Bombeo Mecanico Optimizacion Theta Enterprises

Bombeo Mecánico

Theta Enterprises Entrenamiento Levantamiento Artificial ____________________________________________________________

TABLA DE CONTENIDOS INTRODUCCIÓN Fuentes de reducción de rentabilidad Herramientas modernas de Optimización de bombeo mecánico Que esperar de este curso Tecnologías modernas Ventajas y desventajas del bombeo mecánico 1.REVISIÓN DE FUNDAMENTOS 1.1. Tensión y Presión 1.2. Trabajo 1.3. Potencia 1.4. Energía 1.5. Torque y momento 2.EL SISTEMA DE BOMBEO POR CABILLAS 2.1. UNIDAD MOTRIZ 2.1.1. Motores eléctricos 2.1.2. Motores ultra de alto deslizamiento 2.1.3. Motores a gas 2.2. UNIDADES DE BOMBEO 2.2.1. Diseño de la Unidad 2.2.2. Geometría de la Unidad de bombeo 2.2.3. Nomenclatura de la Unidad de bombeo 2.2.4. Análisis cinemático de la unidad de bombeo 2.3. CAJA DE ENGRANAJE Y CONTRAPESOS 2.3.1 Contrapesos 2.4 BARRA PULIDA, ESTOPERAS Y LÍNEAS DE FLUJO. 2.4.1 Válvulas de contrapresión 2.5 SARTA DE CABILLAS 2.6 TUBERÍA DE PRODUCCIÓN 2.7 BOMBA DE SUBSUELO 2.7.1 Acción de las válvulas 2.7.2 Acción de las válvulas y cargas de Muido 2.8 ANCLAS DE GAS 2.9 EQUIPO ADICIONAL DE FONDO DE POZO 3. EQUIPO DE FONDO 3.1. BOMBAS DE FONDO 3.1.1. Designación API de las bombas 3.1.2. Bombas de tubería  Instalación de la bomba  Cuando usar bombas de tubería  Cuando no usar bombas de tuberías

3.1.3. Bombas de cabillas insertables  Instalación de la bomba  Cuando usar  Cuando no usar 3.2. BOLAS Y ASIENTOS 3.3. PISTONES 3.3.1. Pistones de empaque suave 3.3.2. Pistones metal-metal 3.4. BOMBAS ESPECIALES 3.4.1. Bomba insertable de tres tubos 3.4.2. Bombas de dos etapas 3.4.3. Válvula de Carga 3.4.4. Bombas de válvula upper ring 3.5. DESPLAZAMIENTO DE LA BOMBA Y ESCURRIMIENTO 3.5.1. Desplazamiento de la bomba y eficiencia volumétrica 3.5.2. Escurrimiento de fluido a través del pistón 3.6. ANCLAS DE GAS 3.6.1. Tipos de anclas de gas. 3.6.2. Guía para el diseño de andas de gas. 3.6.3. Diseño paso a paso para anclas de gas modificadas "poor boy" 3.6.4. ejemplo del diseño de ancla de gas modificada "poor boy" 4. MEDICIONES DE CAMPO 4.1. EL SISTEMA DEL DINAMÓMETRO 4.2. USO DEL DINAMÓMETRO COMO UNA HERRAMIENTA DE DIAGNOSTICO 4.2.1. Instalación y remoción de los transductores de carga y posición. 4.2.2. Chequeo de válvulas en la válvula fija y viajera. 4.2.3. Cálculos del escurrimiento en la bomba desde la válvula viajera 4.2.4. Chequeo de la Válvula fija. 4.2.5. Efecto en la medida del contrabalanceo 4.2.6. Gráfico de amperaje. 4.2.7. Longitud de la carrera y emboladas por minuto por minuto. 4.2.8. Data de la unidad de bombeo y Unidad motriz. 5. ANÁLISIS DE TORQUE 5.1. FACTOR TORQUE 5.2. CALCULO DEL TORQUE NETO EN LA CAJA DE ENGRANAJE 5.3. CAGAS EN LA BARRA PULIDA 5.4. MÁXIMO MOMENTO DE CONTRABALANCEO 5.5. EJEMPLO DEL ANÁLISIS DE TORQUE 5.6. CÁLCULOS DEL FACTOR DE TORQUE 5.7. DIAGRAMA DE CARGAS PERMISIBLES 5.7.1. Tendencia del diagrama de cargas permisibles.

