dos compañías occidentales (ELF y AGIP) demostraron las ventajas de los
pozos horizontales frente a los tradicionales pozos verticales.
Fig 9 Representacion de un pozo horizontal.
La complejidad del régimen de flujo existente alrededor del fondo de un pozo
horizontal probablemente se obvia usando un método tan simple como el de Vogel
al construir la curva de afluencia. La primera ecuación deducida con la finalidad de
reproducir el comportamiento de pozos horizontales fue propuesta por Joshi [9] en
1988 (Ec.(6)), esta ecuación introdujo varios conceptos que hoy en día son
rutinarios, como los son: la anisotropía del yacimiento, la combinación de flujo
radial y horizontal y la definición de radio de drenaje en pozos horizontales.
( )( )
( )
( )
222
2
0.54
2
141.2 ln ln1
0.5 0.252
H e wf
Lani ani
Lw ani
ehHani LV
k h P PQ
a a I h I hBL r I
rLkI ak
µ
⋅ ⋅ −=
+ − ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ + ⋅ ⋅ +
= = ⋅ + +
(6)
La aplicación de esta ecuación debió esperar el desarrollo de herramientas que
aportaran los datos de campo necesarios para su validación, es por ello que antes
de ello algunas ecuaciones empíricas fueron deducidas y utilizadas. Bendakhlia y
Aziz [1] adaptaron la ecuación de Vogel a partir de datos obtenidos simuladores de
yacimiento incluyendo dos factores empíricos (“V” y “n”) que son función del factor
de recobro del yacimiento (Ec.(7) y Fig 10).
( )2
max
1 1
n
wf wf
e e
P PQ V VQ P P
= − ⋅ − − ⋅
(7)
Si no se conoce el factor de recobro del yacimiento, es posible aplicar esta
ecuación solo si se dispone de un mínimo de tres pruebas estabilizadas de
producción. En el caso de yacimientos sub-saturados existe el inconveniente de
que la ecuación no posee un cambio de pendiente suave al valor de la presión
estática por lo cual algunos artilugios matemáticos deben ser aplicados [1].
0.0
0.2
0.4
0.6
0.8
1.0
1.2
1.4
1.6
0 2 4 6 8 10 12 14
Factor de Recobro (%)
n , V
V n
Fig 10 Grafico de la relacion entre los parametros n y V de Bendakhlia y Aziz con el factor de recobro.
2.4. Análisis Nodal – Generalidades.
La técnica comúnmente utilizada para analizar los sistemas de producción de
petróleo ha sido utilizada por años para estudiar el comportamiento de circuitos
eléctricos, redes hidráulicas y sistemas de bombeo con bombas centrifugas, y es
conocida bajo el nombre de “Análisis Nodal”. Su aplicación a sistemas de
producción de petróleo se le atribuye a Gilbert [7], quien fue el primero en
proponerla en 1968.
La técnica consiste en dividir el sistema de producción en puntos o nodos los
cuales se seleccionan de acuerdo a su interés u importancia. Todos los
componentes aguas abajo del nodo comprenden el sistema de “eflujo”, mientras
que todos los componentes aguas arriba del nodo comprenden el “influjo” (ver Fig
11). Todos los componentes del sistema deben poseer una relación entre caudal y
la diferencia de presión, de tal modo que el flujo a través del sistema se determina
al cumplirse los siguientes requerimientos:
• El flujo másico total que entra al nodo es igual al flujo másico que sale del
nodo.
• Solo puede existir una presión en el nodo.
NODOeflujoinflujo
NODOeflujoinflujo
Fig 11 Esquema conceptual del nodo.
Los nodos más comunes son: (a) nodo a la profundidad intermedia de las
perforaciones, (b) nodo de entrada a la tubería o de succión, (b) nodo del cabezal
y (d) nodo del separador (ver Fig 12), sin embargo esto puede cambiar de acuerdo
al sistema de levantamiento que se este evaluando.
PePRPwf
Pi
Pusv
Pdsv
PwhPdsc Psep
DP1= PR-Pwf
DP2= Pwf-Pi
DP3= Pi-Pusv
DP4= Pusv-Pdsv
DP5= Pdsv-Pwh
DP6= Pwh-Pdsc
DP7= Pdsv-Psep
Fig 12 Nodos comúnmente utilizados en el análisis nodal del sistema de producción.
La forma de analizar el sistema tomando como referencia un nodo, se establece a
través de la ecuación de influjo del nodo y la ecuación de eflujo del nodo
(ecuaciones (8) y (9)).
Componentes aguas arriba: agua arribaR nodoP P P− ∆ = (8)
Componentes aguas abajo: agua abajo nodosepP P P+ ∆ = (9)
En general la diferencia de presión aguas arriba del nodo vienen asociadas a
pérdidas de presión por el flujo de fluidos a través del yacimiento, la entrada del
fluido al pozo (efectos de turbulencia y cambio de dirección, daño en la formación
por problemas de perforación, cañoneo o empaques) y la caída de presión
ocasionada por la circulación de fluidos a través del revestidor. La diferencia de
presión agua abajo del nodo vienen asociadas a caídas de presión en la tubería
de producción, la línea de flujo, válvulas y accesorios. Las caídas de presión tanto
aguas arriba como aguas abajo son calculadas a partir de correlaciones o modelos
de flujo multifasico ya que durante producción de petróleo fluyen simultáneamente
mezclas de flujos compresible e incompresibles.
Si bien la aplicación de las correlaciones de flujo multifasico es un problema de
difícil resolución, a este se une el hecho de que los fluidos producidos poseen una
termodinámica extremadamente compleja la cual viene acompañada por
intercambio de masa entre las fases presentes. La solución a este nuevo problema
involucra el uso de ecuaciones de estado para fluidos multicomponentes no puros
las cuales son conocidas como “Modelos Composicionales”, la limitación se
encuentra en que dichos modelos requieren de cálculos interactivos muy
complejos por lo cual se recurre a modelos simplificados o correlaciones las
cuales son conocidas como modelos “Black Oil”.
Al calcular las caídas de presión del sistema se puede resolver el problema
empleando dos métodos, uno gráfico y otro computacional. La resolución a través
del método computacional implica el uso de métodos numéricos los cuales permite
calcular el punto de operación del sistema, adicional a la programación de rutinas
que permitan la construcción de las curvas de influjo y eflujo. Esta técnica es
ampliamente utilizada por los programas de simulación comerciales de
levantamiento artificial y en general su aplicación es compleja pero muy precisa. El
otro método de resolución es el método gráfico, el cual es la manera más sencilla
de resolver el problema.
2.5. Referencias
1. Bendakhlia, H. Aziz, K. “Inflow Performance Relationships for Solutions-Gas
Drive Horizontal Wells”. Paper SPE 19823. 64th Annual fall Meeting of SPE.
San Antonio, TX. Oct, 1989.
2. Brown, K. “The Technology of Artificial Lift Methods”. Volumen 1. PPC
Books. Tulsa.
3. Cheng, A.M. “Inflow Performance Relationships for Solutions-Gas-Drive
Slanted/Horizontal Wells”. 65th Annual Technical Conference and Exhibition
of the Society of Petroleum Engineers. New Orleans, L.A. Sep, 1990.
4. Economides, M. “Horizontal Wells: Completion & Evaluation”. Manual de
Curso PE307. Petroleum Engineering. International Human Resources
Development Corporation.
5. Fetkovich, M.J. “The Isochonal Testing of Oil Wells”. Paper SPE 4529. 48th
Annual fall Meeting of SPE, Las Vegas. Nev, 1973.
6. Gallice, F. Wiggins, M. “A Comparison of Two-Phase Inflow Performance
Relationships”. Paper SPE 52171. 1999 SPE Mid-Continent Operations
Symposium. Oklahoma City. OK, 1999.
7. Gilbert, W.E. “Flowing and Gas-Lift Well Performance”. API Drill. Prod.
Practice, 1954.
8. Jones, L.G. Blount, E.M. and Glaze, O.H. “Use of Short Term Multiple Rate
Flow Test to Predict Performance of Wells having Turbulence”. Paper SPE
6133. 1976 SPE Annual Technical Meeting and Exhibition, New Orleans.
Oct, 1976.
9. Joshi, S.D. “Augmentation of Well Productivity with Slant and Horizontal
Wells”. Journal of Petroleum Engineering. SPE, Junio 1988. 729-739.
10. Klins, M.A. And Majcher, M.W. “Inflow Performance relationships for
Damaged or Improved Wells Producing Under Solutions-Gas Drive”. JPT
(Dec. 1992).
11. McCain, A.E. “The Properties of Petroleum Fluids”. Petroleum Publishing
Co. Tulsa, OK 1973.
12. Menouar, H. Al-Majed, A. “Effect of Formation Damage, Length and
Reservoir Thickness on the Inflow Performance of Horizontal Wells”. Paper
SPE 59356. 2000 SPE/DOE Improved Oil recovery Symposium. Tulsa, OK.
April 2000.
13. Milne, B. “Petroleum Production Engineering- Short Course”. Universidad
Simón Bolívar. Caracas, 2000. Venezuela
14. Nind, T. E. “Principles of Oil Well Production”. McGraw-Hill, 1964.
15. Standing, M.B. “Inflow Performance Relationships for Damaged Wells
Producing by Solution Gas Drive”, JPT, Nov, 1970.
16. Sukarno, P. Wisnogroho, A. “Generalized Two-Phase IPR Curve Equation
Ander Influence of Non-linear Flow Efficiency”. Proc of the Soc. of
Indonesian Petroleum Engineers Production Optimization International
Symposium. Bandung, Indonesia, July 1995.
17. Vogel, J.V. “Inflow Performance Relationships for Solutions Gas Drive
Wells”. JPT, Jan, 1968.
3. Generalidades del Bombeo Mecánico Convencional.
3.1. Antecedentes, Descripción y Componentes del Sistema.
El bombeo mecánico convencional es el sistema de levantamiento artificial por
bombeo mas utilizado a nivel mundial, se estima que solo en EE.UU el 80% de los
pozos produce utilizando este sistema de levantamiento. Aun cuando no se tiene
una referencia porcentual precisa sobre la cantidad de pozos activos que utilizan
este sistema, se estima que cerca del 50% de los pozos a nivel mundial producen
a través de Bombeo Mecánico Convencional.
No se tiene claro quien fue el inventor del sistema y de hecho existe gran
controversia sobre si fue utilizado por primera vez por los chinos o por los
egipcios, mas sin embargo en ambos casos se han encontrado evidencia que
remonta el uso de este sistema a 400 AC. Desde entonces el sistema ha
evolucionado gracias al empleo de materiales modernos para su construcción,
pero su principio de operación es el mismo desde entonces.
Su uso como sistema de levantamiento artificial se remonta a 1859, cuando
Colonel Edwin Drake en Pensilvania (EEUU) utlizo una bomba reciprocante para
producir una mezcla de petroleo y agua desde una distancia de 10 pies desde la
superficie, esta fue la primera vez en el mundo que un pozo de petroleo utilizo un
sistema de levantamiento artificial. No fue sino hasta comienzo de 1920 cuando
comenzaron los estudios de investigación para comprender su operación y
mejorar su diseño. En 1954, la “Asociación de Ingenieros de Petróleo” de EEUU
ha solicitud de varias empresas operadoras y fabricantes promueve la creación de
una norma que estandarice el procedimiento de diseño del sistema y sus
componente con lo cual se persigue evitar los problemas de subdimensionamiento
en los cuales se solía incurrir. Desde entonces diversos investigadores han
realizado importantes aportes al área que han permitido mejorar la comprensión
de la fenomenologia del sistema.
Una completación de bombeo mecánico convencional consiste en siete (7)
elementos básicos, estos son: (a) tubería de producción, (b) bomba, (c) sarta de
cabillas, (d) prensaestopas (Stuffing Box), (e) Unidad de Superficie, (f) el motor de
accionamiento y (g) la línea de producción. Tanto la línea como la tubería de
producción son tuberías de acero de alto contenido de carbono sin costura, las
cuales ofrecen una vía para el transporte de los fluidos producidos desde su sitio
original hasta algún punto donde pueda ser tratados y comercializados.
Fig 13 Componentes de una completacion con Bombeo Mecanico Convencional
La bomba de subsuelo es el elemento que transfiere energía al fluido, esta
puede ser instalada en el extremo inferior libre de la tubería o en cualquier sección
de la tubería de producción con tal que exista alguna vía que permita la entrada
del fluido. La bomba es accionada a través de una sarta de cabillas la cual une la
bomba con el sistema de potencia que se encuentra en superficie, su función es la
de transferir, tanto el movimiento como la potencia originada en superficie. En
superficie se encuentra dos elementos emblemáticos del sistema, estos son la
unidad de superficie y el motor de accionamiento.
El primero es también conocido como balancín y su función es la de transformar el
movimiento giratorio simple del motor en un movimiento alternativo, adicional al
hecho de que debe soportar todas las cargas generadas producto de la operación
de la bomba. El motor es el elemento de generación de potencia del sistema y es
el responsable de su operación.
3.2. Rango de Aplicación – Ventajas y Desventajas.
El bombeo mecánico convencional es un sistema que posee un espectro muy
amplio de aplicación, usualmente son instalados a profundidades que oscilan entre
200 y 10000 pies (60 y 3000 metros), sin embargo existen algunos diseños a
mayor profundidad.
El hecho de que todos los componentes del sistema sean construidos a partir de
materiales metálicos le confiere la particularidad de que es inmune a las
características físico-químicas del petróleo, pero además define su límite de
temperatura máxima permisible en 700 °F aproximadamente. Es por ello que este
sistema es ampliamente utilizado en pozos con crudos de alta gravedad API o con
elevado corte de agua, al igual que en pozos de crudo pesado y extrapesado que
son estimulados a través de la inyección cíclica o continua de vapor (Fig 14).
Fig 14 Fotografia de un pozos estimulado con inyeccion ciclicla de vapor el cual es
producido con bombeo mecanico convencional.
El hecho de que la bomba de subsuelo sea una bomba de desplazamiento positivo
le permite trabajar con fluidos de alta viscosidad sin reducir su eficiencia, además
de que pueden soportar altas presiones de descarga sin variaciones en su caudal
de bombeo. De allí, que este sistema sea muy utilizados para la producción en frió
de pozos con crudos pesados y extrapesados, además de pozo profundos.
Otra ventaja de ser una bomba de desplazamiento positivo es que no es necesaria
una elevada presión de succión, lo que es ideal para la producción de yacimientos
maduros o en depleción cuya relación gas-petróleo sea baja.
Dependiendo de la profundidad de instalación, las dimensiones de la unidad de
superficie pueden ser una desventaja en zonas pobladas o en operaciones costa
afuera (off-shore), a pesar de ello es usual ver un balancín operando en ciudades
y en plataformas costa afuera alrededor del mundo (Fig 15).
Fig 15 Fotografia de un sistema de bombeo mecanico convencional en operaciones costa afuera.
El arreglo tubular de la bomba de subsuelo es ideal para su uso en levantamiento
artificial, lo cual adicionado a un bajo consumo de energía, baja tasa de falla y
capacidad para acoplarse a motores eléctricos, hidráulico o de combustión interna
le hacen una alternativa que debe estar presente en cualquier estudio para la
selección de un método de levantamiento artificial.
Tal vez su principal desventaja es el manejo de gas, el valor limite de volumen de
gas que puede manejar la bomba cambiar según su tipo y dimensiones pero se
emplea un valor de 50% en fracción como limite operacional. Fracciones de gas
superiores a este valor pueden generar fallas en la apertura de las válvulas, golpe
de fluido y además una perdida de eficiencia que se manifiesta en una reducción
de la producción y en la posibilidad que se produzca fallas en sus componentes.
Otra limitación a considerar es el manejo de arena, aunque se tiene poca
evidencia acerca de los limites de tolerancia a la arena la experiencia de campo
señala que el valor limite de concentración de arena se encuentra alrededor del
5% (V/V), pero en realidad esto depende del tamaño y dureza del grano
adicionalmente al valor de la concentración. Aunque no son limitantes, también es
importante considerar en el diseño del sistema la de presencia de parafinas,
escamas, asfáltenos y fluidos corrosivos, ya que de ello depende la selección
adecuada de los materiales de los componentes.
3.3. Descripción de Componentes: Bombas de Subsuelo
Las bombas de subsuelo utilizadas en los sistemas de Bombeo Mecánico
Convencional pertenecen a la familia de bombas de desplazamiento positivo del
tipo reciprocante. Estas bombas realizan su trabajo gracias a la acción de un juego
de válvulas que le permiten encapsular el fluido durante su ciclo de succión, para
posteriormente incrementar su presión a través de la aplicación directa de fuerza
durante su ciclo de descarga. Debido a que durante su operación, las bombas de
subsuelo transfieren energía al fluido durante dos fases en el ciclo de operación,
estas bombas son conceptuadas como bombas reciprocantes de doble acción.
Los principales componentes de una bomba de subsuelo son: (a) el barril, (b) el
pistón, (c) la válvula viajera y (d) la válvula fija, (Fig 16).
Válvula fijaVálvula viajera
Barril
Pistón
Cabilla
Fig 16 Esquema de una bomba de subsuelo.
Cilindro o barril. Es el elemento dentro del cual se mueve el pistón en su
recorrido ascendente y descendente, este debe ser lo suficientemente largo para
adaptarse a la carrera máxima del pistón. En general es construido de aceros
aleados o aleaciones de bronce cuya dureza se encuentra entre 40 y 72 RC.
Embolo o pistón. Es el elemento móvil de la bomba. El pistón es construido a
partir de una amplia variedad de materiales siendo los mas utilizados los aceros
aleados, aleaciones de bronce y acero inoxidable. Este es construido con una
dureza menor que la del cilindro o barril, debido a que es conceptuado el elemento
de sacrifico del sistema. Habitualmente posee acabados superficiales pulidos o
son cromados para disminuir el desgaste en su superficie, reducir la abrasión y
reducir la fricción en caso de entrar en contacto con el barril. Dentro del pistón se
encuentra la válvula viajera, la cual controla el paso de fluidos desde la recámara
de compresión hasta la descarga de la bomba.
Válvula fija y Viajera. Esta se encuentra formada por un sistema de bola y
asiento, que permite la entrada de fluido del pozo al interior de la bomba. Son
construidas a partir de materiales cerámicos y metálicos e incluso existen algunas
construidas a partir de materiales compuestos tales como Carburo de Tungsteno.
La bola posee una superficie pulida por lo cual en ocasiones la válvula es
sometida a un tratamiento de cromado, y poseen durezas entre 25 y 56 Rockwell
“C”. El asiento puede ser construidos de aceros aleados u bronces aleados, posee
durezas similares a las de las bolas pero presentan la diferencia de que son
agregados ciertos compuestos que reduzcan la fricción y eviten que la bola se
incruste en el asiento tales como: molibdeno y el manganeso. En el caso de
ambientes corrosivos suelen emplearse aleaciones de níquel, cobre y aluminio.
3.3.1. Funcionamiento de una Bomba de Subsuelo.
Cuando la unidad de superficie se encuentra en el punto muerto inferior, la válvula
fija y la válvula viajera están cerradas (Fig 17-a). Al comenzar la carrera
ascendente, la presión de fondo y el efecto de succión producido por el
movimiento del pistón, permiten la apertura de la válvula fija, y de este modo el
volumen desplazado por el pistón es ocupado con fluido succionado del pozo.
Al mismo tiempo la columna de fluido ejerce una presión sobre la válvula viajera,
lo que ocasiona que ésta permanezca cerrada durante la carrera ascendente (Fig
17-b). El fluido continúa llenando la bomba hasta llegar al punto muerto superior
(Fig 17-c). En este momento, la válvula fija se cierra, ya que la presión sobre ésta,
debido a la columna de líquido es mayor a la presión en el pozo. Esto provoca que
la bola sea impulsada hacia el asiento y retenga el líquido que trata de regresar. A
partir de aquí comienza la carrera descendente del pistón, produciendo un efecto
de compresión sobre el fluido que se encuentra alojado en el barril de la bomba
(Fig 17-d). Por ser el petróleo un fluido poco compresible, al ponerse en contacto
la válvula viajera con éste, la presión se incrementa y es obligada a abrir.
( a ) ( b ) ( c ) ( d ) ( e ) ( f )
Fig 17 Funcionamiento de una bomba de subsuelo.
El pistón continúa su viaje descendente, mientras el fluido es transferido a la
tubería de producción (Fig 17-e), hasta llegar al punto muerto inferior (Fig 17-f) (en
la carrera descendente la bomba sigue movilizando fluido, puesto que la barra
pulida ocupa un volumen que desaloja líquido del barril). Una vez que el émbolo
llega al punto muerto inferior, se cierra la válvula viajera y se repite el ciclo de
bombeo.
3.3.2. Clasificación de las bombas, Nomenclatura y Tipos.
La norma API 11AX define la nomenclatura a emplear para clasificar las bombas
de subsuelo de acuerdo sus características, dicha clasificación se basa en su
forma de instalación o anclaje, es así que las bombas se clasifiquen en: insertable
y tubería (Tabla 1).
Pistones metálicos Pistones de empaques
Bombas insertables Pared gruesa
Pared delgada
Pared gruesa Pared delgada
De barril estacionario y anclaje superior.
RHA RWA ........ RSA
De barril estacionario y anclaje inferior.
RHB RWB ........ RSB
De barril viajero y anclaje
inferior. RHT RWT ........ RST
Bombas de tubería TH ....... ........ ........
Tabla 1 Designación del tipo de bomba según norma API-11AR.
Dentro de las bombas de tubería existen dos subdivisiones: las bombas de pared
gruesa y las de pared delgada, mientras que el grupo de las bombas insertables
se dividen el: bombas de anclaje superior, bombas de anclaje inferior y bombas de
doble anclaje (superior e inferior), adicionalmente existe dos variante adicionales
que incluye bombas de gran volumen llamadas “Bombas de Revestidor” y las
bombas insertables de barril viajero. Dentro de cada uno de estos grupos existe, al
igual que las bombas insertables, bombas de pared gruesa y bombas de pared
delgada. El resto de las configuraciones que puedan existir son agrupadas dentro
de bombas especiales.
Fig 18 Esquemas de la clasificacion de bombas API, de izquierda a derecha: bombas de tuberia (TH), bomba insertable de anclaje superior (RWA), bomba insertable de anclaje inferior (RWB) y bombas insertable de barril viajero (RWT).
La nomenclatura completa de bombas incluye los siguientes datos: diámetro
nominal de la tubería, diámetro de la bomba, tipo de bomba incluyendo el tipo de
barril y ubicación del anclaje, longitud del barril, longitud del pistón y longitud total
de las extensiones (Fig 19).
XX XXX X X X X X - X - X
Longitud total de la extensión (pies)
Diámetro de la bomba: 125=>1-1/4”, 150 1-1/2”175=>1-3/4”…………… 250=>2-1/2”
Tipo de bomba: R=> insertable, T=>Tubería
Longitud nominal del pistón (pies)
Longitud del barril (pies)
Tipo de asiento: C=> Copas, M=> Mecánico
Ubicación del asiento: A=> Superior, B=>Inferior, T=> Barril viajero
Tipo de barril:(Metal) H = Pared gruesa (empacaduras) S= Pared delgadaW= Pared delgada P= Pared gruesa
Diámetro del tubing: 20=>2-3/8”, 25=>2-7/8”, 30=>3-1/2” Fig 19 Nomemclatura API para bombas de subsuelo.
Adicionalmente y según el tipo de servicio que la bomba va a prestar, se requiere
la siguiente información adicional: Material del barril, Material del pistón, Holgura
(fit), Material de la válvula y Longitud de cada extensión.
A fin de conocer las ventajas y desventajas de cada los esquemas presentadas, a
continuación se realizara una breve descripción de cada uno de ellos.
Bomba de Tubería.
Las bombas de tubería son aquellas bombas cuyo barril es instalado junto con la
tubería de producción, por lo que este se encuentra fijo con respecto a la tubería
mientras que el pistón es el elemento móvil el cual es accionado por la sarta de
cabilla. Estas bombas suelen ser las bombas estándar de mayor volumen debido a
que el barril puede ser de mayor diámetro que la tubería de producción (aunque
en estos casos es necesaria una herramienta “on-off” que permita la conexión de
la cabilla ya que pistón y barril son instalados junto con la tubería).
Fig 20 Representacion de una bomba de tuberia.
En estas bombas la válvula fija se encuentra fija al barril, mientras que la válvula
viajera se encuentra instalada dentro del pistón, durante su operación el pistón se
mueve dentro del barril y el fluido producido fluye a través del anular entre la
cabilla y la tubería de producción. Las bombas de tubería son fáciles de instalar y
solo deben cuidarse el espaciamiento entre la válvula fija y el pistón, es
recomendable incluir un niple de drenaje en la completación a fin de desalojar el
fluido que se encuentra dentro de la tubería antes de realizar el cambio o
instalación del equipo. Desde el punto de vista económico son bombas muy
sencillas por lo cual poseen un costo bajo sin embargo durante su instalación
requieren de una maquina o taladro estándar de producción lo cual impacto los
costos de reparación.
Este tipo de bomba se ve afectada por los efectos de elongación de la tubería y la
cabilla por lo cual son utilizadas en pozos de baja y media profundidad (en la
practica se recomienda utilizarlas a profundidades inferiores de los 5000 pies),
tomando la precaución de anclar la tubería a profundidades mayores de los 2500
pies. Además estas bombas son recomendables para el manejo de pozos de alta
viscosidad, pozos de alta producción (hasta 1000 bpd) o de servicio severo (pozos
de grandes cargas como los pozos con alto corte de agua).
Por el contrario no es recomendable su uso en pozos de alta RGP, ya que son
bombas que poseen una baja capacidad de compresión al igual que deben
tenerse precaución de utilizarlas en la producción de yacimientos de arenas no
consolidadas, ya que por ser bombas de alta producción propiciaran el arrastre de
arena.
Bomba Insertable de Barril Estacionario.