6. BALANCEO DE LA UNIDAD DE BOMBEO 6.1. BALANCEANDO LA UNIDAD CON AMPERAJE 6.1.1. Ventajas y desventajas de balancear la unidad con amperímetro 6.2. BALANCEANDO LA UNIDAD CON TABLAS Y GRÁFICOS DE CONTRABALANCEO. 6.3. BALANCEANDO LA UNIDAD A TRAVÉS EL SOFTWARE 6.3.1. CBALANCE contra el balanceo de la unidad a través del amperímetro. 6.4. EFECTO DEL BALANCEO EN EL COMPORTAMIENTO DEL SISTEMA. 6.4.1. Factor de cargas cíclicas. 7. SARTA DE CABILLAS DE SUCCIÓN 7.1. GRADOS DE CABILLAS API 7.1.1. Tamaños de cabillas limitados por tubería 7.2. CARGAS EN LAS CABILLAS 7.3. CABILLAS DE ACERO NO API 7.4. CABILLAS DE FIBRA DE VIDRIO 7.4.1. Ventajas de las cabillas de fibra de vidrio 7.4.2. Desventajas de las cabillas de fibra de vidrio 7.5. ANÁLISIS DE TENSIÓN EN LAS SARTAS DE CABILLAS 7.5.1. Diagrama de Goddman modificado 7.5.2. Factores de servicio 7.5.3. Ecuación del diagrama modificado de Goodman para análisis de tensión. 7.5.4. Análisis de tensión en cabillas Electra 7.5.5. Análisis de tensión en cabillas Norris 97, LTV HS, y UPCO 50K. 7.5.6. Análisis de tensión en cabillas de fibra de vidrio 7.5.7. Análisis de tensión con el método MGS 7.6. BARRAS DE PESO 7.6.1. ¿Por qué usar barras de peso? 7.7. FALLAS EN CABILLAS DE SUCCIÓN 8. DISEÑO DEL SISTEMA 8.1. DESARROLLO DEL MÉTODO API RP11L 8.2. DESARROLLO DEL MÉTODO DE LA ECUACIÓN DE ONDA 8.3. CONSIDERACIONES EN EL DISEÑO DEL SISTEMA DE BOMBEO POR CABILLAS 8.3.1. Guía para el diseño de sistema de bombeo por cabillas 8.4. CALCULO DE LA TASA OBJETIVO DE PRODUCCIÓN 8.4.1. Método del IP constante 8.4.2. Usando el índice de productividad 8.4.3. Método de Vogel's 8.4.4. Productividad del pozo por encima de la presión de burbujeo. 8.5. DISEÑO DEL SISTEMA DE BOMBEO POR CABILLAS USANDO EL API RP11L 8.6. DISEÑO DEL SISTEMA DE BOMBEO POR CABILLAS. 8.6.1. El programa RODSTAR

8.7. OTROS CÁLCULOS EN EL DISEÑO DEL SISTEMA 8.7.1. Fuerza para desasentar la bomba 8.7.2. Tamaño de la barra pulida 8.7.3. Tamaño de la polea del motor y longitud de las correas 8.7.4. Velocidades de bombeo mínimas y máximas. 9. ANÁLISIS DIAGNOSTICO 9.1. FUNDAMENTOS EN EL ANÁLISIS DIAGNOSTICO EL SISTEMA DE BOMBEO POR CABILLAS 9.1.1. características de los pozos grupo 1 9.1.2. Características de los pozos grupo 2 9.1.3. Beneficios adicionales del análisis diagnostico por computadora 9.2. ANÁLISIS DINAMOMÉTRICO DE FONDO PARA POZOS DEL GRUPO 1. 9.2.1. Acción de las válvulas como una función de la presión del barril 9.2.2. Calculo de la presión de entrada de la bomba y el nivel de fluido 9.2.3. Calculo de las cargas de fluido y la carrera neta de la bomba 9.2.4. Líneas de ajuste para separar fricción de las verdaderas cargas de fluido 9.3. EXPLICACIÓN DETALLADA DE LA FORMA DE LAS CARTAS DINAGRAFICAS DE FONDO 9.3.1. Interferencia por gas 9.3.2. Golpe de fluido 9.3.3. Fuga en la válvula viajera o el pistón 9.3.4. Fuga en la válvula fija 9.3.5. Tubería desanclada 9.3.6. Mal función del ancla de tubería 9.3.7. Golpe de bomba en la carrera descendente 9.3.8. Barril de la bomba colapsado (Abollado)-pistón atascado 9.3.9. Barril de la bomba desgastado o rajado 9.3.10. Altas aceleraciones de fluido (Inercia de fluido) 9.4. COMBINACIÓN DE DOS O MAS PROBLEMAS DE BOMBAS 9.5. ANÁLISIS DIAGNOSTICO CON EL SOFTWARE RODDIAG 9.5.1. Check List RODDIAG 9.5.2. Explicación de los resultados del RODDIAG  Picos y cargas mínimas de la barra pulida  Potencia en la barra pulida  Eficiencia del sistema  Eficiencia volumétrica de la bomba  Costo eléctrico por barril  Potencia mínima requerida por el motor  Peso de las cabillas en el fluido  Cargas en la estructura de la Unidad  Información de la tubería de producción