Las bombas insertables son aquellas bombas donde el pistón y el barril son
ensamblados dentro de un paquete de forma tal que al ver su exterior solo se
observa un tubo con un puerto de entrada y otro de salida. Dicho paquete cuenta
con un dispositivo de anclaje, el cual permite fijar la bomba a la tubería de
producción pero en el caso de las bombas insertables de barril estacionario, el
barril se encuentra fijo a la tubería de producción mientras que el pistón es libre y
se mueve por la acción de la sarta de cabillas. Para este tipo de bombas la válvula
fija se encuentra instalada en la parte inferior del barril mientras que la válvula
viajera se encuentra en el extremo inferior del pistón, es por ello que la válvula fija
suele ser de mayor tamaño de que válvula viajera.
Su operación es similar al de las bombas de tubería, por lo que el fluido producido
fluye a través del anular entre la tubería de producción y la sarta de cabillas, para
ello el fluido debe pasar a través de unos agujeros colocados en la parte superior
del barril que le dan comunicación a la zona superior del pistón con la tubería de
producción. Estos agujeros son conocidos como jaula superior y esta además
tiene la misión de ser el soporte del paquete bomba-pistón mientras la bomba
desciende dentro de la tubería y servir como herramienta de rotación o impacto
durante el proceso de anclaje a la tubería.
Estas bombas son de bajo volumen (generalmente hasta 600 bpd), y de menor
longitud que las bombas de tubería, dependiendo del anclaje se clasifican en
bombas de anclaje superior, inferior o mixto. Las bombas de anclaje inferior son
recomendables para pozos profundos que no tengan problemas de corrosion o de
manejo de arena y los cuales es recomendable producirlos con emboladas largas,
las bombas de anclaje superior poseen caracteristicas similares a las bombas de
anclaje inferior pero con la ventaja de que pueden ser utilizadas en pozos con
altas concentraciones de arena, en este tipo de bombas el barril actual como un
separador intero de gas por lo que se recomienda su uso en pozos de alta RGP.
Adicionalmente por el anclaje la válvula fija se encuentra totalmente sumergida por
lo que tambien se recomientad su uso en pozos de bajo nivel de fluido, por ello
mismo no se recomienda su uso en pozos produnfod s ya que pueden ocurrir
problemas con la válvula por efectos de la elongacion de la tubería.
Fig 21 Bomba insertable de barril estacionario, de izquierda a derecha: bomba de anclaje
inferior, bomba de anclaje superior y bombas de anclaje mixto.
La bomba de anclaje mixto no es una bomba estándar sino es un diseño especial
utilizado a pozos con muy elevadas concentraciones de arena u pozos que
manejan fluidos muy corrosivos tales como CO2 o H2S. La ventaja de tener
anclajes tanto en la zona superior como inferior asegura la estabilidad de la bomba
por lo que son recomendadas en pozos que deban ser producidos con largas
emboladas o pozos profundos.
Bomba Insertable de Barril Viajero.
Las bombas insertables de barril viajero son un caso particular de las bombas
insertables cuya finalidad es evitar la decantación de la arena durante los ciclos de
no succión de la bomba. Para ello el pistón se invierte y ancla a a la tubería de
producción mientras que en su interior es colocada la válvula fija, el barril en este
caso se encuentra conectado a la sarta de cabillas y se mueve según la acción de
este elemento. En el extremo superior del barril se encuentra la válvula viajera,
que en esta bomba suele ser de mayor dimension que la válvula fija, la cual se
encuentra en el extremo superior del piston.
Fig 22 Bomba insertable de barril viajero.
La posición invertida en la cual trabaja el pistón, hace que este sea un tubo hueco
a través del cual fluyen los fluidos durante el ciclo de succión, el pistón posee
cambios de diámetros externos que previene la decantación de arena hacia su
parte inferior. La forma invertida del piston asegura tambien que exista cierta
agitación de la arena producto del funcionamiento de las válvulas, lo que evita que
la arena decante y evite el movimiento del barril.
Por su configuración geométrica son bombas con muy poca capacidad de
compresión, por lo que no es recomendable su uso en pozos de alta RGP u alta
producción, de igual forma no es recomendable su uso en pozos profundos por la
posibilidad de que colapse el pistón durante la carreta descendente. Tampoco
deben ser utilizadas en pozos de alta viscosidad, por lo que su rango de aplicación
se restringe solo a pozos con altas concentraciones de arena.
Bombas Especiales: “Bomba de Revestidor”.
Las bombas de revestidor son otro tipo especial de bombas insertables de gran
volumen que pueden llegar a diámetros de barril de 7-1/4” por lo que no se
encuentra especificadas por la norma, se diferencia de las bombas insertables
tradicionales en su forma de instalación y en la manera como operan.
Fig 23 Representacion de una bomba de revestidor.
Las bombas de revestidor están compuestas por un sistema de anclaje y sello
(similar al de las empacaduras) y otro sistema que es la bomba o paquete pistón-
barril. El sistema de anclaje y sello es instalado inicialmente a la profundidad
deseada, este componente tiene como misión aislar el revestidor aguas arriba de
la succión a fin de garantizar que todos los fluidos a producir pasen a través de la
bomba. Este dispositivo posee un tubo inferior que comunica el yacimiento con la
succión de la bomba, en el interior de dicho tubo existe una sección de anclaje
dentro de la cual se instalara la bomba. La bomba en todos los aspectos es similar
a las bombas insertables de anclaje inferior, ya que cuenta con dispositivo de
anclaje mecánico que le permiten posicionarse y fijarse dentro del tubo inferior.
La sección de anclaje y sello se instalan con la tubería de producción, esta seccion
poseen un “on-off tool” que permite la liberación de la tubería una vez instalada de
manera que se puede extraer la tubería dejando anclada la sección de sello. La
bomba es igualmente instalada con la tubería pero en este caso la tubería hace la
misma función de la cabilla en las bombas insertables.
Al operar la bomba de revestidor produce los fluidos a través del anular entre la
tubería y el revestidor, lo cual además de generar ahorros producto de la no
utilización de la sarta de cabillas reduce las cargas de fricción. Otra ventaja de
estas bombas son los volúmenes de producción que se pueden alcanzar, los
cuales son cercanos a los 1500 bpd.
Este sistema no puede ser utilizado en pozos con alta relación gas-petróleo debido
a los problemas de pérdida de eficiencia que ocurren a consecuencia del manejo
de gas (se debe recordar que la bomba maneja todo el gas mas todos los fluidos
de producción). Este sistema tampoco puede ser utilizado en pozos de alta
profundidad o con problemas de arena, escamas o corrosión, ya que existen
limitaciones operativas debido a que se puede producir las cargas muy elevadas
en consecuencia que ocasionen problemas de rotura de cabilla, desgaste del
revestidor o el uso de unidades de gran tamaño o no balancín.
Bomba Especial: Bomba de doble etapa.
La bomba de doble etapa es semejante en operación y construcción que las
bombas de tubería e insertables, la diferencia estriba en que en el extremo
superior del barril se instala un válvula anular o “válvula de anillo” por lo cual es
conceptuada una bomba especial dentro de la norma API. La válvula anular crea
un recamara superior dentro del barril y ubicada encima del pistón, dicha recamara
sirve como una región de presión regulada ya que la válvula anular abrirá solo
cuando la presión en dicha recama sea mayor que la presión en la tubería, de
manera que la válvula viajera opera sin las cargas establecida por la presión
dentro de la tubería de producción. Esta bomba usualmente es ensamblada
utilizando válvulas círculo “A” que minimizan las restricciones de flujo, mas sin
embargo puede adaptarse a cualquier bomba estándar.
Como se ve, el arreglo aprovecha la doble acción del pistón para mejorar la
capacidad de levantamiento de la bomba, incluso si se manejan elevadas
fracciones de gas, ya que en estos casos la recamara superior funge de cámara
de compresión evitando los problemas de “bloqueo por gas”. Tal arreglo fue
propuesto por Shell en 1964 como una solución al problema de producir crudos
espumantes en el campo Tía Juana de la costa oriental del Lago de Maracaibo, en
Venezuela. Posteriormente, este diseño ha sido utilizado en pozos con alta RGP y
en la producción de pozos inyectados con vapor.
Fig 24 Bomba de doble accion con valvula circula “A”.
Bomba Especial: Bomba de Succión Múltiple o en Paralelo.
Las limitaciones de volumen que tienen las bombas insertables pueden ser
solventados mediante el uso de arreglos de succión múltiple o en paralelo, debido
a que se puede incrementar la producción hasta en un 66% más según el diseño
utilizado.
Existen varios arreglos disponibles para esto, en la Fig 25 se presenta uno de los
más utilizados en el cual se unen una bomba de barril estacionario con otra de
barril viajero para conseguir el efecto de doble succión, la bomba de barril
estacionario se coloca en la parte inferior del arreglo mientras que la bomba de
barril viajero es ubica en la parte superior. Analizando su funcionamiento se
observa que durante la carrera ascendente la válvula fija se abre permitiendo el
ingreso del fluido hacia dos puntos de la bomba, uno ubicado en la recamara de
compresión tradicional y otro en un barril flotante que crea una recamara superior,
ambas recamaras se comunican entre si por medio de un tubo que hace las veces
de pistón fijo para la bomba superior. Luego mientras el arreglo se encuentra en
su ciclo de descenso, el barril viajero de la bomba superior y el pistón de la
bomba inferior propician la compresión del fluido dentro de la bomba al punto que
causa la apertura de la válvula viajera.
Este arreglo presenta problemas de operación de válvulas al manejar fluidos de
alta viscosidad o altas fracciones de gas, por ello es recomendable utilizar este
arreglo solo en pozos de baja viscosidad (alta gravedad API), o corte de agua
elevados (mayores al 70%) y de baja RGP.
Fig 25 Bomba de doblre succion o arreglo en paralelo.
3.3.3. Dimensiones y Materiales.
De acuerdo a la norma API el barril de la bomba puede oscilar entre 1-1/4 hasta 2-
3/4, sin embargo en la actualidad se cuentan con barriles de hasta 7-1/4. Los
barriles que son ensamblados de un sola pieza son conocidos como “bombas de
pared gruesa” o “bombas de pared delgada” según sea el caso y poseen una
longitud de hasta 20 pies. En el caso de que sea necesaria una longitud mayor a
este valor, entonces deben unirse dos barriles por medio de un collar centralizador
que permite que se alcancen longitudes de 40 pies o más, a este tipo de barriles
se les conoce como “bombas ensambladas”.
Los barriles son construidos de una variedad de materiales por citar algunos
tenemos: ERW-DOM (acero de alto carbono), bronce aleado, ERW-DOM cromado
o KROM-I-DEE y KROM-I-DEE Brass o Acero aleado con níquel, tal vez la mejor
recomendación es seleccionar el material de acuerdo a las condiciones de
operación del pozo. Así pues si el pozo trabaja con arena es recomendable utilizar
aceros cuya dureza sea mayor a los 60 Rockwell “C”, mientras que en ambientes
corrosivos los barriles cromados, con aceros niquelados o de bronce son una
alternativa.
En cuanto a los pistones existen dos tipos: (a) pistones totalmente metálicos de
superficie completa o acanalada y (b) los pistones con empaques suaves. Los
pistones metálicos presentan dos variantes adicionales aquellos manufacturados
en una solo pieza o de la unión de dos pistones los cuales son llamados pistones
compuestos. No se ha demostrado que existan mejoras en el funcionamiento del
equipo por el hecho de que el pistón sea de superficie completa o acanalada por lo
que esto queda a escogencia del diseñador (Fig 26).
Los pistones con empaque suaves son aquellos en cuya superficie se instalan
anillos poliméricos con la finalidad de ayudan a controlar el escurrimiento, permitir
el manejo de arena y reducir el desgaste. Nuevamente no existe evidencia sobre
su utilidad por lo que su selección queda a juicio del diseñador.
Fig 26 Fotografia de las diferentes opciones de pistones disponibles en el mercado.
Los pistones son construidos a partir de aceros cuya dureza puede llegar ha ser
de 50 Rockwell “C”. Algunos modelos pueden ser construidos a partir de
aleaciones de níquel o pueden ser sometidos a tratamientos de cromado para
mejorar su resistencia a la arena y la corrosión. En otras ocasiones se realizan
aleaciones con grafito para reducir el desgaste y mejorar su capacidad para
soportar ataques por H2S.
Fig 27 Tabla de dimensiones de las valvulas
Las válvulas y sus asientos son normados por la API 11AX que define todas sus
dimensiones (Fig 27), estas válvulas están compuestas por dos elementos, la bola
y el asiento (Fig 28).
Fig 28 Repsentacion de la valvula de una bomba de subsuelo.
La bola consiste en una esfera construida generalmente de acero aleado y
muchas veces cromada, puede llegar a tener una dureza Rockwell “C” de 58 y en
ocasiones puede ser construida de materiales cerámicos o de carburos de
tungsteno. El asiento puede ser de dos tipos: acuñado o plano, el uso de un tipo u
otro se basa en el material de la bola, este suele ser construido de aceros aleados
pero en ocasiones puede ser manufacturado a partir de aleaciones de bronces,
aleaciones de níquel, bronce y aluminio o de carburo de tungsteno, y pueden
alcanzar durezas que oscilan entre 10 y 58 Rockwell “C”. El conjunto de asiento y
bola se encuentra instalado dentro de un arreglo o jaula que facilita su ensamblaje
dentro de la bomba (Fig 29).
Fig 29 Fotografia de una valvula fija de una bomba de subsuelo.
3.3.4. Selección del tamaño de la bomba.
Para una profundidad y un caudal de producción dado, existe un tamaño óptimo
de la bomba de subsuelo que asegura la producción del pozo. Si se incurre en
errores de dimensionamiento puede ocurrir dos casos: (a) sí selecciona un pistón
muy largo entonces se pueden provocar cargas muy elevadas e innecesarias a los
equipos de superficie que puede resultar en un menor recorrido efectivo del pistón,
y (b) si la bomba seleccionada es muy pequeña entonces será necesaria una
velocidad de operación muy elevada, lo cual puede resultar cargas inerciales
generarían elevados picos de torque en los equipos de superficie produciendo su
falla.
0.1484t p pQ A S N= ⋅ ⋅ ⋅ (10)
El factor básico para la selección adecuada del tamaño de la bomba es el caudal
teórico de la bomba, el cual es función del diámetro del pistón, el recorrido efectivo
y la velocidad de operación (ver Ec.(10)). En la practica suele agruparse el área
del pistón y los factores de conversión en un sólo factor denominado “Constante
de la Bomba” (K), cuyo valor puede ser obtenido en tablas (ver Tabla 2).
Diám. del pistón (plg)
Área del pistón (plg2)
Constante K
Diám. del pistón (plg)
Área del pistón (plg2)
Constante K
5/8 0.307 0.046 1 ¾ 2.405 0.357
¾ 0.442 0.066 1 25/32 2.488 0.370
15/16 0.690 0.102 2 3.142 0.466
1 0.785 0.117 2 ¼ 3.976 0.590
1 1/16 0.886 0.132 2 ½ 4.909 0.728
1 3/8 0.994 0.148 2 ¾ 5.940 0.881
1 ¼ 1.227 0.182 3 ¾ 11.045 1.640
1 ½ 1.767 0.262 4 ¾ 17.721 2.630
Tabla 2 Constantes de las Bombas.
De allí que la ecuación de desplazamiento de la bomba suela ser escrita según se
presenta en la ecuación (11).
t pQ K S N= ⋅ ⋅ (11)
La forma de relacionar el desplazamiento de la bomba con el caudal de
producción en superficie es a través de la “Eficiencia Volumétrica” de la bomba, la
cual se define como la razón entre el caudal de producción en superficie y el
desplazamiento de teórico de la bomba (Ec. (12) ).
std stdoil oil
Vp
Q QD K S N
η = =⋅ ⋅ (12)
La eficiencia volumétrica expresa la diferencia que existe entre el caudal producido
en superficie y el desplazamiento de la bomba. En general el caudal de producción
suele ser menor que el caudal teórico calculado, ello se debe a cuatro factores: el
recorrido efectivo, el escurrimiento, la fracción de gas y los factores volumétricos
de los hidrocarburos. Cada uno de estos factores será analizado en los capítulos
posteriores.
3.4. Descripción de Componentes: Sarta de Tubería y Cabillas
Los fluidos manejados por la bomba de subsuelo ascienden a superficie a través
del anular entre la sarta de tubería y las cabillas, el termino “sarta” significa que es
necesaria la unión de varios tubos o cabillas para poder cubrir la distancia entre la
bomba y superficie lo cual implica que ambos elementos no son continuos.
Los tubos empleados son manufacturados de aceros de alto contenido de
carbono por lo cual pueden soportar presiones superiores a los 5000 psig y
estados de esfuerzos superiores a los 45000 psi. Los tubos son construidos de
una longitud de 25 o 30 pies, y existen algunas variaciones de menor longitud que
son llamadas “Point Joints”, de acuerdo al tipo de acople que se empleé pueden
existir tuberías con cuello o sin cuello (Upset o NoUpset) y existe una variación
adicional provenientes del área de perforación las cuales son conocidas como
tuberías ahusadas o “HyDrill”. La norma API 5B rige todas las dimensiones,
materiales y roscas de esos tubos, mientras que la norma API 11B estandariza los
esfuerzos máximos y los factores de elasticidad.
La energía generada en superficie es transmitida hacia el fondo del pozo por
medio de la sarta de cabillas. Este elemento opera de manera cíclica sumergida
dentro de una mezcla de líquido y gas, la cual en ocasiones puede ser erosiva y
corrosiva. La correcta selección y dimensionamiento de las cabillas es considera la
parte más crítica de un sistema de bombeo mecánico, ya que de ello depende el
consumo de energía y la tasas de falla del sistema.
3.4.1. Acoples y Cabillas
Las cabillas son manufacturadas en longitudes de 25 o 30 pies, y en algunos
casos en longitudes menores las cuales son llamadas “Pony Rod”. Las cabillas
son roscadas (macho) en cada extremo, lugar donde se instalan los conectores o
acoples para unirse con las otras cabillas (Fig 30).
Los diámetros de cabillas se incrementan en un octavo de pulgada (1/8”),
comenzando en media pulgada (1/2”) y terminando en una y media pulgada (1-
1/2”) (Tabla 3). La norma API 5B rige las dimensiones y tolerancias de las cabillas,
mientras que la API 11B normaliza los materiales de las cabillas, agrupandola en
tres tipos, a saber: Grado C, Grado D y Grado K
Fig 30 Conjunto de cuello y cabilla: (a) conector estandar y (b) punta rosacada.
Diámetro deCabillas
Area metálica enPulg2
Peso de lascabillas enaire Lb porPie
Constante deelasticidad enLb.Pie
1/2 0,196 0,72 1,990 X 10-6
5/8 0,307 1,13 1,990 X 10-6
3/4 0,442 1,63 1,990 X 10-6
7/8 0,601 2,22 1,990 X 10-6
1 0,785 2,9 1,990 X 10-6
1-1/8 0,994 3,67 1,990 X 10-6
Tabla 3 Datos de las Cabillas según la norma API 11 RP11L
.Las características de estos materiales y los casos en los cuales es
recomendable utilizarlos se presenta en la Tabla 4, donde se identifican dos
parámetros de interés a fines de diseño, estos son: la resistencia a la fluencia que
corresponde al esfuerzo que la cabilla puede soportar sin deformarse
permanentemente y la resistencia a la rotura que corresponde al esfuerzo máximo
que puede soportar la cabilla sin romperse.
Clasificación API
Resistencia a la fluencia (psi)
Resistencia a la ruptura
(psi) Aplicación
Grado C 65000 90000 Para aplicaciones en ambientes no
corrosivos, en los cuales no se espera esfuerzos severos
Grado K 65000 90000 Esta cabilla contiene 2% de niquel
lo cual le confiere la mayor resistencia en ambientes
corrosivos.
Grado D 100.000 120.000
Utilizadas con frecuencia en pozos profundos o con altas cargas
durante el ciclo de bombeo Esta cabilla no debe ser utilizada en
ambientes con H2S. Tabla 4 Caracteristicas de los materiales empleados en la manufactura de las cabillas.
Existen otros tipos de cabilla adicional a la roscada, estas son las cabillas
continuas y huecas. En cuanto a las cabillas continuas existen dos tipos: las
circulares y las elípticas, estas ultimas son recomendables en el caso de pozos
donde se presente elevadas cargas cíclicas (fatiga). Estas cabillas construidas de
aceros cuya resistencia a la fluencia es superior a los 125000 psi y poseen la
ventaja de no tener cuellos para su conexión, ya que vienen pre-empacadas en
cilindros de hasta 4000 pies y de ser necesarios mayores longitudes se pueden
unir por medio de un proceso de soldadura por conducción sin material agregado.
La ausencia de cuellos en estas cabillas le permite reducir las fuerzas de arrastre,
por ello se consiguen velocidades de descenso superiores que las observadas en
cabillas convencionales, además por ser construidas a partir de aceros de mayor
resistencia tienen una baja probabilidad de falla. Su limitación estriba en que son
necesarias maquinas especiales para su instalación por lo que un taladro o
cabillero convencional no puede realizar su instalación.En cuanto a las cabillas
huecas es poco lo que se puede comentar debido a que han sido recientemente
utilizadas, estas cabillas construidas a partir de tuberías ahusadas de perforación
por lo que poseen elevados valores de resistencia.
En cuanto a los acoples, solo los incluidos en la norma API SPEC 11B son clase
T, los cuales tienen una dureza Rockwell C mínima de 16 y máxima de 23. Existen
tres tipos de acoples: (a) los de diámetro completo o normal, (b) los de diámetro
reducido, y (c) los de diámetro sobre-medida.
Diámetro nominal delacople
Diámetro externo W
Longitud mínima NL
Longitud de laparte plana NL
Ancho de laparte planaNf
Diámetro mínimo de latubiería mínima
5/8 1-1/2 4 1-1/4 1-3/8 2-1/18 OD3/4 1-5/8 4 1-1/4 1-1/2 2-3/8 OD7/8 1-13/16 4 1-1/4 1-5/8 2-7/8 OD1 2-3/16 4 1-1/2 1-7/8 3-1/2 OD
1-1/8 2-3/8 4-1/2 1-5/8 2-1/8 3-1/2 OD Tabla 5 Dimensiones de acoples de diametro completo (todas las dimensiones son en
pulgadas excepto NL que cuya unidad es el pie)
Los acoples de diámetro reducido pueden ser usados en tuberías de menor
diámetro que la especificada para los acoples de diámetro completo, no obstante,
al reducir el área del acople también se reduce su capacidad para soportar cargas
durante el ciclo de bombeo por lo cual deben usarse con precaución.
Diámetro nominal delacople
Diámetro externo W
Longitud mínima NL
Diámetro mínimo de latubiería mínima
1/2 1 2-3/4 1,660 OD5/8 1-1/4 4 1,990 OD3/4 1-1/2 4 2-1/16 OD7/8 1-5/8 4 2-3/8 OD1 2 4 2-7/8 OD
Tabla 6 Dimensiones de los acoples.
3.4.2. Fatiga y El Diagrama de Goodman.
Las cabillas en operación son sometidas a esfuerzos cíclicos que pueden propiciar
su falla antes de lo previstos, aun si la cabilla puede resistir los esfuerzos en
condición estática. Para evitar esta falla prematura a consecuencia de los
esfuerzos cíclicos, las cabillas deben ser diseñadas a fatiga lo cual implica que el
esfuerzo de cedencia debe ser corregido, mientras que el criterio de diseño a
utilizarse debe basarse en alguna de las teorías de fatiga de materiales.
En el diseño a fatiga de las cabillas se emplea la teoría de Goodman, la cual
estudia el efecto del incremento de los esfuerzos medio y de la magnitud del
esfuerzo, a fin de predecir la vida útil del elemento. Sin embargo dentro de la
ingeniería de petróleo se emplea una variante de esta teoría en la cual los
esfuerzos medios son englobados dentro de un parámetro de “tensión” y es
llamada “Goodman Modificado”.
La cabilla por definición tiene límite de resistencia a la fatiga de 35.000 psi, con
100% de variación del rango desde compresión a tensión. Este límite de
resistencia a la fatiga se define como el esfuerzo al cual la cabilla se romperá,
después de soportar 10 millones de ciclos desde compresión hasta tracción, sin
embargo este límite puede variar en función del ambiente en el cual trabaje (Fig
31).
Fig 31 Efectos del ambiente en la resistencia a la fatiga.
Los valores que se establecen en el diagrama de Goodman, son típicos para
superficies perfectamente lisas. No obstante, las cabillas poseen imperfecciones
que actúan como puntos de concentración de esfuerzos por ello, para aplicaciones
petroleras, se utiliza un diagrama de Goodman modificado que toma en cuenta las
imperfecciones y la exposición a un ambiente diferente al aire (Fig 32).
T
T
T/2
T/4 Esfue
rzo m
ínimo
Resistencia a la tensión
Esfuerzo máximo
Esfuerzo permisible T/1,75
Fig 32 Diagrama de Goodman modificado.
El esfuerzo permisible se puede determinar gráficamente o mediante la ecuación
(13).
min0.5625* *4ATS S SF = +
(13)
Donde “SA” representa el máximo esfuerzo admisible, “Smin” es el esfuerzo mínimo,
“SF” es el factor de servicio y T es la resistencia a la tensión. Los factores de
servicio comúnmente utilizados se presentan en la Tabla 7.
Servicio API C API DNo corrosivo 1,00 1,00Agua salada 0,65 0,90Sulfuro de hidrógeno 0,50 0,70
Tabla 7 Factores de servicios tipicos para las cabillas
Para condiciones de operación no corrosivas y sin manejo de arena se pueden
emplear como referencia los esfuerzos máximos admisibles presentados en la
Tabla 8. Las cargas aplicadas sobre las cabillas se evalúan a través de tres
parámetros, a saber: (1) porcentaje de rango del diagrama Goodman, (2) factor de
servicio equivalente y (3) nivel de esfuerzos.
Máximo esfuerzo permisible
Grado API de la Cabilla
28.000 Grado C, aleda con manganeso
30.000 Aleaciones intermedias
40.300 Grado D, aleada de alta tensión
50.000 Electra.
Tabla 8 Esfueroz admisibles para ambientes no corrosivos y no abrasivos.
El porcentaje de rango del diagrama Goodman se define a través de la ecuación
(14).
% MAX MIN
A MIN
S SGoodmanS S
−= −
(14)
Esta técnica permite comparar los esfuerzos entre diferentes tramos de la sarta de
cabillas y entre diferentes pozos (Fig 33).
T
T
T/2
T/4
SF
SMIN
SA
SMAX
Fig 33 Representacion grafica del analisis de Goodman.
El factor de servicio equivalente, se calcula despejando el factor de servicio de la
ecuación (13) por lo que tiene forma presentada en la ecuación (15).
. .0.56254
A
MIN
SE S F T S
= + ⋅
(15)
Finalmente, el nivel de esfuerzos se calcula mediante la ecuación (16).
( )MAX MAX MINSL S S S= + − (16)
3.4.3. Fallas de la sarta de Cabillas.
Existen tres modos de falla básicos en las sartas de cabillas: Fallas de rosca,
Fallas de acoples y Fallas del cuerpo de la cabilla, las cuales serán analizadas a
continuación.
Fallas en las roscas de cabilla.
Para entender las fallas de las cabillas es necesario tener conocimiento sobre su
fabricación y funcionamiento. En la Fig 34 se presenta un detalle de la rosca de las
cabillas, en las cuales se observa un área con rosca y otra libre conocida como
“sobrecorte”, la cual es utilizada para mejorar la resistencia del conjunto. La
transición entre ambas regiones es suave para evitar puntos de concentración de
esfuerzos, razón por la cual las roscas son fabricadas a partir de forjado en
caliente en vez del tradicional sistema de corte.
La rosca es conformada, no cortada
Area libre de rosca
Fig 34 Falla por excesivo esfuerzo cortante sobre la rosca.
La mayor parte de las fallas se atribuyen a las puntas rocadas y a los acoples, por
ello la instalación apropiada es de vital importancia para reducir estas fallas. Las
fuerzas que actúan en el área de acople se ilustran en la Fig 35. En esta figura se
observa que las caras del acople y el hombro de la cabilla es tan en compresión,
mientras que la rosca y el sobrecorte están en tensión siendo esta tensión máxima
en el área del sobrecorte. Si la conexión se realiza de forma apropiada, la tensión
en el sobrecorte será mayor que en la rosca, así los esfuerzos fluctuantes se
concentraran en esta región la cual puede soportar los esfuerzos fluctuantes sin
problemas.
Si se separa el hombro de la cabilla del conector a consecuencia de una
instalación inadecuada, lo siguiente puede ocurrir:
• La punta roscada de la cabilla fallará por fatiga: Aún cuando el área
transversal de la punta roscada es ligeramente superior a la del cuerpo de
la cabilla, las roscas son entalladuras concentradoras de esfuerzos y por
ende buenas propiciadoras del crecimiento de grietas.
• Entrada de fluidos, Corrosión y fatiga. Si el medio de trabajo es corrosivo, la
entrada de estos fluidos creará picaduras que actuarán como
concentradores de esfuerzos. Adicionalmente al no existir fuerzas en la
conexión, la cabilla se desenroscará con relativa facilidad.
Compresión
Tensión
Hombro de la cabillaa compresión
Tensión en la rosca y el sobrecorte
Area de máxima tensión en el acople
Fig 35 Distribucion de fuerzas en una junta de cabillas.
La norma API recomienda el uso de lubricantes al momento de realizar la
conexión y especialmente recomienda que dichos lubricantes contenga inhibidores
de corrosión. Las recomendaciones para la conexión apropiada se encuentran
detalladas en la norma API 5B.
Fig 36 Tabla de los desplazamiento circunferenciales recomendadas por la norma API
11BR para conexiones de cabillas.
A fin de evitar que las cabillas sean apretadas excesivamente o que se incurra en
un apriete bajo, se emplean galgas calibradas para tal fin. En la Fig 36 se
presentan los desplazamiento recomendados por norma para asegurar un apriete
adecuado de las cabillas.
Desplazamientocircunferencial
Cabilla
Acople
Fig 37 Desplazamiento circunferencial entre el acolpe y la cabilla,
Fallas en los acoples de Cabillas.
Dado que los acoples tienen mayor área que el cuerpo de las cabillas y las roscas,
los esfuerzos en estos elementos se mantienen dentro de los límites para vida
infinita si la sarta se diseña adecuadamente. Sin embargo algunas fallas ocurren
debido a diversos factores, los cuales son detallados a continuación:
Corrosión: la conexión no apropiada de las cabillas permite la entrada de fluidos
en la unión lo cual pueden causar picaduras donde se concentran los esfuerzos,
estas zonas corroídas pueden crecer rápidamente y causar la falla de la
instalación. Las zonas más afectadas son por lo general el último hilo de la rosca
entre la cabilla y el acople (Fig 38).
Fig 38 Fotografia que ejemplifica la falla por efecto de corrosion.
Abolladuras: Golpear los acoples no debe ser una práctica, dado que cualquier
abolladura representa un punto de concentración de esfuerzos y una zona más
expuesta a la corrosión.
Fig 39 Fotografia que ejemplifica la falla de los acoples por abolladuras.
Desgaste entre cabilla y tubería: En pozos desviados, horizontales, muy
profundos o con tubería sin anclaje, la deformación de la cabilla y la tubería puede
propiciar el contacto entre ambos componentes. Si la fricción producto del
contacto es muy severa, se produce el desgaste de ambos elementos propiciando
la falla de uno o de ambos elementos (Fig 40). Debido al tipo de material de la
tubería y su poco acabado superficial interno, es común que la tubería falle lo cual
propicia la fuga de fluido hacia el anular entre el revestidor y tubería con la
consecuente perdida de producción. Las recomendaciones más comunes para
resolver este problema cambian según sea el caso pero el uso de guías o
centralizadores es una excelente opción, también el uso de cabillas continuas o
anclas de tubería.
Fig 40 Fotografia de una falla tipica por desgaste de la tuberia causado por el contacto
entre la tuberia y la cabilla.
Fallas en el cuerpo de las cabillas.
Las fallas en el cuerpo de las cabillas representan entre 15 al 30% de los
problemas de las sartas. Las causas más frecuentes de esta falla son:
• .Se supera el esfuerzo máximo admisible.
• Se supera el rango de esfuerzos Goodman.
• . Se supera la vida infinita de las cabillas.
Fig 41 Falla tipica por fatiga.
3.4.4. Barras de Peso.
Las barras de peso (barra de lastre) proporcionan peso concentrado por encima
de la bomba para ayudar a mantener la sarta en posición recta y en tensión, lo
cual reduce el pandeo de las varillas de bombeo o el émbolo de la bomba. Las
barras de lastre están fabricadas con material en barra de acero-manganeso al
carbono laminado en caliente. Las barras de lastre están torneadas en su
superficie y tienen uniones machos dobles para acoplarse a cabillas de bombeo,
además de rebordes y caras para llaves API en ambos extremos, y al menos uno
de los extremos tiene una sección reducida para asentamiento de elevadores.
Fig 42. Fotografia de una barra de peso o lastre.
La edición actual de la Especificación 11B de la API reconoce dos grados de
barras de lastre: Grado 1 API - Carbono (AISI 10XX) y Grado 2 API - Aleación
(Opcional con el fabricante). En el caso de Grado 1 API se barras manufacturadas
a partir de aceros al Carbono Corriente AISI 1024 con mínimo de resistencia a la
tensión de 65.000 psi, mientras que en el caso del Grado 2 API se fabrican a partir
de acero de aleación Níquel-Molibdeno AISI 4623 cuya resistencia mínima a la
tensión es de 90.000 psi.
Tamaño Peso (librapiés)
Unión Cabilla API Longitud
Tamaño Mín. de Tubería
1-1/4" 4.172 5/8" 25' 2"
1-1/4" 4.172 3/4" 25' 2"
1-3/8" 5.049 5/8" 25' 2"
1-3/8" 5.049 3/4" 25' 2"
1-1/2" 6.008 3/4" 25' 2"
1-1/2" 6.008 7/8" 25' 2"
1-5/8" 7.051 7/8" 25' 2-1/2"
1-3/4" 8.178 7/8" 25' 2-1/2"
2" 10.68 1" 25' 2-1/2"
Tabla 9 Tabla de especificaciones de las barras de lastre
Para entender el uso primordial de las barras de peso, es necesario comenzar por
calcular la fuerza necesaria para abrir la válvula viajera. En el momento en que la
válvula viajera se abre, el siguiente balance de fuerzas se cumple:
2 2 04 4t p p pF P D P Dπ π
− − ⋅ ⋅ + ⋅ ⋅ = (17)
PP
Pwf
F
Pt
DP
Fig 43 Presiones durante la carrera descendente.
Por otra parte la válvula viajera se comienza a desasentar cuando.
2 21 24 4p tD P D P Wπ π
⋅ ⋅ = ⋅ ⋅ + (18)
Si se desprecia el peso de la bola, entonces se obtiene.
222
1p t
DP PD
= ⋅ (19)
Sustituyendo la ecuación (17) en la ecuación (19) se obtiene.
2
2 22
1
14t p
DF P DD
π = ⋅ ⋅ ⋅ −
(20)
La fuerza F es suministrada por las cabillas, por lo tanto la sarta estarán en
compresión y la sarta se pandeará a menos que se utilicen barras de peso y
centralizadores. El pandeo de la sarta de cabillas puede causar:
• Desgaste de la cabilla y la tubería por encima de la bomba.
• Fallas de la válvula y la cabilla.
• Incremento del consumo de potencia.
Según algunos operadores, un diseño apropiado de sistema de levantamiento por
bombeo mecánico, debe contar con barras de peso y centralizadores.
3.4.5. Barras Pulidas.
Las barras pulidas son los ejes finales de la sarta de cabillas, su función es:
soportar el peso total de la sarta de cabilla; brindar una superficie lisa y libre de
imperfecciones al prensaestopa para evitar la fuga de fluido hacia el ambiente; y
acoplar la sarta de cabillas a la unidad de bombeo.
Diam. Externo (in)
Longitud (ft) API Pin (in) Peso (Lbs. per ft)
Tamaño del Elevador (in).
1 1/4 25 5/8", 3/4",7/8" 4.2 7/8 1 1/2 25 3/4",7/8" 6.0 1 1 5/8 25 7/8" 7.2 1 1 3/4 25 7/8" 8.2 1
Tabla 10 Dimensiones de las barras pulidas.
Las barras pulidas y sus acoples son fabricados de acuerdo a las especificaciones
definidas en la API 11B (Tabla 10), por lo cual la roscas son fabricadas bajo el
proceso de forjado en caliente. Así se asegura la calidad de la rosca, se mejora su
resistencia a la abrasión y la corrosión, y se incrementa su resistencia.
Fig 44 Fotografia ilustrativa de una barra pulida.
Las barras son manufacturadas a partir de diferentes materiales, algunos de los
cuales citamos a continuación:
a) Acero para Pistón: las barras bajo esta denominación son fabricadas a
partir de un acero al carbono 1045 especial para cargas ligeras y pesadas,
donde los fluidos de producción no son corrosivos o donde los inhibidores
de corrosión son efectivos. Debido a que se emplea un material
convencional es económica y posee una resistencia tensil de 105000 psi,
por lo cual se recomienda su acople a cabillas grado “C”.
b) Acero Aleado: Estas barras son fabricada a partir de acero aleado
Molibdeno-Cromo 4140, es ideal para cargas ligeras y pesadas. Debido a
sus características puede ser utilizado en pozos de con ambientes de
moderada corrosión, ya que su dureza y resistencia a la corrosión y
abrasión han sido mejorados con tratamientos superficiales. Se estima que
esta barra posee una resistencia tensión de 125000 psi y puede ser
utilizada con cualquier tipo de cabilla.
c) Acero “Norloy”: este es un acero aleado con Níquel-Cromo-Molibdeno 8620
el cual es ideal para cualquier tipo de carga y ambientes corrosivos. Posee
una resistencia a la tensión de 100000 psi y puede ser utilizada con cabillas
Grado “K”.
d) Acero Inoxidable: las barras pulidas de acero inoxidable son
manufacturadas a partir de acero inoxidable 431, poseen una resistencia
tensión de 115000 psi y es la mejor opción para ambientes de severa
corrosión incluyendo ambiente de agua salada. Puede ser utilizada para la
producción de pozos inyectados con vapor y para cualquier tipo de carga.
e) Cromada: las barras pulidas cromadas son manufacturadas a partir de
aceros AISI 4140 y recubiertas con cromo para obtener una dureza de 65
Rockwell “C”, poseen una resistencia a la tensión de 125000 psi y son
ideales para carga media a pesadas en ambiente de moderada corrosión y
excesiva abrasión.
3.5. Descripción de Componentes: Unidad de superficie.
La función de las unidades de superficie son: (a) reducir la velocidad rotacional
desde la fuente primaria hasta la velocidad de bombeo deseada, (b) cambiar el
movimiento rotacional de la fuente primaria a un movimiento lineal alternativo en la
barra pulida y (c) soportar las cargas estáticas y dinámicas generadas por la
operación del sistema de bombeo. Existen varios tipos y normas las cuales son
presentadas a continuación.
3.5.1. Descripción y Tipos de unidades.
La unidad de bombeo es en realidad un mecanismo de cuatro elementos que
permite transformar el movimiento giratorio simple del motor en un movimiento
armónico simple a nivel de la barra pulida. Posee varios componentes los cuales
se describen a continuación:
Caja reductora: Permite reducir la velocidad angular que proporciona el motor
hasta la frecuencia de bombeo necesaria. El torque de salida que es capaz de
manejar la caja reductora, es utilizado con frecuencia como una medida de la
capacidad de la unidad.
Motor: Puede ser eléctrico o de combustión interna. Generalmente los motores
eléctricos utilizados para balancines son de alto deslizamiento, lo cual permite
disminuir las cargas debidas a aceleración.
Manivela o brazos y Contrapesas: Los brazos actúan como manivelas del sistema
al mismo tiempo en ellos se ubican las contrapesas que balancean la unidad para
compensar el peso del fluido durante la carrera de ascenso.
Viga Viajera: Esta conecta los brazos a la cabeza del balancín y es el componente
que hace las veces de una biela.
Cabezal o cabezote: en esta pieza se acoplan los cables que sostienen la barra
pulida de la sarta de cabillas y es el componente que hace las veces de
articulación entre la biela y el vástago.
La mayoría de las unidades de bombeo son del tipo balancín, con sistemas biela-
manivela, la manivela rotatoria o la viga viajera proveen el contra-balance para
reducir la carga de torque y la demanda de energía. El uso de caja de engranajes
es común para reducir la velocidad de la fuente primaria hasta la velocidad de
bombeo e incrementar el torque disponible.
Generalmente las unidades de bombeo se clasifican según la capacidad de torque
de la caja reductora y de acuerdo a la forma como realizan el balance de las
fuerzas y sus sistema de accionamiento. Sobre el primer criterio existe la norma
API STD 11E que establece la clasificación de cada unidad (Fig 45) mientras que
sobre el criterio de las fuerzas y sistema de accionamiento las unidades son
clasificadas en las tipo Balancín y las no Balancín, dentro del tipo Balancín se
distinguen tres tipos: Convencional, Mark II y la balanceada por aire.
El balancín Mark II permite reducir las velocidades en la carrera de ascenso para
disminuir las cargas por aceleración, del mismo modo las unidades
convencionales existen arreglos que permiten modificar las velocidades de
ascenso y descenso para disminuir las cargas, estas mejoras, se logran
cambiando la ubicación del eje de la caja reductora (Fig 46, Fig 47 y Fig 48).
Fig 45 Tabla de balancines clasificados en API STD 11E.
Base
Palanca de frenos
PosteMotorContrapesoFreno
Cojinete de manivelaManivelaBarra de carga (bosal)CablesBiela (Pitman)Barra estabilizadora
Cojinete centralCojinete de barra
Viga viajeraCabeza
Escalera
Fig 46 Balancin convencional
Base
Palanca de frenos
Poste
Motor
Contrapeso
Freno
Cojinete de manivela
ManivelaBarra de carga (bosal)
Cables
Biela (Pitman)
Barra estabilizadora
Cojinete central
Viga en ángulo
Viga viajera
Cabeza
Escalera
Caja de engranajes
Fig 47 Balancin tipo Mark II
Base
Freno
Cables
Poste
Cilindro de aire
Viga en ángulo
Cojinete de manivela
EscaleraBarra de carga (bosal)
Biela (Pitman)
Cojinete del poste
Viga viajeraBarra estabilizadora
Cabeza
Manivela
Vástago del cilindro
Cojinete del cilindro de aireCojinete de la barra estabilizadora
Fig 48 Balancin balanceado por aire
En algunos casos donde el crudo a levantar es pesado y/o pozos profundos, se
necesitan carreras de superficie que no se pueden alcanzar con las unidades tipo
balancín. Para estas situaciones se suelen utilizar unidades de carrera extra-larga,
conocidas con el nombre comercial de Rotaflex. Estas unidades no poseen un
sistema biela manivela y por lo tanto el movimiento lineal reciprocante se obtiene
moviendo alternativamente una correa que desliza por un cilindro, la cual esta
acoplada por un extremo a la barra pulida de la sarta de cabillas y por el otro
extremo a un contrapeso que permite balancear la unidad tal como se aprecia en
la Fig 49.
Fig 49 Unidad de carrera extra-larga Rotaflex.
Existen también unidades hidráulicas de bombeo, que por lo compactas y poco
costosas encuentran aplicación en aquellos lugares con limitaciones de espacio y
donde se quiere minimizar la inversión inicial por alguna razón económica. Estas
unidades además se pueden considerar de velocidad constante y en algunas se
puede utilizar como fluido de potencia aceites de origen vegetal. Actualmente
existen en el mercado unidades con excelentes sistemas de balanceo que
permiten una operación silenciosa y con bajo consumo de energía. En la Fig 50,
se puede observar una unidad hidráulica de bombeo de la marca Tieben.
Fig 50 Unidades hidraulica de bombeo Tieben.
3.5.2. Nomenclatura API sobre Balancines.
Para introducir la nomenclatura del balancín es necesario precisar las
características más relevantes de una unidad de bombeo de superficie.
Capacidad de carga de la estructura.
En máximo momento flector en la viga del balancín ocurre en la articulación que
une el poste con la viga (en balancines convencionales), impuesto por la máxima
carga en la barra pulida (PPRL). El máximo momento flector permisible para una
unidad de bombeo es suministrado como especificación por el fabricante, en forma
de carga máxima admisible en la barra pulida. La carga máxima en la barra pulida
pude ser medida si la unidad esta en operación.
Torque máximo en la caja reductora.
La carga en la barra pulida y el contrapeso, crean un momento torzor en el eje de
baja velocidad de la caja de engranajes. El pico de torque ocurre dos veces
durante cada giro de la manivela (Crank). Si la unidad se encuentra debidamente
balanceada, el pico de torque durante la carrera de ascenso será similar el pico de
torque durante la carrera de descenso. El balancín debe ser diseñado para resistir
estos picos de torque.
Nomenclatura.
La nomenclatura estándar de los balancines viene dada por lo una secuencia de
letras y números que se detallan en la Fig 51.
Tipo de unidadPico de torque / caja de engranajes (Miles de Lbs. Pulg)
Reducción dobleCapacidad de carga de la estructura (Cientos de Lbs)
Máxima longitud de embolada (pulg)
A= Balanceada por aireB= Beam BalanceC= Convencional (estandar)CM= Covencional portátil
M= Mark IILP= Bajo perfilRM= Mark Reverso
Fig 51 Nomenclatura de balancines.
3.5.3. Efecto del contrabalance.
Un sistema de levantamiento por bombeo requiere un balance apropiado ya que
dependiendo de ello puede que su operación propicie un incremento en el
consumo de energía. Este balance consiste en igualar los picos de torque durante
las carreras de ascenso y descenso, para lo cual es necesario estimar el
contrabalance necesario.
Para ello se debe asumir que los picos de torque en la carrera de ascenso y
descenso ocurren en ángulos tales que la distancia perpendicular entre el punto
de aplicación de la fuerza generada por la barra pulida, hasta el eje de baja
velocidad (eje de salida) de la caja de engranajes son iguales. Este cálculo del
contrabalance es estrictamente teórico y el contrabalance requerido en
condiciones de operación debe ser calculado en campo durante la operación del
equipo.
El método más común para calcular el contrabalance es mediante la utilización del
dinamómetro, el torque neto en el eje de baja velocidad de la caja reductora puede
ser calculado con la carta dinamométrica usando el método de los factores de
indicados en la norma API STD 11E.
3.5.4. Motores para balancines.
Existen dos tipos básicos de motores para unidades de superficie: (a) motores de
combustión interna, (b) eléctricos.
Los motores de combustión interna para unidades de superficie, son alimentados
generalmente con gas natural como combustible. No obstante también existen
motores alimentados con gasoil, o gasolina para este fin. Existen dos tipos de
motores de combustión interna: de alta velocidad > 750 RPM y de baja velocidad
< 750 RPM. Por lo general los motores de baja velocidad son de dos tiempos
mientras los de alta velocidad don de cuatro tiempos.
Las ventajas y desventajas de los motores de baja velocidad se presentan en la
Tabla 11.
Ventajas Desventajas
• Larga vida útil debido a la baja frecuencia de funcionamiento.
• Rotación uniforme de la manivela del balancín debido a las grandes ruedas de inercia de los motores.
• Construcción sencilla. • Fácil de reparar (en muchos
caso en sitio)
• Baja relación potencia / peso. • Mayor costo por HP generado. • Requiere fundaciones robustas. • No es recomendable para
instalaciones portátiles.
Tabla 11 Ventajas y desventajas de los motores de combustion interna de baja velocidad.
Las ventajas desventajas de los motores de alta velocidad se resumen en la Tabla
12. En cuanto a los motores Diesel, se pueden mencionar que el costo por
concepto de combustible es bastante bajo mientras que, como aspectos
negativos destacan: el alto costo inicial, alto costo de mantenimiento y la
necesidad de mantener combustible almacenado.
Ventajas Desventajas
• Alta relación potencia / peso. • Bajos costo iniciales. • Rango amplio de potencia y
velocidad. • Bajos costos de instalación • Poco espacio requerido para la
instalación.
• Alta variación de velocidad. • Vida corta debido a la alta frecuencia
de funcionamiento. • Cambios frecuentes de aceite. • Con frecuencia las reparaciones no
se pueden hacer en sitio. • Mantenimiento frecuente.
Tabla 12 Ventajas y desventajas de los motores de alta velocidad.
Los motores eléctricos preferentemente utilizados para el accionamiento del
sistema son motores trifásicos Jaula de Ardilla de 440 V y 60 Hz de frecuencia de
alimentación. De acuerdo a las características de la caja reductora y las
necesidades de potencia se pueden utilizar motores de 4, 6 y hasta 8 polos, con lo
cual se puede asegurar una elevada entrega de potencia a velocidades de
operación de 1800, 1200 y 900 r.p.m respectivamente.
Bajo deslizamiento Alto deslizamiento
Fig 52 Comparacion de velocidades y cargas para motores de bajo y alto deslizamiento.
Existen en el mercado cuatro tipos de motores para tal fin: (a) Nema C, con menos del 5% de deslizamiento, cuya características operativas son: corriente
de arranque normal., alto torque de arranque, capacidad de sobrecarga del 200 al
250% de la carga nominal; (b) Nema D de deslizamiento medio del 5 al 8%, con
las siguiente características: corriente de arranque normal, alto torque de
arranque, capacidad de sobrecarga mayor al 275% de la carga nominal; (c) Nema D de alto deslizamiento, esta alternativa es la más común para accionar
balancines. (d) Motores de ultra alto deslizamiento, con un deslizamiento entre
30 y 40 %, han ganado aceptación en los últimos años.
La mayor ventaja de los motores de alto deslizamiento es la reducción de los picos
de torque. Esto se logra permitiendo al motor reducir la velocidad cuando el torque
se incrementa. Al reducirse la velocidad se promueve la conversión de energía
cinética de pesas y la manivela en fuerza inercial. Dado que estas fuerzas son
creadas por las masas en rotación, la caja de engranajes no es afectada por las
mismas. Del mismo modo, se reduce el consumo de energía y se incrementa
carrera neta (por efecto del incremento de la sobre-carrera).
3.6. Descripción de Componentes: Accesorios.
Existe una gran diversidad de componentes u accesorios que se pueden utilizar en
una completación con bombeo mecánico convencional, los cuales son
seleccionados de acuerdo a las características de cada pozo. Debido al gran
número de accesorios que existe y a la variedad de empresas que los producen,
sólo se mencionaran un grupo de estos accesorios recomendándose conversar
con su suplidor más cercano para conocer alternativas e innovaciones.
Fig 53 Esquema representativo de los accesorios a utilizar en una completacion de
bombeo mecanico convencional.
Empacaduras.
Las empacaduras son dispositivos mecánicos cuya función es la de aislar ciertas
secciones del revestidor. En general, este dispositivo se instala como un tubo mas
dentro de la sarta de tubería, cuidándose de colocarlo en el punto de la tubería
que garantice la profundidad deseada. Las empacaduras poseen un cuerpo de
sello que permite la división del revestidor pero además poseen un sistema de
sujeción o garras que le permiten anclarse al revestidor y un cuerpo de sellos para
prevenir fugas.
Fig 54 Fotografia de una empacadura de accionamiento mecanico.
La instalación de las empacaduras cambia de acuerdo a su tipo, en general
primero se instala el cuerpo de sujeción el cual se baja con la tubería de
producción. Este cuerpo de sujeción posee elementos de sello que dividen el
revestidor, aislando la zona inferior de la superior. Luego se retira la tubería que se
encuentra aguas arriba de la empacadura y se coloca como tubería de cola o
inicial el cuerpo de sello de la empacadura. Este cuerpo de sello se baja
nuevamente con la tubería y luego se asegurar su posición con respecto al cuerpo
de sujeción de la empacadura se activa.
Las empacaduras son dispositivos muy útiles en pozos con varios lentes de
producción ya que se permiten aislar cada lente y producir simultáneamente o
selectivamente. En cierto tipo de completaciones se emplean para crear una
sección entre el revestidor y la tubería asilada al yacimiento y utilizarla para fines
de producción o inyección. También es utilizada en completaciones con inyección
continua de vapor, y en la producción de pozos estimulados con vapor.
Existen una gran diversidad de modelos y fabricantes los cuales se diferencia
entre si por el sistema de anclaje y el cuerpo de sello.
Anclas de Tubería.
El ancla de tubería es un elemento esencial dentro de las completaciones de
bombeo mecánico convencional, en especial si la bomba se instalara a gran
profundidad. El anclaje es un elemento mecánico de fijación de la tubería, cuya
función es impedir la elongación de la tubería y que se produzca el efecto
conocido como “Buckling”. El anclaje puede ser visto como una variación sin
cuerpo de sello de las empacaduras, sin embargo existe tal diversas de modelos
que debe ser tratada de manera independiente.
A nivel comercial se clasifican en tres tipos: (a) anclajes mecánicos a tensión, (b)
anclaje mecánicos a torsión y (c) anclajes hidráulicos. Los anclajes mecánicos
como lo describe su nombre son fijados mecánicamente, poseen un cuerpo donde
descansan un grupo de garras las cuales se activan o bien por medio de tensión
(anclajes mecánicos a tensión) o por rotación (anclajes mecánicos a torsión), en
general estos anclajes pueden soportar cargar a tensión entre 15000 y 35000 lbf
pero ello depende del fabricante.
Fig 55 Fotografia de un anclaje mecanico a tension.
Al contrario de los anclajes mecánicos, los anclajes hidráulicos activan sus garras
de fijación por medio de presión aplicada sobre algún mecanismo de activación el
cual generalmente se encuentra dentro de la tubería. Las presiones de
accionamiento varían de acuerdo al modelo y el fabricante pero un mínimo de
1000 psig son necesarios, estos dispositivos pueden soportar cargar superiores a
las 35000 lbf y además son mas simple de instalar que los anclajes mecánicos su
desventaja radica en que son aproximadamente tres veces mas costosos que los
anclajes mecánicos.
Niples de Drenaje.
El niple de drenaje es un accesorio muy utilizado en completaciones de bombeo
mecánico convencional de gran profundidad, su función es la drenar la tubería
para facilitar las operaciones de reparación o cambio de equipo. Este niple se
activa mecánicamente al aplicar una cierta tensión sobre la sarta de tubería o
hidráulicamente al incrementar la presión de la tubería por encima del valor de
activación. El niple suele instalarse a la descarga de la bomba de subsuelo y están
diseñados de tal forma que no obstaculizan el flujo dentro de la tubería.
Fig 56 Representacion de un niple de drenaje.
Filtros de Succión.
Una de las grandes desventajas de las bombas de subsuelo es su poco compás
de tolerancia al manejo de arena u objetos extraños que queden de la instalación
del equipo. Es por ello que suele instalarse a la succión de la tubería filtros que
evitan que cualquier cuerpo extraño u arena ingrese a la bomba y obstruya la
acción de las válvulas o cause la falla del pistón. Estos filtros no son más que
tuberías con ranuras o agujeros, cuyo número, distribución y tamaño definen su
funcionalidad.
Fig 57 Fotografia de un filtro de succion para prevenir el manejo de arena.
Conexiones “Flash” para cabillas.
En ocasiones cuando el pistón no puede ser extraído de la completación a causa
de la arena o de la carga de fluido sobre este, una alternativa es el uso de las
llamadas conexiones “Flash” de cabillas. Estas conexiones son similares a los
acoples convencionales de cabillas con la diferencia que poseen un extremo libre
que puede ser retirado del cuello aplicando una cierta tensión, así pues cuando el
pistón ofrece resistencia a ser recuperado y la posibilidad de rotura de cabilla son
elevadas, la conexión flash permite que se recupere la cabilla inicialmente y luego
cuando se retire la tubería se recupere el pistón. Las conexiones flash son
instaladas en las cabillas cerca del pistón pero pueden ser instaladas en cualquier
punto de la sarta de cabillas.
Centralizadores de Cabilla.
En pozos con grandes desviaciones o pozos inclinados u horizontales existe la
posibilidad de contacto entre la tubería y la cabilla, lo cual puede generar la falla
prematura del sistema. Los dispositivo que evite el contacto entre estos dos
elementos son llamados “Centralizadores de Cabilla”, ellos tiene la misión de
soportar las cargar por deflexión de la cabilla y evitar las fallas por desgaste de la
tubería y la cabilla. Existe un sinnúmero de modelos y fabricante sin embargo
muchos de ellos presentan el gran inconveniente de que obstruyen el flujo por lo
cual causan una gran caída de presión.
Fig 58 Centralizadores de cabillas.
Tal vez el tipo más utilizado y recomendado es el que se conoce con el nombre de
“Centralizados de Ruedas” cuya invención es otorgada a Rivas. Este centralizador
consiste en un grupo de ruedas distribuidas a lo largo de una longitud de 2 pies,
distribuidas a radialmente hasta cubrir los 360°.
Fig 59 Centralizadores con ruedas centralizadoras.
Presentan la gran la ventaja de que posee las ruedas ofrecen múltiples puntos de
contacto con la tubería, por lo cual no existe posibilidad de contacto. Además las
ruedas son instaladas en el mismo sentido del flujo por lo cual no causan generan
una caída de presión considerable. Las ruedas son construidas de aleaciones de
bronce para reducir la fricción y ser el elemento de sacrificio en caso de que
ocurra algún desgaste.
Separadores Estáticos de Gas.
Aun cuando se profundizara sobre este tema posteriormente es importante
resaltar que para bombeo mecánico solo se emplea los separadores estáticos,
dentro de los cuales el tipo “Poor-man” y el tipo “Copa” son los más utilizados. En
el mercado se ofrecen una diversidad de modelos pero muchos de ellos son
diseñados sin tomar en cuenta los procesos de separación dentro del equipo o la
caída de presión que estos ocasione por lo cual en algunas oportunidades en vez
de ayudar a mejorar la eficiencia la empeoran.
Separadores de Arena.
Uno de los accesorios cuya utilidad mas es cuestionable pero que debe incluirse a
modo de información general son los “Separadores de Arena”. Estos dispositivos
son instalados a la succión de la bomba y tiene la función de separar la arena para
evitar fallas en el sistema de producción. Aprovechan los ciclos de no succión de
la bomba de subsuelo para fomentar la decantación de la arena y así separarla de
la corriente principal de producción. Su utilidad es cuestionable ya que no esta
claro que hacer luego con la arena separada.
Prensaestopas libre de fugas.
Uno de los aspectos más controversiales de bombeo mecánico es su impacto al
ambiente, en especial por las continuas fugas de petróleo que se producen en los
prensaestopas de superficie. En el mercado existe un gran catalogo de opciones
de prensaestopas libre de fugas los cuales deben ser consideradas.
Fig 60 Caja de empacateraduras.
3.7. Referencias.
1. Conn Pumps. Web Site Information: “Hydraulic Pump Jack Overview”.
http://www.connpumps.com/pages/1803/index.asp?Site=1803
2. Society of Petroleum Engineering (SPE). Web Site Information: “Subsurface
Equipment/Artificial Lift”:
http://www.spe.org/spe/jsp/basic/0,,1104_1714_1004141,00.html
3. Quinn’s Pumps. Web Site Information: “Catalog of Pump Rod Components”.
http://www.quinnpumps.com/catalogue.htm
4. Laxmi UDYOG. Catalogo de centralizados, cabillas, centralizadores de
ruedas y tubulares.
http://www.laxmiudyog.com/wheeledrodguidecoupling.htm
5. Flexbar Inc. “Guia de Barra de Peso y Centralizadores”.
http://flexbarinc.com/products/index.html
6. Bolland. Catalogo de Bombas de Subsuelo.
http://www.bolland.com.ar/espanol/petroleo.html (español, ingles y
portugués).
7. Oilfield Improvements, Inc. “Guías para Cabillas”.
http://www.rodguides.com/Successes.html (ingles)
8. Spears Specialty Oil Tools. “Válvulas especialiales para Bombeo
Mecanico”. http://www.spearsoiltools.com/index.htm (ingles).
9. API 11AR. “API Recommended Practice for Care and Use of Subsurface
Pumps”. 1968.
10. API Standard 11A. “Specifications for Oil Wells Pumps”.
11. API Standard 11AX. “Specifications fro Subsurface Pumps and Fittings”
12. API Std 11E. “Specifications fro Pumping Units”. 1971.
13. Bethlehem Steel Co. “Sucker Rod Handbook”. 1958
14. Harbison-Fisher Manufacturing Co. “Methods of Oil Well Pumping”. Oil &
Gas Journal.
15. Hirschfeldt, M. “Web Site todo sobre el Upstream:OilProduction.net”.
www.oilproduction.net.
16. Lufkin Industries, Inc. Lufkin Engineering Manual, 1995.
17. Rivas, O. Newski, A. “Subsurface Stuffing Bomx Assembly”. US Patent No.
4,750,865, Junio 1988.
18. Rivas, O. Newski, A. “Bomba de Subsuelo con Prensaestopa para
Lubricación Cabillas de Succión”. Estudio Técnico INT- E-0008,87.
Departamento de Tecnología de Producción, Sección Manejo de Fluidos y
Energía. PDVSA, Intevep 1987.
19. Zaba, J. Modern Oil Well Pumping. Petroleum Publishing Co. Tulsa, OK
1962.
20. Alberta Oil Tools. “Catalogo de cabillas y accesorios”.
http://www.albertaoiltool.com/brochure.htm
21. Hendricks, C. Stevens, R. Análisis de Fallas es Esencial para la Reducción
de Frecuencia de Fallas en los Pozos con Levantamiento Artificial. Norris.
http://www.norrisrods.com/spanish/index3.html
22. Stanley Filter Company. “Catalogo de Filtros para Bombeo”.
http://www.stanleyfilter.com/
23. Pro Rod. “Coiled Rod”. http://www.prorod.com/products.html
24. Browning Oil Tools. Catalogo de On-Off Tools.
http://www.wos.ab.ca/Browning.htm
25. Brown, K., Day, J., Byrd, J., and Mach, J.: The Technology of Artificial Lift
Methods, Vol. 2a, Petroleum Publishing Co., Tulsa (1980) 2.
26. Knowles, R.S.: The First Pictorial History of the American Oil and Gas
Industry 1859-1983, Ohio U. Press, Athens, Ohio (1983) 7.
27. Day, J. and Byrd, J.: “Beam Pumping: Design and Analysis,” The
Technology of Artificial Lift Methods, Vol. 2a, Petroleum Publishing Co.,
Tulsa (1980) 9.
28. Fundamentals of Petroleum, third edition, Petroleum Extension Service, U.
of Texas, Austin (1986) 179.
29. Lufkin Industries Inc., http://www.lufkin.com/corp/history/pump.htm
30. Day, J. and Byrd, J.: “Beam Pumping: Design and Analysis,” The
Technology of Artificial Lift Methods, Vol. 2a, Petroleum Publishing Co.,
Tulsa (1980).
31. Brown, K., Day, J., Byrd, J., and Mach, J.: The Technology of Artificial Lift
Methods, Vol. 2a, Petroleum Publishing Co., Tulsa (1980) 80.
32. Bradley, H.B.: Petroleum Engineering Handbook, third printing, SPE, Dallas
(1992) 5–12.
33. “Artificial Lift,” Weatherford “W,” Weatherford Intl. Inc. (winter 1999) 23.
34. Frontiers of Technology
4. Introducción al Diseño de Completaciones con Bombeo Mecánico Convencional.
4.1. Consideraciones sobre la Eficiencia Volumétrica de la
Bomba.
En anteriores capítulos se definió la eficiencia volumétrica como la razón entre el
caudal de petróleo neto en superficie y el caudal teórico de la bomba de subsuelo.
En si esta definición aparenta no decir nada sobre el comportamiento del equipo
pero a fin de comprender esta definición a una aplicación sin embargo a
condiciones de fondo la bomba debe manejar tanto el gas como el liquido
incluyendo el agua libre, y en ocasiones se debe agregar el caudal de diluente,
vapor y arena (ec. (21))
bomba gas oil agua otrosQ Q Q Q Q= + + + (21)
Este caudal debe ser igual al caudal real desplazado por la bomba el cual se
define como la diferencia entre el caudal teórico de la maquina y su escurrimiento.
bomba tQ Q S= − (22)
En esta ecuación por escurrimiento se entiende cualquier fuga de fluido que
genere la perdida del desplazamiento teórico de la maquina, este escurrimiento
puede ocurrir bien sea en las válvulas o en la holgura existente entre el pistón y el
barril. Al igualar las ecuaciones (21) y (22) e incluir los factores volumétricos del
gas, el petróleo y el agua se obtiene la definición explicita de la eficiencia
volumétrica presentada en la ecuación (23).
111
1 1 1slip
gas libre
vS FgD WC FdBo Bw
WC Fd WCη
η
η
−
− = − ⋅ + ⋅ + ⋅ − − − 14243
1444444442444444443
(23)
Así la eficiencia volumétrica debe ser entendida como el producto de dos
eficiencias, una eficiencia volumétrica relacionada con los efectos de gas y otra
debida al escurrimiento.
escurrimiento gas
V v Vη η η= ⋅ (24)
Gracias a la breve explicación anterior, se puede entender que existen dos formas
básicas de mejorar la eficiencia volumétrica, la primera es reducir la fracción de
gas presente en la succión de la bomba, y la segunda es controlar el escurrimiento
de la bomba, a continuación se estudiara en detalle cada uno de estos términos.
4.1.1. Efecto del Escurrimiento sobre la Eficiencia Volumétrica.
El efecto del escurrimiento en una bomba puede ocurrir en dos puntos: en la
holgura entre el pistón y el barril, y entre el asiento y la bola de las válvulas. El
escurrimiento en las válvulas, si la bomba es nueva o se encuentra buen estado
mecánico, debe ser muy bajo por ello a efectos prácticos suele despreciarse. Un
punto de atención sobre el escurrimiento de las válvulas es el hecho de que este
factor engloba un fenómeno poco estudiado pero ampliamente observado en
campo, como lo es el retardo en la apertura o cierre de las válvulas.
holguraS
VFS
VVS
holguraS
VFS
VVS
Fig 61 Ilustacion del escurrimiento en una bomba de subsuelo.
El fenómeno de cierre y apertura de la válvula, en general, ha sido simplificado o
despreciado. Si la válvula cierra tarde ocurre una perdida de fluido el cual puede
englobarse dentro de las perdidas por escurrimiento, mientras que si se retarda la
apertura ocurren dos efectos: (a) ocurre una perdida del llenado de la recamara
intermedia y (b) se promueve la expansión de los fluidos en el volumen muerto
inferior, generando la liberación de gas en solución. Muy pocos estudios al
respecto han sido escritos pero son de resaltar los trabajos de Becerra (2002) y
Podio (2000), los cuales analizan el comportamiento de las válvulas utilizando
datos experimentales.
La tolerancia (o holgura) entre el pistón y el barril promueve el intercambio de
fluido entre la zona de descarga y la recamara intermedia, este intercambio es
originado por la diferencia de presión entre ambas zonas. Adicionalmente, el
escurrimiento en esta región es afectado por el movimiento del pistón, de manera
que durante la carrera ascendente el movimiento del pistón contrarresta el
escurrimiento originado por la diferencia de presión mientras que durante la
carrera descendente, el movimiento del pistón promueve el escurrimiento (ver Fig
62). Sin embargo durante la carrera descendente la válvula viajera se encuentra
abierta por lo que la diferencia de presión tiene a cero, razón por la cual se asume
que escurrimiento durante esta fase es aproximadamente la mitad que el ocurrido
durante la carrera ascendente.
Componente Coutte
ascendentepistonV
Componente Poiseuille
(a)
Barr
il
Pistón
ascendentepistonV
Componente Poiseuille
Componente Coutte
(b)
Barr
il PistónComponente Coutte
ascendentepistonV
Componente Poiseuille
Componente Coutte
ascendentepistonV
Componente Poiseuille ascendente
pistonVComponente Poiseuille
(a)
Barr
il
Pistón
ascendentepistonV
Componente Poiseuille
Componente Coutte
(b)
Barr
il Pistón
ascendentepistonV
Componente Poiseuille
Componente Coutte
(b)
Barr
il Pistón
Fig 62 Representacion del fenomeno de escurrimiento en la holgura entre el piston y el
barril: (a) escurrimiento cuando el piston se encuentra en carrera ascendente y (b) escurrimiento cuando el piston se encuentra en carrera descendente.
Bajo estas premisas es fácil entender que el escurrimiento es un fenómeno
transitorio, afectado por el regimen de flujo presente en el intersticio. Jinghang
(1957) estudio este fenómeno y desarrollo una formula empírica que tomaba en
cuenta las imperfecciones de manufactura del pistón (Ec. (25)).
3 3
3
51 1.5p
p
D w P eSL w
πµ
⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ∆ = ⋅ + ⋅ ⋅
(25)
Esta ecuación tiene poca aplicación práctica debido a las incertidumbres
existentes en la medición de la excentricidad entre el pistón y el barril. Otras
ecuaciones utilizadas para calcular el escurrimiento se resumen en la Tabla 13,
estas ecuaciones han sido propuestas por diferentes fabricantes y son uso
práctico ya que fueron deducidas a partir de experimentos.
Ecuación Autor 3
p
p
D w PS
Lπ
µ⋅ ⋅ ⋅∆
=⋅
Harbison-Fisher
p
p
K D PS
Lµ⋅ ⋅∆
=⋅
Arco
( ) ( )2.9
0.1
4.17 6 2 p
p p
E w D w PS
D Lυ
⋅ ⋅ ⋅ ⋅ − ⋅ ∆=
⋅ ⋅
Axelson
3.2 0.82.69 p
p
w D headS
Lυ⋅ ⋅ ⋅
=⋅
Axelson
313540000 p
p
D w PS
Lµ⋅ ⋅ ⋅∆
=⋅
OilWell
( ) ( )( )
2.9
0.1
2 2* * p
p p
D w wK PSL D wµ
⋅ + ⋅ ⋅∆=
+
Davis
Tabla 13 Ecuaciones para la estimacion del escurrimiento entre el piston y el barril.
La limitación que presenta estas ecuaciones es que se asume que el
escurrimiento es estrictamente laminar y monofasico, por lo que efectos debido a
cambios en el regimen de flujo o al arrastre de gas en el intersticio, no son
tomados en cuenta.
Para controlar el escurrimiento suele variarse la holgura en vez de incrementar la
longitud del pistón, debido a que este último parámetro tiene una relación lineal
con respecto al escurrimiento mientras que la holgura tiene una relación de orden
cúbico. La holgura se define como la diferencia algebraica entre el radio del barril y
el radio del pistón.
2
B pD Dw
−= (26)
Comercialmente se encuentran pistones metálicos de muy variadas holguras,
algunos valores típicos son: –0,002 “, -0,003”, -0,004”, -0,005”, -0,01”. La norma
API 11AX establece los valores estándar de la holgura junto con las
incertidumbres aceptables.
De la experiencia de campo se tiene que las holguras menores a 0,001” se utilizan
para bombear fluidos de muy baja viscosidad de 1 a 20 cP, mientras que holguras
mayores a 0,005” se utilizan para bombear crudos de alta viscosidad que pueden
acarrear consigo algo de arena.
4.1.2. Efecto del Gas sobre la Eficiencia Volumétrica.
La eficiencia debida a la presencia de gas ha sido un problema extensamente
analizado y estudiado, en la actualidad los efectos originados por el manejo de gas
se agrupan en dos fenómenos: uno asociado al hecho de que la bomba succiona
una mezcla de gas y líquido, y otro originado a la expansión del gas en el volumen
muerto (Ec (27)).
( )
Gas Libre Gas en Solucion
IN libre solucionCSLv gas gas
IN BCECS
QQQ Q
η η η
= ⋅ = ⋅ 1424314243
(27)
Dentro de esta definición, la componente asociada al gas libre se puede estimar a
partir de la fracción de gas presente a condiciones de succión (Ec. (23) y (28))
( )( )
( )( )1
10.178 0.178 1
sepg
sep
RGP EF RsF
Bo Bw WCRGP EF RsBg Bg WC
⋅ − −=
⋅ − − + + ⋅ ⋅ ⋅ −
(28)
Mientras que el segundo termino, para efectos de cálculos preliminares, se puede
estimar empleando la ecuación de eficiencia de compresores (Ec. (29)).
( )1
96 1solucion SV
d
Zr c rZ
γη
= − − ⋅ ⋅ −
(29)
Donde “c” es la relación entre volumen muerto y la suma del volumen a desplazar
mas el volumen muerto, mientras que “r” es la relación de compresión (Pd/Ps).
Connally, Sandberg y Stein (1953), demostraron experimentalmente que la mayor
pérdida de eficiencia volumétrica se debe a la fracción de gas succionada o gas
libre, dado que la expansión de los gases en el volumen muerto se puede reducir
al espaciar apropiadamente la bomba.
Otros autores han intentado encontrar expresiones para predecir la eficiencia
volumétrica del gas uniendo ambos efectos, este es el caso de Haddenhorst y
Horn (1962) quienes propusieron una ecuación para calcular la eficiencia
volumétrica de una bomba reciprocante de fondo, suponiendo compresión
adiabática del gas y despreciando la compresibilidad del petróleo (Ec. (30)).
( )
11
2
1 11 1 1n
oil
Pp P
V sV s m m
= ⋅ − − + ⋅ +
(30)
Posteriormente autores tales como Schmidt y Doty (1986), Tebourski (1993), y
Robles (1996), presentaron formulas empíricas para la determinación de la
eficiencia volumétrica debida al gas. Tal vez el avance más significativo en esta
área fue presentado por Podio y Gómez (2001), quienes presentaron un estudio
teórico-experimental sobre la eficiencia volumétrica de las bombas reciprocantes
de subsuelo. Los autores plantean que la presión en la recámara de compresión a
un tiempo dado durante la carrera ascendente se puede representar según la
ecuación (31).
( ) ( )
g gUX i d
g x g
V LP P P
V V L X
γ γ = ⋅ ≈ ⋅ + +
(31)
Para ello se asume que ocurre un proceso de compresión adiabática, de manera
que se espera un cambio en la temperatura de los fluidos de acuerdo a lo definido
por la ecuación (32) .
1
22 1
1
PT TP
γγ
−
= ⋅
(32)
Si la compresión es isotérmica γ=1, mientras que si la compresión adiabática
γ=cp/cv (para el aire a condiciones atmosféricas el valor de γ es de 1,37). El modelo
de eficiencia volumétrica, deducido a partir de la ecuación (31) y (32) se presenta
en la ecuación (33).
( )
( ) ( )1
1 1
1 1
g do
L PS P
efectivagasV
SS m m
γ
η− ⋅ −
= =⋅ + +
(33)
Una simplificación adicional es asumir que la relación gas líquido en la cámara de
succión se aproxima a la relación en la succión, de ahí que la ecuación (33) puede
ser re-ordenar tal como se presenta en la ecuación (34).
( )( ) ( )
1
11 1
1
od
PmPm
gasV
S
m
γ
η+− ⋅ ⋅ −
=+
(34)
En esta ecuación no se incluye el efecto de la caída de presión en las válvulas, lo
cual se puede hacer al sumar la caída de presión en la válvula viajera a la presión
de descarga y restar la caída de presión en la válvula fija a la presión de succión.
4.2. Efectos del Gas y El fenómeno de Separación.
4.2.1. Efectos del manejo del Gas.
Como se explico en el apartado anterior, el manejo de gas a través de la bomba
trae como consecuencia una disminución de la eficiencia volumétrica de la bomba
además de una reducción de la eficiencia levantamiento. Adicionalmente el
manejo de gas puede causar fallas catastróficas sobre sistema, las cuales son
detalladas a continuación:
Bloqueo por Gas. Por lo general el bloqueo por gas se produce cuando la fracción
de gas dentro del barril es tan elevada que no permite el accionamiento de las
válvulas debido a que todo el trabajo del pistón es invertido en compresión de gas,
lo cual causa que la bomba no desplace fluido trayendo como consecuencia la
perdida de energía y producción asociada.
Golpe de Fluido. Cuando dentro del barril ingresa un gran volumen de gas, este
suele estratificarse y ubicarse en la parte superior, así pues cuando el pistón viene
en carrera descendente en vez de encontrarse con un fluido incompresible, se
encuentra uno compresible que no le ofrece resistencia. Si la velocidad del pistón
es muy elevada este proceso de compresión de gas ocurre muy rápidamente, por
lo cual el pistón no reduce su velocidad y choca contra el liquido que se encuentra
en la parte inferior de la recamara interior. Dependiendo de la magnitud de este
choque se produce onda que pueden alcanzar los niveles de resonancia de la
cabilla propiciando su falla. El golpe de fluido además causa picos de de torque
que ocasionar fallas tanto del balancín como de la caja de engranajes.
Inestabilidad en el accionamiento de las válvulas. En general la operación de las
válvulas suele ser eficiente cuando la bomba maneja líquidos de baja viscosidad y
poca compresibilidad, pero cuando la viscosidad aumenta o se manejan fluidos
más compresibles el accionamiento de las válvulas puede ser afectado. En el caso
de que el problema sea el manejo de gas, las válvulas pueden operar
erráticamente o de manera inestable, ya que la sustanciación de la bola de la
válvula se ve afectada por la variación de las propiedades in situ del fluido
producto del manejo de gas. Esto ocasiona que la válvula descienda al punto de
cierre, luego de lo cual se incrementa la presión agua arriba de la válvula
propiciando nuevamente su apertura. Este fenómeno propicia la pérdida de
eficiencia y problemas de llenado que afectan la producción, además acelera la
falla de las válvulas ya que se crean esfuerzos cíclicos de frecuencia desconocida
que pueden originar el desgaste y la falla acelerada.
4.2.2. Separación de Gas a fondo de pozo.
Durante el proceso de explotación de un pozo es sabido que cierta cantidad de
gas se producirá a medida que se extrae crudo, bien sea porque este se
encuentra libre en su estado natural o que sale de solución por los cambios de
presión y temperatura. En el apartado anterior se discutió los efectos que tiene el
manejo de gas a través de la bomba, los cuales se pueden interpretar como una
pérdida efectiva de la eficiencia volumétrica.
Por tal motivo, uno de los factores de mayor importancia en el diseño un equipo de
levantamiento con bombeo es la definición del valor de eficiencia de separación de
gas a condiciones de fondo. De este parámetro depende que el equipo
seleccionado pueda manejar eficientemente el volumen de líquido a producir a
pesar del volumen de gas a ser succionado por la bomba.
El fenómeno de separación es complejo y poco estudiado, sin embargo recientes
avances han dado luces para entender este fenómeno. En la actualidad el
fenómeno de separación de gas se estudia dos procesos: (a) cuando no se
incluyen en la completación equipos que promuevan la separación del gas libre se
llama proceso de “Separación Natural” y (b) cuando se incluyen equipos que
estimulan la separación de la fase gaseosa se llama proceso de “Separación
Forzada”.
Dentro del proceso de separación forzada se puede identificar dos grupos de
equipos: (a) los llamados equipos de separación estática conocidos como “Anclas
de Gas” o “Separadores Estáticos de Gas”, los cuales deben su nombre a que no
poseen piezas móviles, y (b) los llamados equipos de separación dinámica
conocidos como “Separadores Rotativos”, los cuales deben su nombre a que
poseen piezas móviles que promueve la separación de las fases. Los equipos de
separación dinámica solo se emplean en completaciones con bombas electro-
centrífugas de fondo y existen algunos diseños para bombas de cavidades
progresivas, mientras que los equipos de separación estática son ampliamente
utilizados en completaciones con bombeo mecánico convencional y bombas de
cavidades progresivas.
4.2.3. Esquemas de separación.
Existe una serie de esquemas básicos para favorecer la separación del gas, a
partir del cual se derivan otros esquemas más elaborados. Los esquemas más
sencillos consisten en la separación natural donde se pueden distinguir los de
succión vertical y los de succión lateral: El sistema de succión vertical es propio de
los sistemas bombeo mecánico y bcp convencionales dónde el área de succión
consiste en la punta libre de un tubo. Mientras que en los equipos que son
movidos por un motor de fondo, la succión debe ser lateral. Tal como se observa
en la Fig 63.
Bombade subsuelo
Líquido
Gas
Bombade subsuelo
Líquido
Gas
Succión
Succión
SUCCION VERTICAL SUCCION LATERAL Fig 63 Esquemas de succion para separacion natural
En cuanto a los esquemas con separadores estáticos, se pueden distinguir tres
diseños básicos: “Poor Boy” o “Poor Man”, “Copas” y “Descentrados”. El primero
de estos es el más común y consiste en dos tubos concéntricos que actúan como
laberinto de tal forma que el líquido y el gas son succionados lateralmente y
obligados a fluir verticalmente, favoreciendo de esta forma la separación del gas.
El separador tipo Copas consiste en, un separador Poor Boy con una serie de
copas que desvían el flujo frente a las lumbreras de succión tal como se puede
observar en la Fig 64.
Bombade subsuelo
Líquido
Gas
Succión
Ancla Poor Man
Bombade subsuelo
Líquido
Gas
Succión
Ancla de Copas
Copas
Fig 64 Separadores estaticos de gas tipo “Poor Man” y Copas.
A medida que se ha estudiado el flujo multifásico, se han generado nuevos
diseños de separadores estáticos para aprovechar las ventajas que ofrecen ciertas
configuraciones. Tal es el caso de los esquemas descentrados, que fundamentan
su funcionamiento en el hecho de que en espacios anulares descentrados, el gas
tiende a fluir preferentemente por los espacios con mayor área de flujo (ver Fig 65)
Fig 65 Patrones de flujo vertical en espacios anulaes descentrados.
Entre los diseños que basan su funcionamiento en la distribución de las fases se
pueden mencionar, el diseño de Podio y el Ecoflow. El primero de los anteriores
diseñados por Podio y Mcoy. Mientras que el segundo diseño fue desarrollado en
Venezuela. El esquema de funcionamiento de estos separadores se puede
observar en la Fig 66.
Bombade subsuelo
Líquido
Gas
Succión
Ancla Podio
Bombade subsuelo
Líquido
Gas
Succión
Ancla Ecogas
Fig 66 Esquema de funcionamiento del ancla de gas descentrada de Pocio y la EcoFlow.
4.2.4. Cálculo de eficiencia de separación.
El concepto de eficiencia de separación consiste en el porcentaje o fracción del
gas libre a las mismas condiciones de succión de la bomba, que es liberado por el
espacio anular. Es decir el porcentaje o fracción de gas libre que no es succionado
por el sistema de levantamiento. De esta forma la siguiente expresión es
comúnmente utilizada para definir la eficiencia de separación.
gv
sepgi
QE
Q= (35)
Sabiendo que Qgv = Qgi-Qgs.
1 gsS
gi
QE
Q= − (36)
Todos los caudales son medidos o calculados a condiciones de reales del proceso
de separación. También se puede calcular la eficiencia en términos de
velocidades superficiales.
El tema de la eficiencia de separación de gas en fondo ha sido objeto de múltiples
estudios, algunos de los autores más relevantes son: Ghauri (1979), Lea (1980),
Alhanati (1993), Sambangi (1994), Lacker (1997), Serrano (1999), Harun (2000) y
Bin Liu (2002), sin embargo aun no se dispone de un modelo práctico que arroje
resultados confiables. A pesar de ello los autores citados han ayudado a mejorar
la comprensión de la fenomenológica del proceso de separación, es así que en la
actualidad se cuenta con algunos “consejos” o “puntos de interés” que deben ser
atendidos a la hora de diseñar una completación que favorezca la separación
natural de las fases, estos son:
(a) La eficiencia de separación natural mejora mientras mayor sea el área efectiva
del anular, por ello se recomienda no reducir excesivamente el área entre el anular
y la tubería de producción empleando tuberías varias veces menor que el diámetro
interno del revestidor.
(b) la eficiencia de separación disminuye a medida que se incrementa el caudal
de líquido y mejora al aumentar la fracción de gas libre. Ello significa que para
pozos con baja producción (la evidencia experimental establece esta frontera
cerca de los 500 bpd) la eficiencia de separación es muy elevada (cercana al 90%)
mientras que pozos con alta producción decae rápidamente hasta llegar ha ser
menor al 20% en caudales mayores a 1500 bpd.
(c) la viscosidad tiene influencia sobre el fenómeno de separación, sin embargo no
esta claro su efecto sobre la eficiencia de separación. La evidencia experimental
señala que al incrementar la viscosidad debe mejorar la eficiencia de separación,
siempre y cuando la relaciones gas-petróleo sean altas (mayores a 1000 scf/stb),
de lo contrario se favorecerá la dispersión de la fase gaseosa en la fase liquida
promoviendo el fenómeno llamado “espuma”. Dependiendo de la naturaleza de los
fluidos, esta espuma puede ser muy estable lo cual causa el arrastre de la fase
gaseosa por parte de la fase liquido, reduciendo así la eficiencia de separación.
Esto último se ha observado en pozos de crudo pesados con viscosidades
mayores a 500 cP (a condiciones de succión) en Venezuela, donde además las
relaciones gas petróleo se encuentran entre 300 y 800 scf/stb.
(d) la turbulencia no es un agente que favorezca la separación de las fases, por el
contrario favorece el arrastre de la fase gaseosa por lo tanto tiene un efecto de
reducir la eficiencia de separación.
(e) la eficiencia aumenta a medida que aumenta la inclinación respecto a la
vertical, es así que una práctica recomendada es instalar las bombas en sitios
donde la trayectoria del pozo permita que la bomba tenga un cierto ángulo de
inclinación con respecto a la vertical.
(f) los resultados experimentales obtenidos hasta la fecha, demuestran que la
presión tiene poco efecto sobre la eficiencia de separación, sin embargo hace
falta dilucidar su efecto sobre las propiedades termodinámicas de los fluidos
separados.
(g) el patrón de flujo tiene efectos sobre la eficiencia de separación, evidencia
experimental (Harun, 2002) ha demostrado que patrones de flujo tipo “Slug” crean
incrementos de la eficiencia de separación con respecto a otros patrones (tipo
“Burbuja”), sin embargo aun continúan los estudios al respecto.
4.3. Efecto de las Propiedades del Fluido.
Gran parte de los estudios realizados en bombeo mecánico han sido realizados
para fluidos de baja viscosidad o menores a 100 cP, por lo cual muchas de las
teorías y técnicas de diseño cambian cuando se diseñan pozos cuyo fluido posee
una elevada viscosidad.
La viscosidad afecta en cuatro aspectos los cuales son discutidos a continuación:
(a) el primer efecto es obviamente un incremento en la caída de presión producto
de la circulación de fluido a través de la tubería de producción. Este incremento se
manifiesta en un aumenta de las cargas sobre el pistón lo cual ocasiona una
mayor elongación de la sarta de cabillas y además un mayor efecto de elongacion
de la tubería, si esta no se encuentra anclada. Las repercusiones de ambos
efectos es el uso de cabillas grado “D” o especiales, adicionado al uso de cabillas
de mayor diámetro, otra consecuencia es el uso de anclas de tubería a
profundidades mayores a los 1200 pies.
0
100
200
300
400
500
600
700
14/11/99 0:00 14/11/99 6:00 14/11/99 12:00 14/11/99 18:00 15/11/99 0:00
Pwh
(psi
)
90
92
94
96
98
100
102
104
106
Twh
(F)
P.Cabezal
T.Cabezal
Fig 67 Registro de la variacion de la presion de cabezal según la variacion de la
temperatura ambiental en un pozo de petroleo de alta viscosidad.
(b) el segundo efecto de la viscosidad es conocido en el argot de campo como
“Flotación de Cabilla”. Por flotación de cabilla se entiende al hecho de que la
cabilla no es capaz de descender por su propio peso durante el ciclo descenso del
balancín, por ello se mantiene literalmente “flotando” causando que se cree una
separación entre el fin de la barra pulida y el elevador del balancín. Cuando este
da comienzo a su ciclo ascendente, esta separación produce una aceleración del
elevador (por la ausencia de carga) y causa un choque con la barra pulida, cuya
consecuencia afectan a toda la unidad de superficie siendo los puntos frecuentes
de falla el cabezote, la viga viajera y la caja reductora. El otro gran problema que
genera la flotación de cabilla radica en el hecho de que al no ocurrir el descenso
completo de la cabilla se produce una reducción de la carrera efectiva del pistón
disminuyendo así el caudal de producción, además se afecta el efecto de
compresión en la recamara interior entre el barril y el pistón lo cual repercute sobre
la apertura de las válvulas y el desalojando de los fluidos de la recamara interior,
afectando la eficiencia volumétrica.
La experiencia de campo señala que el fenómeno de flotación de cabilla ocurre
cuando la carga mínima es menor a 3000 lbf, sin embargo su predicción es una
tarea compleja ya que se unen el efecto de arrastre del fluido sobre la cabilla, la
diferencia de presión sobre los cuellos y el efecto de flotabilidad de la cabilla.
descenso efectivo arrastre cuellosF P F F= − − (37)
A efectos prácticos el peso de la cabilla en el aire suele agruparse con el efecto de
la flotabilidad para estimar el peso efectivo. En el caso de pozos de alta viscosidad
(los cuales generalmente poseen una baja gravedad API) ocurre que la fuerza de
flotación es mayor que el caso de los pozos de baja viscosidad, por lo tanto el
peso efectivo se reduce y por ende la velocidad de descenso de la cabilla. Aunado
a esto ocurre, el incremento de la viscosidad produce un aumento del arrastre
viscoso sobre la cabilla siendo en ocasiones de igual magnitud que el peso
efectivo. Finalmente los incrementos en la presión dentro de la tubería citados
anteriormente crean aumentos en la diferencia de presión sobre los cuellos lo que
genera una fuerza resultante con sentido contrario a la gravedad, todo esto
sumado crea un efecto de “flotacion” que evita el descenso libre de la cabilla.
Este fenómeno ha sido observado principalmente en los campos de crudo pesado
y extrapesado en Venezuela y aun cuando no existe una solución simple, lo mejor
es intentar regular la velocidad de operación y realizar un diseño especial de la
sarta de cabillas. Otra opción es la inyección de diluente en la succión de la
bomba o en algún punto de la tubería, esta alternativa presenta una variante
propuesta por Rivas (1995) la cual es conocida como PrensaEstopa de Subsuelo.
(c) Un problema frecuente al manejar crudos de alta viscosidad es el llenado
efectivo de la bomba. En general al manejar fluidos de baja viscosidad se intenta
reducir la carrera o embolada del balancín a fin de reducir las cargas inerciales de
la sarta de cabilla, pero en contraposición se incrementan la velocidad de
operación.
Fig 68 Carta dinagrafica que muestra los efectos de un deficiente llenado.
En crudos de alta viscosidad la recomendación es completamente inversa, ya que
es recomendable operar a bajas velocidades pero utilizar emboladas largas a fin
de compensar las pérdidas de producción. El porque de dicha practica radica en la
diferencia de movilidad entre el petroleo y el gas, mientras mas viscoso sea el
petróleo su movilidad será tantas veces inferior a la del gas y al instante de abrir la
válvula fija, el gas se moverá muchos mas rápido que el petróleo ocupando el
espacio abierto dentro de la recamara de la bomba. Si la bomba opera a una
velocidad muy elevada, la válvula fija cerrara rápidamente sin permitir que el
petróleo llene la recamara, lo cual finalmente afecta la eficiencia volumétrica de la
bomba.
(d) Un efecto poco mencionado en la literatura cuando se opera con crudos de alta
viscosidad es lo que se conoce como “Espuma” o “Foamy” en su término en
ingles. La espuma no es más que una dispersión de gas en petróleo que tiene la
característica de ser muy estable y muy difícil de romper. La espuma en si misma
no es un problema para este tipo de bomba ya que este fenómeno no cambia la
reología de la mezcla, sin embargo si afecta su compresibilidad y allí estriba su
efecto.
Cuando la bomba succión la mezcla de petróleo espumante e intenta incrementar
su presión durante el ciclo de carrera descendente se encuentra que el incremento
de la compresibilidad produce un efecto similar al de interferencia observado
cuando las bombas manejan altas fracción de gas. Este fenómeno afecta tanto la
eficiencia volumétrica de la bomba como la eficiencia de levantamiento ya que
parte del trabajo aplicado al fluido es invertido en compresión. Este fenómeno es
tan complejo que fue a raíz de su estudio que Shell (1946) diseño lo que se
conoce en la actualidad como Bombas Circulo “A”, la cual es la única solución
eficiente encontrada hasta la fecha para el problema la otra solución implica el
cambio de método a sistemas mas eficientes al manejar mezclas bifásicas tales
como bombas de cavidades progresivas (BCP) y bombeo hidráulico tipo jet (BHJ).
(e) El último de los efectos a mencionar cuando se manejan fluidos de alta
viscosidad es el retardo en la apertura o cierre de las válvulas, cuya consecuencia
es una perdida de eficiencia. En cuanto a la apertura el aumento de la viscosidad
ocasiona un incremento del arrastre viscoso sobre la bola por lo que su cierre se
producirá solo cuando los efectos gravitacionales y de presión compensen esta
fuerza. La solución en estos casos es el empleo de válvula de mayor peso a la
convencional o de gran diámetro a fin de maximizar el efecto de la presión, existen
algunos diseños especiales cuyo éxito es cuestionable.
En el caso de la válvula fija, ocurre que la apertura no es completa ya que ocurre
que el arrastre ocasiona una apertura acelerada de la válvula por lo cual el fluido
entra y alcanza un pseudo equilibrio por lo cual ocurre un incremento en la presión
en la recamara y ocasiona que la válvula cierre instantáneamente mientras el
pistón continua ascendiendo, esto se puede observar en las cartas dinagráficas.
Apertura VF
Apertura VV
Cierre VFCierre VV Efectos de Viscosidad
Fig 69 Efectos de la viscosidad sobre el comportamiento de las valvulas.
Finalmente, es importante destacar el hecho que el petróleo de alta viscosidad al
fluir a través de la líneas de producción suelen producir grandes caídas de
presión, por ello es de esperar que la presión de cabezal sea elevada. De ahí que
al diseñar completaciones para pozos de alta viscosidad debe tenerse la
precaución de tomar en cuenta la variación de la temperatura ambiental para
estimar el rango de presiones de cabezal. De lo contrario es de esperar que
ocurran fallas prematuras en los sistemas más distanciados de la estación de flujo.
4.4. Costos de operación e inversión: energía y eficiencia del
sistema.
En la Fig 70 se da un ejemplo de cómo influye la profundidad en los costos de
inversión, a su vez con la tasa de flujo manejado. En la gráfica se observa que a
medida que aumenta la profundidad los costos se incrementan, eso debido a que
se tiene una sarta mas larga y a su vez se requieren de unidades de bombeo de
mayor capacidad para poder manejar una sarta de mayor peso, longitud y
demanda hidráulica. A su vez a medida que se tiene una profundidad mayor la
carrera efectiva de la bomba de subsuelo se reduce, debido a la elongación de la
sarta de cabillas y de la tubería (si ésta no esta anclada), por lo tanto parte del
movimiento efectivo de la unidad de bombeo se convierte en elongación a lo largo
de la sarta.
Fig 70 Variacion de los costos de inversion en funcion del caudal y la profundidad.
El análisis económico soporta el diseño de un sistema de levantamiento artificial,
ya que evalúa los costos de la inversión con respecto a la producción del pozo y
asegura un flujo de caja positivo en la operación. Dicha evaluación debe estar
fundamentada en los indicadores económicos según los cuales se establecen el
escenario más conveniente. Como ejemplo, en la Fig 71 se comparan los costos
de inversión de tres tipos de levantamiento artificial (bombeo mecánico, bombeo
hidráulico y bombeo electrosumergible) con respecto a la tasa de flujo manejada y
a una profundidad común de 5000 pies. De esta gráfica se puede deducir que
siempre y cuando los 3 métodos apliquen al escenario de producción, el Bombeo
Mecánico aventaja desde punto de vista económico a los otros métodos de
levantamiento para un rango de producción menor a 300 barriles por día, para
caudales mayores a este valor, es preferible utilizar otro sistema de levantamiento,
en este caso bombeo hidráulico, y para el manejo de caudales por encima de 800
barriles por día, la mejor opción es el bombeo electrosumergible. Por supuesto, la
ubicación de estos métodos en categorías de conveniencia podría cambiar
dependiendo de los indicadores económicos del escenario a analizar, ya que en
este ejemplo se ilustra un caso muy particular.
Fig 71 Regiones de minima inversion de diferentes metodos de levantamiento.
Cuando se realiza un diseño en levantamiento artificial es importante tomar en
cuenta cual debe ser la prioridad de diseño, es decir, si se requiere una
configuración para la máxima producción de fluidos, o si se necesita una
configuración con el óptimo consumo de energía. Esto es válido cuando los costos
de energía afectan la rentabilidad del proyecto, cuyo criterio económico es el que
determina las premisas del diseño. Si la prioridad es minimizar los costos de
energía, se pueden utilizar bombas más grandes y velocidades de operación
menor, mientras que si se quieren utilizar bombas de menor dimensión, pero con
igual producción, es necesario aumentar la velocidad y la carrera de bombeo, lo
cual requiere mayor consumo de energía. No obstante, en cualquier caso es
importante el criterio de racionalización de la energía en la condición de operación
lo cual puede lograrse mediante el balanceo correcto de la unidad, el control del
factor de potencia y el ajuste correcto entre los componentes móviles que generan
pérdidas mecánicas.
4.5. Referencias
1. Becerra, O. “Evaluación de la Bomba de Subsuelo de Doble Pistón”. Informe
Técnico PDVSA-Intevep. Los Teques (1998)
2. Bianchi, J.; Mijares, A. “Determinación de la Eficiencia Volumétrica de Bombas
de Subsuelo para la Producción de Petróleo Operando en Condiciones
Inclinadas y Manejando Flujo Bifásico”. Trabajo de Grado. Universidad
Metropolitana. Caracas (1995).
3. Brill, J.; Beggs, H. "Two-Phase Flow in Pipes". Sixth edition, first printing.
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4. Brown, K.E. et al. "The Technology of Artificial Lift Methods", Vol. 4, Petroleum
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5. Busom, I., “Análisis Cinemático y Dinámico de Bombas de Subsuelo”. Trabajo
especial de grado. Universidad Metropolitana. Caracas (1987).
6. Caldentey, J. “Estudio Experimental del Flujo de Aire a Través de una Zapata
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7. Chacín, J; Purcupile, J. “A New Model for Studying Oilwell Pumping
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8. Coello, W. “Diseño de un Banco de Pruebas para Bombas de Subsuelo”.
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9. Connally, D.A.; Sandberg, C.; Stein, N. “Volumetric Efficiency of Sucker Rod
Pumps When Pumping Gas-Oil Mixtures”. Pet. Trans., AIME Vol. 198. Dallas,
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10. Dottore, E.; Bolland. “How to Prevent Gas Lock in Sucker Rod Pumps”. SPE
27010. Paper presented at the III Latin American/Caribbean Petroleum
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11. Haddenhorst, H.; Horn, K. “Attacking Deep Two-Phase Pumping Problems”.
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12. Ionel, A. “The Influence of Gas on Deep Well Sucker Rod Pumping”. MINE,
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16. Pascual, A.; Rivas J. “Diseño y Construcción de un Circuito para Estudiar el
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especial de grado. Universidad Metropolitana. Caracas (1990).
17. Ponce, B.; Martínez, M. “Determinación de la Eficiencia Volumétrica de
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Condiciones Inclinadas y Manejando Flujo Bifásico”. Trabajo especial de
grado. Universidad Metropolitana. Caracas (1995).
18. Ramirez, M. Zdenkovic, N. Medina, E. “Technical/Economical Evaluation of
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20. Schmidt, Z; Doty, D. .”System Analysis for Sucker Rod Pumping”. SPE 15426.
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22. Takacs, G. “Profitability of Sucker-Rod Pump Operations is Improved through
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24. Tebourski, H.; Doty, D.; Schmidt, Z. “Equations for Transient Gas Solubility
Rates Improve Calculation of Volumetric and Work Efficiencies for Sucker Rod
Pumps”. SPE 27852, Paper presented at the Western Regional Meeting. Long
Beach, California, U.S.A.(1994).
5. Técnicas de Diseño para Completaciones con Bombeo Mecánico Convencional.
5.1. Esquemas de completación.
El primer paso dentro del diseño de una completación de bombeo mecánico es la
selección del esquema de completación a utilizar, los criterios de tal selección se
realizan de acuerdo a los requerimientos de producción, características de
operación del pozo (RGP, Corte de agua y Concentración de Arena),
características de los fluidos y profundidad. En oportunidades, solo la comparación
de indicadores económicos aplicados a cada una de opciones de completación
disponible señala cual es la más adecuada o la más rentable.
Existe una diversidad de esquemas de completación ya que usuario del método,
intenta aplicar su conocimiento para mejorar la rentabilidad de sus operaciones.
En la actualidad son masivamente utilizadas cinco tipos, estas son: completación
convencional, Completación con Diluente por el Anular, Completación con Diluente
por Tubería, Completación sin tubería, Completación Dual y Completación para
Inyección de Vapor. En este manual solo se presentaran los cuatros primeros
esquemas de completación recomendándose consultar Day [3] para profundizar
sobre el tema.
5.1.1. Completación convencional
Esta opción representa el arreglo más común de este método de producción a
nivel mundial (Fig 72). En el mismo, la producción fluye a través de la tubería y
parte del gas libre es separado de forma natural o mejorada a través de
separadores estáticos antes de ingresar a la bomba. El gas separado fluye a
través del espacio anular entre el revestidor y la tubería de producción, en
superficie este puede ser quemado, llevada a líneas de recolección de gas a baja
presión o puede ser reingresado a la corriente de producción a través de una
conexión entre el anular y la línea de flujo.
BARRA PULIDA
CONEXION REVESTIDOR
LINEA DE FLUJO
CRUDO
GA
S
FORRO RANURADO
(LINER)
UNIDAD DE BOMBEO
PRENSAESTOPA DE SUPERFICIE
CABEZAL
SARTA DE CABILLAS
REVESTIDOR
EDUCTOR
PISTON
VALVULA VIAJERA
VALVULA FIJA
CRUDO
COLGADOR
GRAVA
LINEA DE GAS
LINEA DE FLUJO
ELEVADOR
GUAYA
Fig 72 Completacion convencional.
5.1.2. Diluente por el anular
El diluente es un fluidos de muy baja viscosidad, utilizado para mezclarse con el
crudo a producir y general una mezcla de menor viscosidad. En general se utiliza
en campos de crudos pesados y extrapesados para reducir la fricción entre la
cabilla y la tubería, a su vez de evitar los problemas de la flotación de cabillas.
Este esquema de producción es representada por dos arreglos, en ambos, la
producción fluye a través de la tubería de producción hasta la superficie, mientras
que el diluente es inyectado a través del espacio anular. A pesar de estas
características comunes, la presión empleada para la inyección del diluente en
cada esquema marca la diferencia entre ambos. Estas completaciones son: sin
empacadura de fondo y con empacadura de fondo, a continuación se describen:
5.1.2.1. Completaciones con empacadura de fondo
Si el diluente se inyecta a alta presión a través del espacio anular, lo cual puede
realizarse mediante algún dispositivo de inyección de diluente de subsuelo (el cual
va instalado en la bomba o en la tubería de producción), es necesario aislar las
perforaciones mediante una empacadura de fondo Fig 73. En este caso no es
posible realizar la separación del gas libre en el fondo, el cual debe ser manejado
por la bomba de subsuelo. Existe la alternativa de inyectar el diluente a baja
presión y colocar un tubo de Venturi en la succión de la bomba el cual ejerce a su
vez un efecto de succión hacia el interior de la tubería que induce la entrada del
diluente a la bomba. En este caso se debe instalar la empacadura por debajo del
tubo de succión de la bomba para permitir que el diluente inyectado llegue al tubo
de Venturi allí instalado.
Existen dispositivos que permiten inyectar el diluente directamente dentro de la
bomba de subsuelo o en la válvula fija, esto implica que, al igual que en el arreglo
anterior, parte de la capacidad de bombeo es usada para bombear el diluente que
es mezclado con el crudo. Si por el contrario, el dispositivo de inyección está
ubicado por encima de la bomba de subsuelo el diluente no es manejado por la
bomba.
BARRAPULIDA
FORRORANURADO
(LINER)
UNIDAD DE BOMBEO
INYECCION DEDILUENTE
MEZCLACRUDO-DILUENTE
CABEZAL
SARTA DE CABILLAS
REVESTIDOR
EDUCTOR
PISTONVALVULA VIAJERA
VALVULA FIJA
CRUDO
EMPACADURA
COLGADOR
GRAVA
DOSIFICADOR
LINEA DE FLUJO
PRENSAESTOPADE SUPERFICIE
ELEVADOR
GUAYA
Fig 73 Completacion de inyeccion de diluente por el anular.
5.1.2.2. Diluente por la tubería
Este esquema también es originario del oriente del país, y empleado para
solucionar el mismo problema. A diferencia de los dos esquemas de dilución
anteriores, en éste la producción fluye por el espacio anular del pozo (Fig 90). Esto
se logra mediante la instalación de un niple ranurado en la tubería de producción
y, generalmente, a no más de dos tubos por encima de la bomba de subsuelo. El
diluente es inyectado a alta presión a través de la tubería de producción, de forma
que pueda mezclarse con el crudo en el niple perforado y fluir hacia el espacio
anular. Para lograr este arreglo es indispensable instalar una empacadura de
fondo por debajo de dicho niple. Como se mencionó anteriormente, la presencia
de esta empacadura impide la separación de gas libre en el fondo del pozo, el cual
es manejado por la bomba.
FORRO RANURADO
(LINER)
UNIDAD DE BOMBEO
CABEZAL
INYECCION DE DILUENTE
MEZCLA CRUDO-DILUENTE
SARTA DE CABILLAS
REVESTIDOR
EDUCTOR
NIPLE RANURADO
PISTON
VALVULA VIAJERA
VALVULA FIJA
CRUDO
EMPACADURA
COLGADOR
GRAVA
LINEA DE FLUJO
BARRA PULIDA
PRENSAESTOPA DE SUPERFICIE
ELEVADOR
GUAYA
Fig 74 Completacion con inyeccion de diluente por la tuberia.
5.1.2.3. Prensaestopas de Subsuelo
Este es un sistema diseñado en Venezuela como una mejora para los pozos que
requieren diluente para mejorar la operación del sistema de levantamiento, la cual
permite el uso del diluente sin inyección continua. Consiste en la instalación de un
prensaestopas de subsuelo o sello sobre la descarga de la bomba para impedir
que el crudo fluya por la tubería de producción (Fig 75). Antes bien, el crudo es
desviado hacia el espacio anular mediante una zapata ranurada situada a nivel de
la descarga de la bomba de subsuelo, justo por debajo del mencionado sello. La
tubería de producción se llena con un líquido de baja viscosidad, tal como aceite,
petróleo liviano o gasóleo, el cual queda atrapado entre el prensaestopas de fondo
y el de superficie. Con este arreglo se disminuye significativamente la fricción
entre las cabillas y el fluido, sin la necesidad de inyectar diluente en forma
continua. Por otro lado, este esquema requiere el uso de una empacadura de
fondo, lo cual impide el manejo del gas libre a través del espacio anular.
FLUIDO PERMANENTE PARA LUBRICACION
FORRO RANURADO
(LINER)
UNIDAD DE BOMBEO
CABEZAL
SARTA DE CABILLAS
REVESTIDOR
EDUCTOR
PISTON
VALVULA VIAJERA
VALVULA FIJA
CRUDO
EMPACADURA
COLGADOR
GRAVA
CRUDO
PRENSAESTOPA DE SUBSUELO
VALVULA PARA REPOSICION DE FLUIDO DE LUBRICACION
LINEA DE FLUJO
BARRA PULIDA
PRENSAESTOPA DE SUPERFICIE
ELEVADOR
GUAYA
Fig 75 Completacion con prensaestopa de subsuelo.
5.1.3. Completaciones sin empacadura de fondo
En esta se representa la situación donde el diluente se inyecta por gravedad
desde la superficie o mediante una tubería delgada (“coiled tubing”) a cualquier
profundidad, incluso por debajo de la bomba (Fig 76). En esta terminación es
posible separar parte del gas libre hacia el anular del pozo. Esto es debido a que
no es necesario aislar las perforaciones del espacio anular porque la presión del
anular es baja. El diluente se mezcla con el crudo antes de, o justo en la entrada
de la bomba. Esto implica que parte de la capacidad de bombeo es usada para
desplazar el diluente que es mezclado con el crudo. En condiciones estables, la
columna de líquido en el anular está formada sólo por diluente y gas, ya que el
diluente es más liviano que el crudo y el agua.
CONEXION REVESTIDOR
LINEA DE FLUJO
FORRO RANURADO
(LINER)
UNIDAD DE BOMBEO
INYECCION DE DILUENTE
MEZCLA CRUDO-DILUENTE
CABEZAL
SARTA DE CABILLAS
REVESTIDOR
EDUCTOR
PISTON
VALVULA VIAJERA
VALVULA FIJA
CRUDOCOLGADOR
GRAVA
GA
S
LINEA DE FLUJOBARRA PULIDA
PRENSAESTOPA DE SUPERFICIE
ELEVADOR
GUAYA
Fig 76 Completacion con inyeccion de diluente por el anular sin empacadura.
5.2. Análisis Nodal para Bombas de Desplazamiento Positivo.
En capítulos anteriores se explico brevemente el uso del análisis nodal dentro del
proceso de diseño y selección de los componentes de un sistema de producción.
En aquella oportunidad se presentaron reglas simples las cuales deben cumplirse
junto con el procedimiento a seguir. Si bien, la universalidad de las reglas
utilizadas no es cuestionable, si lo es el procedimiento a seguir, en especial
cuando se intenta aplicar esta técnica de análisis a un sistema de producción que
emplea bombas de desplazamiento positivo como lo es el bombeo mecánico
convencional.
Flow
ing
Flow
ing
Bot
tom
hole
Bot
tom
hole
Pres
sure
,Pr
essu
re, pp
wf
wf
Liquid Rate, Liquid Rate, qqll
Curva Curva de “inflow”de “inflow”PsucPsuc= IPR = IPR -- (DP)(DP)perfperf--bombbomb
Curva Curva de “outflow” (del de “outflow” (del sistemasistema))PdescPdesc= = PcabzPcabz + + columna columna + + fricciónfricciónCurva Curva de “outflow” (del de “outflow” (del sistemasistema))PdescPdesc= = PcabzPcabz + + columna columna + + fricciónfricciónCurva Curva de “outflow” (del de “outflow” (del sistemasistema))PdescPdesc= = PcabzPcabz + + columna columna + + fricciónfricción
DP DP requerido requerido en en la la bombabombaDP DP requerido requerido en en la la bombabomba
Fig 77 Curva de analisis nodal de sistemas de desplazamiento positivo.
A diferencia del procedimiento aplicado en otros sistemas de producción, en las
bombas de desplazamiento positivo existen algunas reglas importantes a cumplir,
estas son:
a) El nodo de interés en el sistema es el nodo de succión, ya que este define el
nivel de energía disponible en la succión de la bomba y adicionalmente define la
fracción de gas a manejar por la bomba.
b) El caudal de producción agua abajo del nodo de succión es independiente del
caudal de producción agua arriba, ya que este viene definido por la velocidad de
operación del sistema de bombeo y por su geometría.
Es importante acotar que el caudal de producción agua abajo del nodo de succión
es independiente de la diferencia de presión aplicada a la bomba, hasta que esta
alcanza valores tales que ocasionan que se incremente el escurrimiento a través
de la bomba ó que genere sobrecargar a la sarta de cabilla afectando su carrera
efectiva.
El procedimiento a seguir es bastante sencillo pero se debe ser cuidadoso ya que
implica un gran número de operaciones matemáticas, sin embargo ciertas técnicas
han simplificado el calculo y son estas las que se desarrollaran en el resto del
capitulo.
5.3. Diseño a través de Factores de Aceleración – Factores de
Aceleración.
5.3.1. Factor de Aceleración.
Si se asume que el crack esta rotando a una velocidad angular constante,
entonces el punto de conexión entre el brazo pitman y la manivela genera un
recorrido el cual resulta en un movimiento armónico simple en la dirección vertical.
El movimiento armónico simple es un movimiento rectilíneo oscilante con una
aceleración proporcional y opuesta al signo del desplazamiento, el cual es
entendido como el cambio de posición relativa a un punto de referencia fijo. Bajo
esta premisa Mills dedujo la aceleración máxima que alcanzaría la sarta de
cabillas desde su estado de reposo (ec (38)).
2 2max 4 ca r Nπ= ⋅ ⋅ ⋅ (38)
A fin de simplificar el cálculo, Mills introdujo el concepto de “factor de aceleración”
el cual debe ser entendido como la aceleración necesaria para poner en
movimiento la sarta de cabilla desde un estado de reposo hasta su valor máximo
de aceleración (Ec.(39))
2 2 2
max 270500
cr N S Nag g
πα ⋅ ⋅ ⋅ ⋅= = = (39)
La importancia de este factor es que permite estimar la carga adicional impuesta a
la sarta de cabillas producto de la aceleración.
5.3.2. Recorrido Efectivo ó Embolada neta.
Puede existir una considerable diferencia entre la longitud de embolada de la barra
pulida y la longitud de movimiento del pistón. En realidad el punto de interés es la
distancia que viaje el pistón con respecto al barril, ya que este produce el trabajo
efectivo de la bomba, a este desplazamiento se le conoce como “Recorrido
Efectivo” o “Embolada Neta”.
Muchos son los factores que causan la diferencia entre los recorridos de la barra
pulida y el piston, por citar algunos se tiene: (a) Elongación y contracción de la
sarta de cabillas y la tubería, (b) Sobre-carrera del pistón debido a las cargas
inerciales, (c) efectos de vibracion de la cabilla, (d) efectos de la fricción en fondo y
(e) la fraccion de gas.
Los efectos de la fricción en fondo y las vibraciones son comúnmente
despreciados para el cálculo de la carrera neta en fondo, mientras que los efectos
del gas son considerados a traves de la eficiencia volumetrica de la bomba. Por lo
tanto la carrera neta se puede calcular mediante la siguiente ecuación:
p p t rS S e e e= + − − (40)
Donde “S” indica la longitud de la embolada de la barra pulida, “Sp” es la embolada
neta o carrera del pistón, “ep” es la sobre-carrera del pistón, “et” es la elongación
de la tubería y “er” es la elongación de la cabilla. Los efectos de elongación de la
cabilla y la tubería causan una reducción del recorrido efectivo del pistón, mientras
que el efecto de sobre-carrera genera incrementos en el recorrido efectivo.
Elongación de la tubería y las cabillas.
La elongación de la tubería y las cabillas es producida por la transferencia
periódica de la carga de fluido desde el pistón hacia la tubería y desde la tubería
hacia el pistón. La elongación de la cabilla ocurre durante la carrera ascendente
del pistón, cuando la válvula viajera se cierra y la carga de fluido se transfiere
desde la tubería hacia el pistón generando que la sarta de tubería se contraiga.
Para ejemplificar este fenómeno, imaginase que el balancín comienza su ciclo de
carrera ascendente razón por la cual la barra pulida comienza ha ascender
respecto a la superficie, a medida que la barra pulida comienza a moverse la
cabilla comienza a alongarse razón por la cual el pistón permanece estacionario
con respecto al barril. En un cierto punto la cabilla deja de elongarse y el pistón
comienza a moverse, es en ese momento la carga sobre el pistón termina de ser
asumida por la sarta de cabillas mas sin embargo parte de la carrera de superficie
se pierde, que de otra forma sería utilizada para levantar fluido.
Esta es la explicación del porque la carrera en fondo es menor que la carrera en
superficie, pero además permite entender que la diferencia entre ambos recorridos
es proporcional a la elongación o contracción de cabillas y la tubería. Asumiendo
que los esfuerzos generados siempre se encuentran por debajo del límite de
cendencia del material, entonces se puede deducir la elongacion de la tubería y la
cabilla a partir de la ley de Hooke (Ec. (41) y (42)).
12 O
rr
F LeA E⋅ ⋅
=⋅ (41)
12 O
tt
F LeA E⋅ ⋅
=⋅ (42)
Donde “Fo” es la de fluido actuando en el área del pistón, “L” es la longitud de la
sarta de cabillas y la sarta de tubería, “At” es el área transversal de la tubería, “Ar”
es el área transversal de la sarta de cabillas y “E” es el módulo de elasticidad de
acero (30 x 10 6 psi)
Debido a que, el área trasversal de la sarta de tubería es bastante mayor que área
transversal de la sarta de cabillas, el efecto de la contracción de la tubería es muy
pequeño comparado con la elongación de cabillas. Adicionalmente, con bastante
frecuencia la tubería se suele anclar para evitar este efecto. Por tal razón se suele
despreciar, especialmente si se trata de pozos poco profundos o con diámetros de
pistón muy pequeños. En el caso de sartas de cabilla ahusadas, la elongación se
calcula como la suma de la elongación de cada una de las secciones (Ec. (43)).
1 2
1 2
12 O nr
n
F LL LeE A A A
⋅= ⋅ + + +
K (43)
Sobre-carrera del pistón.
La sobre-carrera del pistón ocurre en el tope inferior y superior de la embolada
como resultado de las desaceleraciones de la sarta de cabillas en el tope superior
e inferior de la embolada. Las fuerzas inerciales estiran la sarta de cabillas. Estas
fuerzas inerciales se pueden calcular utilizando la siguiente ecuación.
2
70500i r rS NF W Wα ⋅
= ⋅ = ⋅ (44)
Donde: “Fi” es fuerza inercial, “Wr” es el peso de la sarta de cabillas en el aire
(Lbs) y “α" es el factor de aceleración de Mills. Todo lo anterior, suponiendo que
las cabillas cumplen con el movimiento harmónico simple.
La magnitud del esfuerzo en las cabillas producido por esta fuerza se puede
calcular utilizando la ley de Hooke. Es necesario aclarar que el esfuerzo en el tope
inferior de la sarta de cabillas es cero y es igual a la fuerza de inercial solo en el
tope superior de la sarta. Por lo tanto el esfuerzo resultante en la sarta de cabillas
es equivalente al ocasionado si solo la mitad de esa fuerza se aplica en el tope
inferior de la sarta de cabillas. Por lo tanto la magnitud de la sobre-carrera
descendente se puede calcular a través de la ecuación (45).
12
idescendente
r
F LeA E
⋅= ⋅
⋅ (45)
Mientras que la sobre-carrera en ascenso se puede calcular del mismo modo (ver
Ec. (46)).
12
iascendente
r
F LeA E
⋅= ⋅
⋅ (46)
Finalmente la sobre-carrera total se calcula sumando el efecto tanto ascendente
como descendente (ver Ec. (47))
2
70500r
pr
W L S NeA E
⋅ ⋅= ⋅
⋅ (47)
Simplificando la ecuación (47) se obtiene la ecuación de sobre-carrera, ecuación
es conocida como “Metodo de Coberly” o “Metodo de Marsh-Coberly” para el
cálculo de la sobre-carrera.
( )2111.93 10pe L N S−= ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ (48)
Esta última expresión se conoce como Este método, a parte de suponer
movimiento armónico simple, desprecia los efectos de retardo en la transmisión de
esfuerzos a través de la sarta de cabillas.
5.3.3. Columna Neta de Levantamiento.
La columna neta de levantamiento es el diferencial de presión a través del pistón
medido bajo condiciones estáticas y durante la carrera ascendente. Esta columna
neta se expresa en pies de fluido presente en la tubería de producción (Tubing). Si
la bomba es colocada al mismo nivel de fluido con presión de succión igual a cero,
y presión de cabezal igual a cero. La columna neta de levantamiento será igual a
la profundidad de asentamiento de la bomba. Pero si la bomba se asienta por
debajo del nivel dinámico la presión del anular es mayor que cero, La columna
neta de levantamiento será diferente de a la profundidad de asentamiento de la
bomba.
De manera simplificada el diferencial de presión a través del pistón se puede
calcular con la siguiente fórmula.
0.433wh iP P L Sg P∆ = + ⋅ ⋅ − (49)
El levantamiento neto se define como.
0.433
PDSg
∆=
⋅ (50)
Al combinar las dos ecuaciones se obtiene.
0.433
i whP PD LSg
−= −
⋅ (51)
5.3.4. Cálculos de las Carga Mínimas y Máximas.
Existe fórmulas sencillas para estimar la carga máxima (PPRL) y mínima (MPRL)
de en la barra pulida dependiendo del tipo de balancín, haciendo uso del factor de
aceleración de Mills las cuales se resumen en la Tabla 14
Unidad Carga maxima en la barra
pulida (PPRL)
Carga Mínima en la barra pulida
(MPRL)
Convencional ( )1O rPPRL F W α= + ⋅ + ( )1 0.127rMPRL W Sgα= ⋅ − − ⋅
Balanceada por
Aire ( )1 0.7O rPPRL F W α= + ⋅ + ⋅ ( )1 1.3 0.127rMPRL W Sgα= ⋅ − ⋅ − ⋅
Mark II ( )1 0.6O rPPRL F W α= + ⋅ + ⋅ ( )1 1.4 0.127rMPRL W Sgα= ⋅ − ⋅ − ⋅
Tabla 14 Resumen de ecuaciones de carga mínima y míxima en la barra pulida de
acuerdo a los factores de aceleración de Mills.
Como se observa en la fórmulas contempladas para unidades Mark II y
balanceadas por aire, el factor de aceleración de Mills se multiplica por número
que representa la reducción de aceleración en la carrera ascendente (40 y 30%
respectivamente) y un incremento en la aceleración durante la carrera
descendente.
5.3.5. Cálculo de Torque Pico y el Contrabalance.
La forma más sencilla de calcular la carga de fluido es utilizando la gravedad
específica del mismo y la profundidad de asentamiento de la bomba.
( )0.433O p rF Sg L A A= ⋅ ⋅ ⋅ − (52)
Donde “Sg” es la gravedad específica del fluido, “L” es la profundidad de
asentamiento de la bomba, “Ap” es el área del pistón, “Ar” es el área de la cabilla.
Una forma aproximada de determinar el pico de torque es a través de la siguiente
fórmula, si este se da en la carrera ascendente.
( )2uSPT PPRL CBE = − ⋅
(53)
Donde “PT” es el pico de torque y “CBE” es el efecto del contrabalance. El pico de
torque durante la carrera de descenso se calcula de la siguiente forma:
( )2dSPT CBE MPRL = − ⋅
(54)
R=S/2 CBE
PPRL
PTu
Fig 78 Fuerzas y momentos aplicados en la manivela.
Se puede entonces el torque neto sera igual a:
Torque neto durante la carrera de ascenso = PRLu . E – CBE . E
Torque neto durante la carrera de descenso = PRLd . E – CBE. E
CBE
CBE
PRLd
PRLu
EE
R R
Fig 79 Efecto del contrabalance.
Sabiendo que:
PRLu = Wrf + Fo + Fuerzas dinámicas + Fuerzas de fricción
PRLd = Wrf + Fuerzas dinámicas + Fuerzas de fricción
Si se supone que las fuerzas inerciales y las fuerzas de fricción son de la misma
magnitud en la carrera ascendente y en la carrera descendente.
12rf OCBE W F= + ⋅ (55)
5.3.6. Potencia Requerida
La potencia de placa que se requiere para mover un sistema de levantamiento por
bombeo mecánico se calcula con la siguiente formula.
s
PRHP CLFHPE
⋅= (56)
Donde “CLF” es el factor de carga cíclica, “Es” es la eficiencia de la unidad de
superficie (Balancín), “PRHP” representa la potencia suministrada por el balancín
a la barra pulida. La potencia suministrada posee dos componentes: la potencia
hidráulica y la potencia disipada por fricción, de manera que la potencia total se
puede calcular haciendo uso de las cartas dinamométricas con el promedio de
torque, haciendo uso de la siguiente ecuación:
63025promTorque N
PRHP⋅
= (57)
De otra forma potencia hidráulica se calcula haciendo uso de la siguiente fórmula:
6350 7.36 10
33000 24 60HQ Sg LHP Q Sg L−⋅ ⋅ ⋅
= = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅⋅ ⋅
(58)
Mientras que la potencia disipada por fricción se puede calcular haciendo uso de
la siguiente correlación:
( ) ( )8 72
6.31 1033000 12
rW
f r
S NHP W S N−⋅ ⋅ ⋅
= = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅⋅
(59)
Así pues se puede estimar la potencia demandada por el sistema como:
H fPRHP HP HP= + (60)
Para estimar la eficiencia de la unidad se toma en consideración las pérdidas en
los cojinetes de la estructura, en la caja de engranajes, en los cables y en la
transmisión por poleas y correas. La Fig 80 se muestra la correlacion propuesta
por Gipson y Swaim para estimar esta eficiencia.
Fig 80 Eficiencia de transmision en balancines.
El último parámetro a estimar es el factor de carga cíclica el cual contabiliza las
pérdidas de calor en el motor debido a las fluctuaciones de las cargas durante la
operación de un balancín, su cálculo no es una tarea sencilla sin embargo la mejor
forma de calcular este factor es mediante las cartas amperimétricas, de lo
contrario se utilizan factores genericos a efectos de diseño los cuales se prensenta
a continuación.
Motor Nema C Motor Nema D
Unidad Convencional 1.897 1.375
Mark II 1.517 1.100
Tabla 15 Factores de carga ciclica típicos.
Iprom IrmsI (
Corr
ient
e)
Tiempo
Iprom IrmsI (
Corr
ient
e)Tiempo
Pérdidas Térmicas
Fig 81 Concepto del factor de carga ciclica.
5.4. Diseño a través del Método API 11L
En 1954, en un intento por simplificar el diseño y selección de sistemas de
Bombeo Mecánico Convencional, un grupo de empresas operadoras y fabricantes
comisiona al “Midwest Research Institute”, un estudio sobre el comportamiento de
los sistemas de bombeo mecánico.
La API publicó el resultado de este estudio en 1967 como “Recommended
Practice 11L”. Desde su aparición, la API RP-11L se ha convertido en el método
de diseño más popular, sin embargo, el método tiene muchas limitaciones debido
a las suposiciones realizadas en su desarrollado.
Este método se basó en el uso de un computador para simular las condiciones de
bombeo para luego generar cartas dinagráficas de fondo y de superficie. Estas
simulaciones se hicieron bajo las siguientes consideraciones:
• Llenado completo de la bomba de subsuelo (sin interferencia de gas o
golpe de fluido)
• Cabillas de acero con diseño API.
• Unidades de bombeo de geometría convencional.
• Poco deslizamiento del motor.
• Unidad perfectamente balanceada.
• No debe existir grandes efectos de fricción o aceleración del fluido.
• No hay efectos por aceleración del fluido.
• Tubería de producción anclada.
• Profundidades mayores a 2000 pies.
Los datos obtenidos de estas cartas dinagráficas calculadas se utilizaron para
desarrollar curvas adimensionales y luego fueron validadas con un gran número
de casos de diseño práctico. Las tablas elaboradas hacen más fácil la selección y
evaluación de equipos de bombeo, sin necesidad de cálculos excesivos. Los
parámetros de interés en la técnica API son mostrados en la figura 11.1.
F1
F2
Fo = Carga de fluido sobre la bomba
Sp = Longitud de la carrera de fondo
S = Longitud de carrera en superficie
Car
ga m
ínim
a en
laba
rra p
ulid
a (M
PRL)
Pes
o ca
billa
s en
flota
ción
(Wrf)
Car
ga m
áxim
a en
laba
rra
pulid
a (P
PRL)
Fig 82 Parametros de interes para el metodo API.
La base del método API es la similitud en la forma de las cartas dinagráficas y los
factores adimensionales de velocidad y estiramiento de cabillas. Los resultados de
las cartas simuladas de algunos pozos fueron correlacionados en términos de
relaciones (cantidades adimensionales) y presentadas en forma gráficas, los
cuales pueden ser extrapolados a una gran variedad de pozos con diferentes
profundidades, diámetro de bombas, velocidades de bombeo y diseño de cabillas.
KrSFo⋅
NoN
Fig 83 Forma de las cartas dinagraficas en funcion de los parametros adimensionales.
5.4.1. Procedimiento de cálculo
En resumen, el cálculo de las RP 11L requiere de los siguientes pasos principales:
1. Recolección de datos, éstos pueden ser de una instalación existente o de
datos calculados.
2. Calculo de los parámetros adimensionales independientes
3. Utilizando las gráficas de diseño API, obtener los parámetros
adimensionales dependientes
A partir de los parámetros adimensionales dependientes, se determina los
parámetros operacionales del sistema. A continuación se presenta un ejemplo de
la aplicación del método.
Ejemplo de aplicación El método de diseño es descrito con detalles en el
boletín RP 11L, el cual contiene un ejemplo completo, donde se explica como
efectuar los cálculos de diseño. Un ejemplo más simple, se describe a
continuación, utilizando el procedimiento y gráficas de dicho boletín.
Ejemplo de aplicación
Datos:
Unidad de bombeo: convencional
Longitud de carrera en superficie: 100 pulgs.
Combinación de cabillas: 7/8” x 3/4”
Profundidad de la bomba: 6000 pies
Diámetro del pistón: 1,25 pulgs.
Velocidad de bombeo: 11 cpm
Gravedad específica del fluido: 0,8
Tubería de producción: anclada
Calcular las cargas, esfuerzos, potencia, contrabalanceo requerido y el torque
para un pozo con éstas características de bombeo.
Solución:
Peso de la sarta de cabillas en flotación Para una bomba con pistón de 1,25 pulgs. de diámetro y una combinación de
cabillas de 7/8” x 3/4”, el método API sugiere la siguiente distribución por tamaño
de cabillas:
30,6 % de 7/8” (1825 pies)
69,4 % de 3/4” (4175 pies)
Total 6000 pies
El peso de las cabillas en el aire (Wr) es igual a 1.814 lbs/pie (este dato también
se encuentra tabulado en el boletín). Entonces, el peso total de la sarta (W) será:
W = longitud de la sarta * peso por unidad de longitud
W = 6000 pies (1.814 lbs/pie) = 10884 Lbs.
Como la sarta de cabillas está sumergida en un fluido con gravedad específica de
0,8, su peso será menor, debido a la flotabilidad.
El peso total de la sarta de cabillas en flotación (Wrf) sería:
Wrf = W[1-0,128(G)]
Donde:
Wrf= Peso total cabillas en flotación, Lbs.
W= Peso total cabillas en el aire, Lbs.
G= Gravedad específica del fluido, adimensional
Entonces,
Wrf = 10884 lbs [1- 0,128 (0,8)]
Wrf = 9769 lbs.
Estiramiento de las cabillas: La carga de fluido sobre la bomba (Fo), depende de la gravedad específica del
fluido (G), la profundidad de levantamiento (H) y el diámetro del pistón (D). Así
que,
Ejemplo de aplicación (cont.) Fo = 0,340 x G x D2 x H (5.16) (Ec. 11.3)
Fo = 0,340 (0,8) (1,25)2 (6.000)
Fo = 2.550 Lbs.
La información suministrada indica que la bomba está instalada en el fondo; por lo
tanto, si el pozo tiene un nivel de fluido mas alto que la descarga de la bomba, el
levantamiento neto (H) será menor de 6000 pies.
El cálculo del estiramiento de cabillas adimensional, (Fo/SKr), es una de las
relaciones claves para determinar una carta dinagráfica parecida. La constante
elástica de la sarta de cabillas (Er) es un valor tabulado en el reporte. Esto es,
Er = 0,812 x 10–6
pulgs/Lbs-pie
Las propiedades de estiramiento total de la sarta de cabillas, están relacionadas
con su constante Kr, cuyo inverso es:
L Er Kr
⋅=1
/lbs pu, x x , Kr
- lg0049060001081201 6 ==
Esto significa que los 6.000 pies de cabillas se estirarán 0.0049 pulgs por cada
libra aplicada sobre ella. Ahora podemos calcular la relación adimensional de
estiramiento:
1250100
004902550 , ), ( S KrFo
==
Esto quiere decir, que los 6000 pies de cabillas se estirarán alrededor del 12,5 %
de la carrera de superficie, cuando levanta 2550 Lbs de carga de fluido. Entonces,
la carrera del pistón (SP) será:
SP = longitud de carrera - estiramiento
SP = 100 – 12,5 = 87,5 pulg.
Cálculo de los factores adimensionales:
La otra relación importante es la velocidad de bombeo adimensional (N/No'). Este
factor es el coeficiente entre la velocidad de bombeo y la frecuencia natural de las
cabillas. Esta última, es la frecuencia mediante la cual, la sarta de cabillas vibrará
sin fricción, y si estuviera fija en tope y libre en el fondo. Aplicando la siguiente
ecuación
Fc
L N No'N
245000=
Despejando No':
L
Fc No' 245000=
cpm ). ( No' 446000
0771245000==
El valor 1.077 es el factor de corrección de frecuencia (Fc) obtenido de la tabla
5.6, columna 5, el cual depende del diseño de cabillas. Es importante destacar
que, la frecuencia natural de una sarta combinada es mayor que una de un solo
diámetro e igual longitud; es decir, Fc es mayor que uno (1) cuando se utiliza
combinación de diámetros de cabillas.
Para el ejemplo, significa que, la sarta utilizada vibrará naturalmente (si no existe
fricción) a razón de 44 ciclos/minuto si está fija en el tope y libre en el fondo.
Igualmente la velocidad de bombeo adimensional, para la sarta combinada 7/8” x
3/4”, sería:
2500771245000
600011 , ). (
) ( No'N
==
La relación de bombeo (N/No' ) significa que la velocidad de 11 cpm es el 25 % de
la frecuencia natural de la sarta combinada de 44 cpm.
Ambas relaciones de (N/No') son necesarias como información al computador para
sus correlaciones.
Cálculo del desplazamiento de la bomba:
La carrera del pistón de la bomba de subsuelo, gobierna la tasa de producción,
conjuntamente con la velocidad de bombeo, tamaño de la bomba y capacidad
misma de producción del pozo. La relación adimensional de longitud de carrera
(Sp/S) se obtiene de la Fig 84, con los valores adimensionales base de velocidad
N/No' = 0,25 (No N/No' = 0,269) y de estiramiento de cabillas Fo/S Kr = 0,125.
Fig 84 Relacion adimensional (Sp/S) para calcular la carrera efectiva del piston.
Obteniéndose el valor de Sp/S = 1,01, El valor obtenido de SP / S = 1,01 significa
que la carrera efectiva del pistón en el fondo (Sp) es 1 % mayor que la superficie
(S). Es decir,
Sp = S x 1,01 = 100 x 1,01 = 101 pulgs.
Como la tubería de producción está anclada, el estiramiento de ésta no tiene
efecto sobre la carrera efectiva del pistón.
El desplazamiento de la bomba es calculado, utilizando la ecuación , como sigue:
P = 0,1166 x 101 x 11 (1,25)2 = 202,4 B/D
Esto significa que la bomba tiene la capacidad de levantar 202,4 bpd (Eficiencia
100 %), pero no quiere decir que esta sea la producción real del pozo. El efecto de
escurrimiento mecánico, encogimiento asociado del petróleo y llenado de la
bomba, deben ser considerado en la eficiencia volumétrica.
Los cálculos que involucra el método API no son complicados, pero se consume
mucho tiempo en su utilización. En tal sentido, se programaron varios casos,
parecidos al efectuado, utilizando el computador y se generaron alrededor de 60
mil casos predictivos, con una gran variedad de combinaciones de equipos,
profundidades y tasas de producción. Esta información está tabulada en el boletín
API 11 L3, éste compendio hace el diseño de una instalación de bombeo
mecánico, mucho más fácil y elimina el tedioso tiempo de cálculo.
Cálculo del torque y las cargas extremas En la Fig 85 se muestra una gráfica que permite obtener una relación
adimensional (F1/SKr), para calcular la carga máxima en la barra pulida, utilizando
los factores adimensionales base conocidos; N/No' = 0,269 y Fo/Skr = 0,125.
Fig 85 Relacion adimensional (F1/Skr) para el calculo de la carga maxima en la barra
pulida.
De dicha figura, obtenemos F1/SKr = 0,31. Entonces,
Lbs. ,
, F
(SKr) , F
6327004901003101
3101
=
=
=
De acuerdo a la figura 11.3, se obtiene la siguiente relación, para obtener carga
máxima en la barra pulida (PPRL):
Ejemplo de aplicación (cont.) PPRL = Wrf + F1
Siendo:
PPRL = 9769 * 6327 = 16096 Lbs.
Esto significa que la máxima carga sobre la estructura o viga de la unidad será
16096 Lbs, y esto determina las especificaciones de carga de la unidad de
bombeo. La selección, bien podría ser, un balancín con una capacidad estructural
de 25,3 MLbs y trabajaría al (en) 63,6 %.de su capacidad Pero, en ningún caso, se
debería utilizar uno con capacidad 14..3 MLbs, porque estaría sobrecargado.
De la Fig 86, se obtiene la relación adimensional (F2/SKr) = 0,151, utilizando los
mismos factores base de velocidad (N/No') = 0,269 y estiramiento de cabillas
(Fo/SKr) = 0,125.
Fig 86 Relacion adimensional (F2/Skr) para calcular la carga minima en la barra pulida.
De tal manera:
Lbs. ,
, F
(SKr), F
30820049010015102
15102
=
=
=
Haciendo referencia de la figura, podemos calcular la carga mínima en la barra
pulida:
MPRL = Wrf – F2
MPRL = 9769 – 3082 = 6687 Lbs.
La importancia del cálculo de ésta carga mínima es la siguiente:
Si la carga es negativa, se requiere unas consideraciones diferentes de diseño;
por ejemplo, una velocidad de bombeo más baja. Esto se explica, porque las
cabillas no bajarían lo suficientemente rápido en las carreras descendente; por lo
tanto, produciría un fuerte golpe en el sistema elevador/espaciador, lo cual se
traduce en daños sobre el equipo mecánico. Esto es conocido como “problemas
de seno”.
El rango entre las cargas máximas y mínimas en la barra pulida, gobiernan los
límites de esfuerzos impuestos sobre la sarta de cabillas, y son factores claves en
la fatiga y vida útil de la misma.
El torque máximo en la caja de engranajes, es otro parámetro importante en la
selección de la unidad de bombeo. La Fig 87 muestra una gráfica para calcular
una relación adimensional de torque (2T/S2 Kr), usando los valores, también
adimensionales, de velocidad y estiramiento de cabillas, mencionados en los
pasos anteriores.
Fig 87 Relacion adimensional (2T/Skr2) para calcular el torque maximo en la caja de
engranajes
De dicha figura 2.5, obtenemos:
255022 , KrST
=
Entonces:
slg MLbs-pu, ), () (, T
Kr (S), T
2260004902
10025502
2550
2
2
==
=
Originalmente, cuando el computador fue utilizado para generar cartas
dinagráficas calculadas, el peso específico de las cabillas en flotación (Wrf) fue
estimado y graficado para valores de (Wrf/SKr) = 0,3. Si el fluido del pozo bajo
análisis es diferente a ésta relación, es necesario hacer una corrección al torque
calculado. Para este ejemplo, sería:
4780100
004909769 , ), ( SKrWrf
==
Como (Wrf/SKr) es diferente a 0,3 se utiliza la Fig 88 para realizar la corrección
respectiva al torque calculado.
Fig 88 Valor de ajuste del torque pico en la caja de engranajes (Ta), valida para Wrf/Skr ≠
0.3)
Utilizando los factores adimensionales base de velocidad N/No' = 0,25 (No usar
No/No' = 0,269) y de 32 % por cada valor de 0,1 en Wrf/SKr por encima de 0,3.
Entonces, el valor de ajuste (Ta) al torque calculado es:
057110
30478003201 , ,
), - ,( , Ta =+=
El torque máximo corregido (PT) será:
PT = Ta (T)
PT = 1,057 (260,2 x 103) = 275 MLbs-pulg
Esto significa que una caja de engranajes con capacidad de 228 MLbs-pulgs
estaría sobrecargada bajo estas condiciones; en cambio, una de 320 MLbs-pulgs
no lo estaría y trabajaría en un 86 % de su capacidad máxima.
La cantidad de peso necesario para el contrabalance de la unidad de bombeo,
también debe ser considerado en el diseño. El método API, utiliza la siguiente
ecuación para determinar el contrabalance efectivo (CBE):
CBE = 1,06 (Wrf + 0,5 Fo)
Entonces,
CBE = 1,06 [9769 + 0,5 (2550)]
CBE = 11707 Lbs.
En principio, 11707 Lbs de contrabalance efectivo en la barra pulida debe
balancear la unidad, de tal manera que, el torque máximo en la carrera
ascendente sea igual al de la carrera descendente. Este valor de contrabalance es
equivalente a 5853,5 Lbs-pulgs.
La potencia requerida para mover la carga en la barra pulida (PRHP) se obtiene a
través de la siguiente ecuación:
PRHP = (F3/S Kr) x S Kr x S x N x 2,53 x 10-6
)x.(NKrSSKrFPRHP 623 10532 −
=
La relación adimensional (F3/S Kr) se obtiene de la Fig 89, utilizando los valores
adimensionales fundamentales de velocidad (N/No' = 0,269) y de estiramiento de
cabillas (Fo/S Kr = 0,125).
Fig 89 Relacion adimensional (F3/Skr) para calcula la potencia del motor.
Del gráfico obtenemos: F3/SKr = 0.19
Entonces,
81000490
1053211100190 62
,PRHP.
)x.()())(,(PRHP
=
=−
Esto indica que la potencia necesaria para mover las cargas del pozo, soportas
por la barra pulida, es de 10,8 HP. Pero, el motor debe tener una capacidad o
potencia mayor de 10,8 HP, debido a las cargas cíclicas del motor, pérdidas
mecánicas en la caja de engranajes y estructura de la unidad de bombeo.
Probablemente, un motor con una potencia doble a la calculadora será el
adecuado.
Entonces,
Potencia del motor requerido = 2 x 10,8 = 21,6 HP.
5.4.2. Método API Modificado
Los fabricantes de las unidades de unidades de superficie han modificado la API
RP 11L con la finalidad de ajustar las ecuaciones a efecto que tomen en cuenta
las unidades de bombeo Mark II, Balanceado por Aire, entre otras unidades, y así
ampliar el rango a pozos pocos profundos. Todas estas modificaciones usan
constantes empíricas para modificar las ecuaciones originales.
Unidad Balanceada por Aire Mark II
Carga máxima en la barra
pulida (PPRL)
10.85rf O r Or
FW F Sk FSk
− − ⋅ ⋅ −
10.75rf O r O
r
FW F Sk FSk
− − ⋅ ⋅ −
Carga mínima en la barra
pulida (MPRL)
1 2r
r r
F FPPRL SkSk Sk
− + ⋅
1 2
rr r
F FPPRL SkSk Sk
− + ⋅
Contrabalance 1.062
PPRL MPRL+ ⋅
1.251.042
PPRL MPRL+ ⋅ ⋅
Potencia Pico ( )0.93 1.24S PPRL MPRL⋅ ⋅ − ⋅ ( )0.93 1.2
4S PPRL MPRL⋅ ⋅ − ⋅
Tabla 16 Resumen de las ecuaciones modificadas de la norma API 11L.
5.5. Método de Diseño a través de La Ecuación de Onda
Mientras se desarrollaban la norma API para el diseño de sistema con bombeo
mecánico convencional, Gibas (1954) desarrolló un método de diseño basado en
un modelo matemático de la ecuación de onda aplicada a la sarta de cabillas.
La metodología consiste en resolver un conjunto de ecuaciones diferenciales que
modelan el movimiento de la sarta de cabillas incluyendo los efectos de
elasticidad. Asi pues, si se conoce el comportamiento de la bomba de subsuelo, se
pueden estimar las fuerzas a las que se encuentra sometido el sistema en cada
instante e inclusive se puede conocer la carta dinagrafica de superficie, a partir de
la cual se calculan los parámetros de diseños presentados en la norma API.
La gran ventaja de esta metodología radica, en que a diferencia de la norma API,
esta pueden reproducir cualquier situación de operación incluso el diseño de
pozos inclinados y horizontales. Su principal desventaja es la complejidad que
implica la resolución del sistema de ecuaciones, de cuya resolución depende la
precisión de la solución además la estabilidad del resultado. Existen una limitación
adicional sobre esta metodología y es debida a las condiciones de borde, para
este procedimiento su condición de borde conocida es la curva de presiones o
fuerza aplicadas sobre el pistón, generalmente esta curva se obtiene de modelos
que predicen el comportamiento de las bombas de subsuelo en especial al
momento de manejar ciertos volúmenes de gas y los efectos de viscosidad. En la
actualidad dichos modelos son pocos confiables, además de existir un total
desconocimiento sobre el comportamiento de las válvulas de allí que la precisión
en el diseño con este método sea cuestionada, en especial en pozos de petróleo
pesado y extrapesado.
5.6. Procedimiento de diseño de la sarta de cabillas.
Un aspecto importante en el diseño del sistema es la selección o diseño de la
sarta de cabillas, existen tres procedimientos para ello, estos son:
1.- La cabilla de menor diámetro en la sarta se lleva al esfuerzo máximo, antes de
cambiar a una de mayor diámetro.
Prof
undi
dad
Esfu
erzo
máx
imo
adm
isib
le
Esfuerzo Fig 90 Representacion grafica del procedimiento de diseño de cabillas por esfuerzo
maximo.
Con esta técnica los topes de cada sección de cabillas no poseen el mismo nivel
de esfuerzos.
2.- El esfuerzo en el tope de casa sección de cabillas del diferentes diámetros es
el mismo, sin tomar en consideración el rango de esfuerzos.
Prof
undi
dad
Esfu
erzo
máx
imo
adm
isib
le
Esfuerzo
Esfu
erzo
máx
imo
adm
isib
le
Fig 91 Represenacion grafica del procedimiento del diseño de las sartas de cabillas por
esfuerzos similares.
3.- Diseño API 11L. Hasta el; presente es el diseño más preciso y de mayor
aceptación. En esta técnica el esfuerzo y el rango de esfuerzos se toman en
consideración, por lo tanto las cargas estáticas y dinámicas se consideran en el
diseño. El parámetro de diseño consiste en igualar el esfuerzo en el tope del
diagrama de Goodman, al mismo tiempo se seleccionan las secciones de cabilla
de tal forma que en esfuerzo modificado para cada sección sea igual. Todas las
cabillas soportan cargas similares. Ya que, a medida que el rango de esfuerzos se
reduce, el esfuerzo máximo admisible se incrementa.
Dado que en la mayoría de los casos el rango de esfuerzos se incrementa con la
profundidad, este método requiere sartas de cabilla más pesadas. Adicionalmente
se debe considerar la variación de las cargas debido a cambios en la velocidad de
bombeo. Todo ello sugiere, que la sarta de cabilla se debe diseñar para la
máxima velocidad esperada EBM, en este caso si los esfuerzos están dentro de
los límites deseados, a menores velocidades también lo estarán al reducirse las
cargas.
T
T
T/2
T/4
SMAX
SMIN
SMIN
SMIN
SMAXSMAX
T/1,75
Fig 92 Diagrama de Goodman Modificado representando la aplicación del metodo API
para el diseño de sarta de cabillas.
A.B. Neely, recomienda los siguientes tipos de sartas de cabilla según la
profundidad y la velocidad de bombeo.
Número de sarta 44-53 64-77 85-109
Profundidad (Pies) 4.000 8.000 12.000
EPM 20 14 12
Longitud de embolada (Pulg)
54 120 192
Tabla 17 Factores recomendados por la norma API RP11L para el diseño de sartas de
cabillas.
En la tabla a continuación se presentan los porcentajes de cada tipo de cabilla
recomendados en la norma API RP11L.
Tabla 18 Diseño de la sarta de cabilla de acuerdo a su numero API.
5.7. Programas de Diseño Comerciales.
En la actualidad se cuenta con cinco programas comerciales para la simulación y
diseño de completaciones con bombeo mecánico convencional, estos programas
se pueden clasificar en dos tipos: (a) los que se basan en métodos simplificados
como la norma API 11L o el método de factores de aceleración y (b) aquellos que
simulan resolviendo la ecuación de onda.
A fin de evitar cualquier controversia, en este manual no se juzgara la precisión o
exactitud de cada programa ya que solo nos limitaremos a presentar una breve
descripción de los mismo junto con información sobre contacto y método de
resolución que utiliza, dejando esa la labor de evaluación a los usuarios finales.
System Analysis Rod Pumping (SARP) - Atwell International: El SARP es un programa diseñado para ejecutar sensibilidades para el análisis de
cualquier del sistema de bombeo mecánico convencional, permitiendo además su
optimización o diseño. SARP genera gráficos de los análisis realizados, donde se
incluye la producción y la potencia consumida, adicional a los gráficos de análisis
nodal y cartas dinagráfica predicha en superficie. SARP predice los efectos que
cualquier cambio puede ocasionar sobre el sistema incluyendo cambios en el tipo
de unidad de superficie, longitud de embolada, diseño de la cabilla, tamaño del
pistón, tipo de ancla de gas, entre muchas otras.
Este programa simula la operación del sistema a través de la resolución de la
ecuación de onda, utilizando además un modelo aproximado del comportamiento
de la bomba que incluye los problemas de gas y los efectos de la elongación de la
cabilla y la tubería. Para resolver la ecuación de onda se emplea el método de las
características por lo que es necesario añadir un factor de amortiguamiento que
puede afectar los resultados finales.
Fig 93 Pantalla de resultados del programa SARP.
RodStar, RodDiag, XDiag y CBalance – Theta Enterprise Inc.: La empresa Enterprise Inc. Posee un extensa gama de opciones para la
simulación y diagnostico de sistemas de bombeo mecanico, todos basados en la
resolucion de la ecuación de onda a traves de metodos caracteristicos. RodStar es
el paquete de diseño de la suite, y posee una importante librería de unidades de
bombeo y tipo de bomba que facilitan la simulación. RodDiag es un programa para
el diagnostico ya que a partir de la carta dinagrafica de superficie, puede predecir
la carta de fondo y el usuario final analiza el resultado a fin de establecer el
problema. En caso de que la experticia sobre analisis de cartas Dinagráficas sea
baja, existe la opcion de XDiag, el cual es un programa que reconoce los patrones
caracteristicos de las cartas a fin de predecir la condicion de operación del
sistema. Finalmente, CBalance es el programa que permite balancear la unidad
sin necesidad de incurrir en procesos de ensayo y error.
NodalB- PDVSA Intevep: NodalB es un programa para la diseño y simulación de completaciónes de bombeo
mecanico basado que utiliza para ello la tenica de los factores de aceleración de
Mills y las ecuaciones propuestas por la Norma API 11L. Permite la simulación de
las caracteristicas de yacimiento, cualquier combinación de sarta de cabillas y
tuberías y permite el diseño de la unidad de superficie. El programa puede simular
pozos verticales, inclinados u horizontales.
Fig 94 Pantalla de ejemplo del programa NodalB de PDVSA Intevep.
Petroleum Engineering Tool Kit – Rockware Inc.: La empresa Rockware Inc. ofrece un conjunto de aplicaciones llamadas
“Petroleum Engineering Tool Kit”, dentro de ese grupo de programas incluyen
cuatro los cuales permiten diseñar y analizar completaciones de bombeo
mecánico convencional, esto programas son:
• APIRP11L – Utiliza el método recomendado por la API 11L para el diseño de sistemas de bombeo mecánico solo para unidades convencionales.
• ROD_FCF – Calcula los factores de corrección de sarta de cabillas de secciones múltiples según lo propuesto en la norma API RP 11L, además estima el factor Fc para cabillas no API.
• ROD_TAP – Evalúa las cargas de las cabillas para varios tamaños y longitudes.
S-ROD – Lufkin Automatition.
Fig 95 Ejemplo de la aplicacicion S-Rod de Lufkin Automatition.
5.8. Referencias.
1. American Petroleum Institute. “API Recommended Practice for Design
Calculations for Sucker Rod Pumping Systems” – API RP11L. Washington,
US Febrero, 1977.
2. Atwell International. ”System Analysis for Sucker Rod Pumping Program –
Overview”. http://www.atwellconsultants.com/
3. Day, J. and Byrd, J.: “Beam Pumping: Design and Analysis,” The
Technology of Artificial Lift Methods, Vol. 2a, Petroleum Publishing Co.,
Tulsa (1980).
4. Doty, D. Schmidt, Z. “An Improved Model for Sucker Rod Pumping”. Paper
SPE 10249. 56th Annual fall technical Conference and Exhibition. San
Antonio, TX 1981.
5. Everitt, A. Jennings, J. “An Improved Finite-Difference Calculation of
Downhole Dynamometer Cards for Sucker-Rod Pumps”. Paper SPE 18189.
SPE annual Technical Conference and Exhibition. Houston, TX 1988.
6. Gault, R. Takacs, G. “Improved Rod String Taper Design”. Paper SPE
20676. 65th Annual Technical Conference and Exhibition. New Orleáns, LA
1990.
7. Laine, R.E. “Conceptual Sucker-Rod Design: An Unsolved Problem”. Paper
SPE 25419. Production Operations Symposium. Oklahoma City, OK 1993.
8. Lea, J.F. “Modeling Force in a Beam-Pump System During Pumping of
Highly Viscous Crude”. Paper SPE 20672. SPE Annual Technical
Conference and Exhibition, New Orleans, 1990.
9. Rockware Inc. “Petroleum Engineering Tool Kid”.
http://www.rockware.com/catalog/pages/producti.html
10. Schmidt, Z. Doty, D. “System Analysis for Sucker Rod Pumping”. Paper
SPE 15426. 61st Annual Technical Conference and Exhibition. New Orleans,
LA, 1986.
6. Diagnostico, Supervisión y Control. El diagnostico, supervisión y control de sistemas de bombeo mecánico
convencional puede ser realizado de dos forma: local o “in-situ” y de manera
remota u “On-line”. Por diagnostico local o “in-situ” se entiende todas aquellas
acciones que permiten la detección de problemas en la operación del sistema y
que requieren la intervención de un operador humano para ser ejecutadas y
analizadas, por el contrario el diagnostico remoto u “on-line” son todas aquellas
tecnologías desarrolladas con la finalidad de suplantar la apreciación humana y
permitir el diagnostico remoto del sistema sin la intervención de un operador
humano.
Acciones tales como: medidas del nivel de fluido, medidas de las cartas
dinagraficas y la toma de cartas amperimetricas son operaciones “in-situ”, ya que
son realizadas y analizadas por un operador humano. Cuando dichas acciones se
realizan a través de sensores de presión y temperatura, dinamómetros y
acelerómetros en línea, y variadores de frecuencia, todos los cuales reportando a
una estación de transmisión la cual transfiere dichos datos a una estación central
donde se procesan y se toman las decisión de control sin la intervención humana,
entonces esa acción es denominada diagnostico “on-line”.
6.1. Diagnostico “In-Situ”: Interpretación del Nivel de Fluido.
El primer paso para realizar cualquier labor de diagnostico en un sistema de
bombeo mecánico es la predicción de la presión de succión, debido a que este
parámetro define la fracción de gas en la succión de la bomba y es una medida
indirecta del caudal de producción. La presión de succión es la suma de la presión
de cabezal (Pc), la presión ejercida por la columna de gas que se encuentra entre
superficie (Pinterfase) y el nivel de fluido (H) (Ec. (62)).
( ) interfaseinterfase 0.433
0.433i c
i cP P PP P P L H Sg H L
Sg− −
= + + − ⋅ ⋅ ⇒ = −⋅
(61)
Al observar esta ecuación es fácil deducir la proporcionalidad existente entre el
nivel de fluido y la presión de succión, de manera que el nivel puede ser utilizado
para predecir este último parámetro. Gilbert demostró que esto era cierto siempre
que en el anular existiese una elevada fracción de líquido lo que se interpretaba en
pozos con muy baja relación gas-petróleo, de lo contrario la circulación de gas a
través del anular causaría disminuciones de la densidad in-situ del fluido
provocando que el nivel cambiara, siendo por lo general mayor al esperado en
condiciones monofasicas. Fue a consecuencia de este resultado que Gilbert
desarrollo factores que permitiesen corregir el nivel de fluido y entonces utilizar
este valor para predecir la presión de succión del sistema (Fig 96).
Fig 96 Curva “S” propuesta por Gilbert para la correcion del gradiente de presion en el anular.
Posteriormente Godbey y Dimon demostraron que los factores de corrección
propuestos por Gilbert presentaban desviaciones mayores al 10% en ciertos pozos
por lo cual propusieron nuevos factores de corrección. Luego, McCoy y Podio
demostraron que el análisis de Gilbert en realidad era introductorio y que sus
factores de corrección presentaban grandes desviaciones dependiendo las
características operativas del pozo, por ello introdujeron nuevos factores de
corrección además de una nueva metodología a partir de la cual se podía predecir
la presión de succión con un error del 5% en una diversidad de casos.
A.A.F.L.A.A.F.L.
MICRÓFONO
LAPTOP
TUBING
INTERFACE
PISTOLA
NITRÓGENO
CASING VALVE
NIVEL DE FLUIDO
PERFORACIONES
Fig 97 Funcionamiento de los registros sonicos para determinar el nivel de fluido.
El problema entonces era la medición del nivel de fluido, ya que para la época
eran poco confiables y altamente erráticas. En ese tiempo las mediciones de nivel
se realizaban a través del conteo manual de fluctuaciones de un registro sonico
adquirido en superficie, dicho registro era producto del resultado de rebotes de
una onda de sonido generados por la detonación de una pequeña carga de
pólvora, colocada en un sitio tal que el ruido pudiera ser direccionado hacia el
anular del pozo y posteriormente registrado. La interpretación de estos registros
era entonces comparada con los datos de completación y finalmente era predicho
el nivel de fluido, la desventaja de esta técnica era el hecho de que su análisis se
basaba en la experticia e interpretación humana, por lo cual rara vez sus
resultados eran repetibles.
McCoy y Podio introdujeron mejoras en este campo, al presentar un dispositivo
que sustituía la pólvora como elemento percutor y empleaba un gas inerte. El
dispositivo en cuestión poseía una pequeña recamara, dentro de la cual era
inyectado un cierto volumen de CO2 o Nitrógeno a presiones por encima de los
300 psig, cuando el gas era súbitamente liberado dentro del revestidor, la
diferencia de presión propiciaba un incremento en la velocidad instantánea de gas
a tal punto que se lograban números de match que generaban ondas de sonido. Al
registrar las reflexiones de estas ondas cuando chocaban contra los cuellos de las
tuberías se obtenía un registro similar al obtenido a través de la técnica de la
pólvora. Adicional a la introducción del dispositivo, McCoy y Podio desarrollaron
una técnica para la estimación del nivel de fluido basadas en la velocidad del
sonido en el gas, lo cual sustituía el conteo manual de los rebote y mejoraba la
precisión de las mediciones.
Fig 98 Resultados de un registros a traves de la tecnica de McCoy y Podio.
La gran debilidad de la técnica de McCoy y Podio radica en que los factores de
correccion desarrollados para estimar la presion de succion emplean como dato
de entrada el valor del caudal de gas que circula a través del anular, la forma en
que resolvieron esto fue aplicando la técnica de presurización instantánea del
revestidor propuesta por Hasan y Kabir. A pesar de ello se ha encontrado
evidencia de que existen errores de hasta un 25% en la estimación de la presión
de succion si no se mide correctamente le caudal de gas.
6.2. Diagnostico “in Situ”: Cartas Dinagráficas.
La carta dinagráfica es una grabación continua del resultado de la acción de todas
las fuerzas que actúan sobre la barra pulida durante el ciclo de bombeo, y es
grabada con respecto a la posición de la barra pulida. El resultado de esto es
representado en un diagrama donde en la abscisa representa el desplazamiento
de la barra pulida y en la ordenada la carga.
En teoría la carta dinagráfica debe ser igual a la presentada en la Fig 99 en donde
se asume que el fluido es incompresible, la válvulas responde instantáneamente,
la cabilla se comporta como cuerpo rígido, no existe retardo entre el movimiento
del pistón y la barra pulida, no existen efectos dinámicos ni vibratorios, y la bomba
trabaja con una eficiencia del 100%.
0
2000
4000
6000
8000
10000
12000
14000
16000
18000
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100
Posicion (plg)
Car
ga (l
bf)
(a)
(b) (c)
(d)
Fig 99 Carta dinagrafica ideal.
La carta dinagráfica también que suele llamársele “Dinagrama” y puede ser
explicado como sigue: el punto (a) representa el cierre de la válvula fija y al
comienzo de la carrera ascendente, como el cierre de la válvula ocurre
instantáneamente la carga sobre la cabilla tiene una respuesta instantánea y esto
es representado por la zona (a) y (b); entre (b) y (c) la carga se mantiene
constante hasta alcanzar el tope de la carrera ascendente en el punto (c).
Entonces la válvula viajera abre, mientras que la válvula fija cierra y la carga
entonces sobre las cabillas cae, desde (c) a (d) instantáneamente. La carga se
mantiene constante desde (d) hasta (a) conforme la cabilla desciende en caída
libre hasta el punto (a) y todo el ciclo se repite.
En realidad, la sarta de cabillas no es un cuerpo rígido por lo que la parte (b) de la
Fig 100 es representativo de un sistema elastico (manteniendo el resto de las
supociones anteriores). Al comienzo de la carrera ascendente (a), las cargas
comienzan incrementar gradualmente por los efectos de elasticidad. La maxima
carga en la barra pulida es alcanzada en el punto (b) y permance constante hasta
alcanzar el punto (c), en este punto la cabilla comienza a contraerse porque la
carga comienza a descender. En el punto (d) la carga de fluido ha sido transferida
a la válvula fija de forma que la carga mínima permanece constante desde el
punto (d) al (a), después de lo cual el ciclo se repite.
0
2000
4000
6000
8000
10000
12000
14000
16000
18000
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90
Posicion (in)
Car
ga (l
bf)
(a)
(b) (c)
(d)
Fig 100 Carta dinagrafica afectada por los efectos elasticos.
Sin embargo, en la práctica, es muy difícil encontrar cartas dinagráficas similares a
las cartas ideales ya que múltiples factores afectan su forma a la presentada en la
Fig 101, donde se observa una carta típica de bombeo mecánico.
Fig 101 Carta dinagrafica tipica.
La carta dinagráfica constituye la herramienta más efectiva para el análisis del
sistema de levantamiento, permitiendo:
• Reducir costos de levantamiento.
• Reducir las pérdidas de producción.
• Prevenir fallas en los equipos de subsuelo y de superficie.
• Incrementar la producción.
• Mejorar el diseño de los equipos y su aplicación.
El dinamómetro para BMC consiste en una celda de carga a compresión que
trabaja con galgas de deformación (strain gages), la deformación de las galas es
proporcional a la fuerza aplicada, y es transformada en un voltaje el cual puede
ser registrado por una computadora. Internamente, la celda posee un
acelerómetro con el cual se deduce la posición de la barra pulida y la velocidad de
operación.
0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
1 30 59 88 1171461752042332622913203493784074364654940
5
10
15
20
25
30
35
40
45
Carga Posición Presión
Fig 102 Medidas de carga y posicion obtenidas con celdas de carga para BMC.
Las mediciones con el dinamómetro, se realizan en el pozo bajo condiciones
estáticas y dinámicas. Bajo condiciones dinámicas, se obtiene la carga dinagráfica
y bajo condiciones estáticas, las mediciones se ejecutan para determinar:
1. La carga durante la carrera de ascenso, TV.
2. La carga durante la carrera de descenso, SV.
3. Las cargas debidas al contrapeso, CBE.
El dinagrama resultante y las cargas estáticas que se pueden medir, se utilizan
para analizar el desempeño de los equipos de superficie, los equipos de fondo y
las condiciones de producción. A partir del análisis del desempeño de la unidad de
superficie se puede conocer: las cargas estructurales, el torque en la caja de
engranajes, la potencia en la barra pulida y la eficiencia de la unidad de bombeo.
Del análisis del desempeño de la sarta de cabillas se puede estimar los esfuerzos
máximo y mínimo en el tope de la sarta de cabillas, y los esfuerzos máximo y
mínimo esfuerzos a cualquier profundidad de la sarta de cabillas. Finalmente del
análisis de desempeño de los equipos de subsuelo se puede evaluar el
desempeño de las válvulas de la bomba, estimar el gradiente en la tubería de
producción, la presión de succión de la bomba, el desempeño de los equipos de
fondo a través de la forma del dinagrama o a través de análisis asistido por
computadora.
6.2.1. Diagnostico “In-Situ”: Análisis de desempeño de la unidad de
superficie.
Cargas estructurales.
Las cargas estructurales se pueden determinar con la carga máxima en la barra
pulida, bien sea medida o calculada. Comúnmente se utiliza un factor de
seguridad del 10 al 20%, para calcular la capacidad máxima del balancín en lo que
respecta a carga.
Capacidad del Balancin 1.10PPRL> ⋅ (62)
Torque en la caja reductora.
El análisis de torque en la caja reductora, utilizando el concepto de factores de
torque, se describe en la norma API STD 11E. La importancia que reviste el
análisis de torque radica en que la caja de engranajes representa entre el 40 y
60% del costo de la unidad de superficie. Los datos requeridos para realizar en
análisis son los siguientes:
• Dinagrama.
• Efecto del contrapeso, medido a 270 o 90°.
• Geometría de la unidad de superficie.
• Sentido de rotación.
El torque neto a baja velocidad del eje es el resultado de las cargas netas
generadas en el pozo y el efecto del contrapeso.
El torque neto instantáneo debido a las cargas generadas en el pozo, en una
posición dada de la manivela (Crank), se calcula de la siguiente manera:
( ) ( ) ( ) ( )( ) ( )WN NT W TF W B TFθ θ θ θ θ= ⋅ = − ⋅ (63)
Donde WN(θ) es la carga neta, W es la carga generada en el pozo a un ángulo
dado de la manivela y B es el desbalance estructural de la unidad. (B es positivo si
la parte trasera del balancín es más pesada, de lo contrario es negativo).
El torque debido a contrapeso a una posición dada de la manivela se calcula de la
siguiente manera.
( ) ( )sinrT Mθ θ= ⋅ (64)
Donde M es el torque máximo generado por la manivela y el contrapeso contra el
eje de salida de la caja de engranajes (Fig 103).
FE
Θ=0°F
E
Θ=0°
A
Θ
Θ=90°
Tr(θ)=A . FTr(θ)=E . F. sen (θ)Tr(θ)= M . sen(θ)
Fig 103 Deduccion del torque debido al contrapeso y la manivela.
El torque neto que actúa contra el eje de la manivela (Torque a la caja de
engranajes) es la diferencia entre el torque debido a las cargas generadas en los
pozos y el torque generado por el contrapeso y la manivela.
( ) ( ) ( )( ) ( )sinNT TF W B Mθ θ θ θ= ⋅ − − ⋅ (65)
El factor de torque para un ángulo dado de la manivela se define como aquel
factor que multiplicado por la carga en la barra pulida, permite determinar el torque
en el eje de salida de la caja de engranajes (Eje de la manivela). En otras palabras
el factor de torque es el brazo de palanca efectivo que el balancín esta utilizando
para levantar cargas.
El factor de torque se puede determinar gráficamente o matemáticamente. El
procedimiento matemático está formulado en la norma API STD 11E. En la Fig
104 se muestra el brazo de palanca efectivo (TF) cada 45° para una unidad
convencional.
Fig 104 Brazo de palanca efectivo de una unidad convencional.
Se debe notar que TF es diferente para cada ángulo de la manivela (Crank). TF
para la posición opuesta de la manivela es diferente (Comparar TF para 45° y para
315°), por ello la dirección de rotación es muy importante.
La norma API estipula que los fabricantes de unidades de bombeo API, provean
las unidades con sus respectivos factores de torque. Del mismo modo deben
suministrar la posición de la barra pulida para cada 15° de rotación de la manivela.
El procedimiento para medir el efecto del contrapeso, es a través de la medición
de la carga en la barra pulida para ángulos de la manivela de 90 y 270°. Para ello
se requiere el uso de una grapa con el siguiente procedimiento.
Grapa
Grapa
Grapa
Grapa
Dinamómetro
Sarta de cabillas muy pesadaUso de grapa solamente
Excesivo contrapesoUso de grapa y cadena
Barra pulida
Fig 105 Procedimiento para medir el efecto del contrapeso.
Después que el freno sea liberado, estando las manivelas a 90° exactamente
(horizontales), se procede a registrar la carga con el dinamómetro. Esta carga
corresponde al efecto del contrapeso.
Esta carga de contrapeso se puede convertir en momento máximo de contrapeso
M.
( )M TF W B= ⋅ − (66)
Donde M es el máximo momento de contrapeso, TF es el factor de torque para
ángulos de manivela de 270° o 90°, W carga de contrapeso para ángulos de
manivela de 270° o 90°.
Otro método para determinar M consiste en el uso de las tablas del fabricante.
Para utilizar este método, se debe conocer la posición, el número y el tipo de
pesas. Posteriormente utilizando las tablas del fabricante, se puede conocer el
máximo momento de contrapeso M. No obstante es método es menos preciso y
arroja errores del 10 al 20%, por lo cual no es de uso común.
El sentido de rotación es importante, dado que en posiciones opuestas TF no tiene
el mismo valor. Por lo tanto es común incurrir en grandes errores si no se
determina correctamente el sentido de rotación. El cual debe determinarse al
colocarse el observador en una posición tal que el pozo y la cabeza del balancín
queden a su derecha (horario u antihorario).
Para determinar el torque neto, es necesario que el pozo este en condiciones
estacionarias. Si se detiene la unidad por mucho tiempo para colocar el
dinamómetro, es necesario ponerla en funcionamiento el tiempo necesario para
alcanzar un estado equivalente al estacionario.
El cálculo del torque neto se puede resumir de la siguiente manera:
1. Seleccione una hoja de cálculo para torque neto, Sup. 1, API STD 11E,
para sentido de giro horario o antihorario.
2. Calcule el máximo momento de contrapeso. Si el efecto de contrapeso fue
medido, entonces se puede calcular M de la siguiente manera.
Para 90 y 270°
( ) ( )( )M TF W Bθ θ= ⋅ − (67)
Mientras que para cualquier ángulo
( ) ( )( )
sinTF W B
Mθ θ
θ⋅ −
= (68)
3. Determine el debalance de la unidad, utilizando el signo correcto para B.
4. Para cada ángulo de desplazamiento θ determine el desplazamiento de
barra pulida correspondiente, multiplicando el desplazamiento de la barra
pulida expresado como fracción, por la longitud de carrera (embolada)
medida.
5. Determine la carga en la barra pulida a la posición definida en el paso 4.
6. Introduzca los valores calculados en la hoja de cálculo para torque neto en
la caja de engranajes, para cada 15°. Calcule TN.
7. Represente gráficamente el torque debido a las cargas del pozo y el torque
debido Al contrapeso. Represente gráficamente el torque neto resultante.
Grafique además el límite de torque de la caja de engranajes.
Fig 106 Hoja de calculo para unidades con sentido de giro horario.
Fig 107 Figura de la hoja de calculo para unidades con sentido de giro antihorario
Balanceo de la unidad
Si se considera que una unidad de superficie estará debidamente balanceada
cuando los picos de torque neto durante la carrera de ascenso y descenso sean
iguales, se puede plantear lo siguiente:
( ) ( )1 2 1 1 2 2sin sinN N WL WLT T T M T Mθ θ= ⇒ − ⋅ = − ⋅ (69)
Resolviendo M se obtiene.
( ) ( )
1 2
1 2sin sinWL WLT TMθ θ
−=
− (70)
Para convertir M en efecto de contrapeso se utiliza la siguiente fórmula.
@90 270
MCBE BTF ° °= +
− (71)
Los cálculos de los efectos de inercia no se incluyen en la norma API STD 11E.
Los efectos de inercia de las contrapesas y las articulaciones del balancín,
reducen el torque neto. Esta condición es particularmente cierta si se utilizan
motores de alto deslizamiento en los cuales el torque neto se pude reducir hasta
un 10% por este efecto.
Diagrama de carga permisible.
La carga permisible, es aquella necesaria para generar un torque neto en la caja
de engranajes igual a su capacidad nominal, para un contrapeso dado.
( ) ( ) ( )( ) ( )sinNT TF W B Mθ θ θ θ= ⋅ − − ⋅ (72)
Suponiendo que el torque neto TN es precisamente el nominal TR, para una caja de
engranajes API. De la misma forma la carga en la barra pulida W se denomina WP
y la ecuación de torque neto se puede escribir como.
( ) ( ) ( )( ) ( )sinR pT TF W B Mθ θ θ θ= ⋅ − − ⋅ (73)
Despejando WP(θ).
( ) ( )( )sinR
p
T MW
TFθ
θθ
+ ⋅=
(74)
El diagrama de carga permisible, consiste en dos curvas. Una curva muestra la
carga permisible durante la carrera de ascenso y la otra curva muestra la carga
permisible durante la carrera de descenso.
Desplazamiento, Pulg
Carg
a, Lb
s
Longitud de embolada en superficie
Dinagrama
Carrera de ascenso
Fig 108 Ejemplo de diagrama de esfuerzos permisibles (adecuado).
En la Fig 108 el dinagrama se encuentra entre las curvas de carga permisible, por
lo tanto la caja de engranajes trabaja entre el torque permisible.
Desplazamiento, Pulg
Carg
a, Lb
s
Longitud de embolada en superficie
Carrera de descenso
Carrera de ascenso
Dinagrama
Fig 109 Ejemplo de diagrama de esfuerzos permisibles (inadecuado).
En la Fig 109 se observa que la carta dinagráfica no se encuentra dentro de las
curvas de carga permisible. Por lo tanto la caja de se encuentra sobrecargada
tanto en la carrera ascendente como en la carrera descendente.
En los casos en que la unidad esta sobre cargada pero se encuentra debidamente
dimensionada, el problema puede ser resuelto ajustando el contrapeso. Si la
capacidad de torque es suficiente, se pueden recomendar los siguientes cambios:
1. Calcular las cargas permisibles para el sentido contrario de rotación. El
diagrama permisible se ve diferente para cada sentido de giro (CW-CCW).
Y proceder a realizar el cambio, si el dinagrama queda entre las curvas de
carga permisible. En caso de motores eléctricos este cambio de sentido de
giro es muy sencillo.
2. Acortar la carrera o embolada.
3. Reducir la velocidad de bombeo.
4. Reducir el diámetro de cabilla.
5. Cambiar o re-diseñar la sarta de cabillas.
Cálculo de la potencia en la barra pulida a través de dinagramas.
El área del dinagrama (área entra la carrera de ascenso y carrera de descenso)
representa el trabajo realizado en cada ciclo.
Desplazamiento, Pulg
Carg
a, Lb
s
Dinagrama
Carrera de ascenso
Carrera de descenso
Fig 110 Area de la carta dinagrafica.
La potencia entonces calculada a través del trabajo y el tiempo requerido para
realizar este trabajo.
[ ] [ ]1min
33000 12Trabajo lbf pie SPM
PRHP− ⋅
=⋅
(75)
6.2.2. Análisis del desempeño de la sarta de cabillas.
El pico y el rango de esfuerzo a cualquier profundidad se pueden determinar
utilizando el dinagrama y la geometría del balancín resolviendo la ecuación de la
onda. No obstante un cálculo preliminar se puede realizar restando a la carga
registrada en la barra pulida, el peso correspondiente a las cabillas según la
profundidad que se desee estudiar.
6.2.3. Análisis de desempeño de la bomba de subsuelo.
La evaluación de la bomba de subsuelo se realiza a través de la interpretación de
la carta dinagráfica, como se explico, la carta dinagráfica es un registro de todas
las cargas presente en la barra pulida según su posición. La carta dinagráfica
posee un comportamiento ideal que puede deformarse producto de las fuerzas
inerciales y elásticas presentes en el movimiento de la sarta de cabillas, de igual
forma se explico que la carta ideal es aquella donde se maneja un fluido
incompresible y la repuesta de las válvulas es instantánea a los cambios de
presión, sin embargo en operación factores tales como: velocidad de operación, la
profundidad, el manejo de gas, condiciones anormales de operación y los factores
de fricción, hacen que dicho comportamiento ideal no se obtenga y por lo cual la
carta dinagráfica muestra deformaciones adicionales producto de esto.
Desplazamiento, Pulg
Carg
a, L
bs
Longitud de embolada en superficie
Dinagrama
Carrera de ascenso
Desplazamiento, Pulg
Carg
a, L
bs
Longitud de embolada en superficie
Dinagrama
Carrera de ascenso
TV
SVTV
SV
Fig 111 Comparacion de la carta dinagrafica de un pozo en su condiciones inicial y luego
cuando al operar con las cabillas partidas.
Este hecho es aprovechado para utilizar la carta dinagráfica como una
herramienta de diagnostico ya que de su interpretación se pueden distinguir un
sinnúmero de anomalías en la operación del equipo. Solo por mencionar algunas
de las anomalías detectables a través de las cartas dinagráficas, tenemos: (a)
recorrido bajo, (b) sobre recorrido, (c) fuga de la válvula viajera, (d) fuga a través
de la válvula fija, (e) golpe de fluido, (f) compresión de gas, (g) bloqueo por gas,
(h) pistón pegado, (i) elevada fricción en el sistema,(j) rotura de cabilla, (k)
flotación de cabilla y (l) vibraciones, esto ejemplifica lo útil de las cartas
dinagráficas y la importancia que tiene en el diagnostico y control de la operación
del sistema de bombeo.
Fig 112 Interpretacion de las cartas dinagraficas de fondo.
6.2.4. Análisis de desempeño de válvulas.
Adicionalmente, durante el registro de la carta dinagráfica se realizan dos pruebas
estáticas (Deteniendo la unidad de superficie). Una durante la carrera de ascenso
y otra durante la carrera de descenso.
La carga registrada cuando la unidad se detiene durante la carrera de ascenso,
es: Wrf+Fo+Pwh. Apr. El cambio de esta carga registrada respecto al tiempo,
representa las pérdidas por fuga o escurrimiento a través de la válvula fija o y el
pistón respectivamente.
Se identifica claramente fuga severa en la valvulaviajera
Se identifica claramente fuga severa en la valvulaviajera
Fig 113 Pruebas de valvula fija realizada Echometer.
La carga registrada cuando la unidad se detiene en la carrera de descenso, es:
Wrf-Pwh. Apr. Por lo tanto cualquier cambio respecto al tiempo de esta carga es
indicativo de fuga a través de la válvula fija.
Carg
a, L
bs
Desplazamiento, Pulg
Longitud de embolada en superficie
Dinagrama
Carrera de ascenso
TV1
3
7
Pi
Pt
DP
Pi
Pi
Pt
DP
Pt
Desplazamiento, Pulg
Carg
a, L
bs
Longitud de embolada en superficie
Dinagrama
Carrera de ascenso
SV
6
2
Fig 114 Prueba de las Valvulas.
6.2.5. Gradiente de presión en la tubería de producción.
Las pruebas de válvula fija realizadas con el dinamómetro se utilizan para
determinar el gradiente en la tuberia. El cual posteriormente sirve para determinar
la presión de succión y la altura neta de levantamiento. Toda esta información es
esencial para: Determinar la capacidad de producción del pozo, diseño de
instalaciones a futuro y resolver los problemas de producción y optimización del
pozo.
( )1 0.128rf wh pr r wh prSV W P A W Sg P A= − ⋅ = ⋅ − ⋅ − ⋅ (76)
Mientras que, para la válvula viajera.
rf wh pr O OTV W P A F SV F= − ⋅ + = + (77)
Donde “Wrf” es peso de las cabillas en el fluido, “Wr “es el peso de las cabillas,
“Fo” la carga neta sobre toda el área del pistón, “GT” es la gravedad específica del
fluido, “Pwh” presión en el cabezal del pozo, “Arp” área de la barra pulida.
7.8125 1 wh pr
r
SV P AGT
W+ ⋅
= ⋅ −
(78)
6.3. Referencias.
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Dynamometer Cards”. Paper SPE 26278. SPE Journal.
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Well Testing”. Paper SPE 21728. Productions Operations Symposium.
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7. Podio, A.L. McCoy, J.N. “Integrated Well Performance and Analysis”. Paper
SPE 24060. Western regional Meeting. Bakerfield, California, 1992.