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Información sobre bombas Cálculos a partir de la carta dinagrafica de fondo Análisis tensional de la sarta de cabillas Data de la unidad de bombeo Análisis de torque Tamaño requerido por el motor para las condiciones existentes Consumo de energía Gráficos dinamométricos.

10. CONTROLADORES DE BOMBEO 10.1. Problemas con golpe de fluido 10.2. Temporizadores vs controladores de bombeo 10.3. Operación de los controladores de bombeo 10.4. Métodos para la detección del golpe de fluido 10.4.1. Método de cargas en un punto 10.4.2. Método del cuadrante. 10.4.3. Método del área. 10.4.4. Método de la velocidad del motor. 10.5. Estado del arte en el monitoreo y control de sistemas con bombeo mecánico. 10.5.1. Sistemas stand-alone. 10.5.2. Sistemas de supervisión de controladores de bombeo 10.6. Sistema experto para diagnostico remoto de problemas. 10.6.1. Programa de computadora Xdiag. 10.6.2. Resumen de las características de Xdiag.

LISTA DE FIGURAS Figura l-1. Efecto de la Eficiencia del sistema en los costos de electricidad. Figura I-2. Costos Eléctricos de levantamiento para cortes de agua del 90%. Figura I-3. Costos Eléctricos de levantamiento para cortes de agua del 95%. Figura I-4. Capacidad del bombeo Mecánico. Figura 1.1. Ejemplo de cálculo de Torque. Figura 2.1. Sistema de bombeo Mecánico. Figura 2.2. Curvas de Torque-Velocidad. NEMA D vs Alto deslizamiento. Figura 2.3. Nomenclatura de Unidades de bombeo convencional. Figura 2.4. Nomenclatura de Unidades de bombeo Mark II. Figura 2.5. Nomenclatura de Unidades de bombeo balanceadas por aire. Figura 2.6. Definición de desbalance Estructural. Figura 2.7. Definición de ángulo de compensación de la manivela. Figura 2.8. Operación de las válvulas de bomba de cabilla. Figura 2.9. Cargas de fondo sobre el pistón vs posición para bomba llena. Figura 2.10. Operación del ancla de gas ("Poor boy"). Figura 2.11. Equipo de fondo del sistema de bombeo. Figura 3.1. Designación de bombas API. Figura 3.2. Bombas API. Figura 3.3. Operación de la válvula "Charger". Figura 3.4. Operación de la válvula de anillos. Figura 3.5. Ancla de gas Natural. Figura 3.6. Operación del ancla de gas tipo empacadura. Figura 4.1. Ejemplo de carta dinagrafica. Figura 4.2. Sistema Dinamométrico. Figura 4.3. Ejemplo del chequeo de válvulas. Figura 4.4. Identificación de manivelas Mark II (Por dentro de la manivela). Figura 5.1. Calculo del torque neto sobre la caja de engranaje. Figura 5.2. Definición del factor de torque. Figura 5.3. Determinación del torque neto sobre la caja de engranaje. Figura 5.4. Determinación de cargas sobre la barra pulida para análisis de torque. Figura 5.5. Medición del Efecto de contrabalance. Figura 5.6. Carta dinagrafica para ejemplos de análisis de torque. Figura 5.7. Gráfico de torque para ejemplo de análisis de torque. Figura 5.8. Ejemplo de carta dinagrafica con diagrama de cargas permisibles. Figura 5.9. Ejemplo de cargas permisibles y gráficos dinamométricos para unidades Mark II con cabillas de acero. Figura 5.10. Ejemplo de cargas permisibles y gráficos dinamométricos para unidades convencionales con cabillas de fibra de vidrio. Figura 5.11. Ejemplo de cargas permisibles y gráficos dinamométricos para unidades Mark II con cabillas de fibra de vidrio. Figura 6.1. Gráficos de amperaje para unidades en condiciones fuera de balance y balanceadas. Figura 6.2. Cuadros ejemplo de contrabalanceo para unidades Lufkin. Figura 6.3. Ejemplo de tablas de contrabalanceo para Unidades American Figura 6.4. Ejemplo de reporte del software CBALANCE. Figura 6.5. Terminología de la posición de las contrapesas utilizada por CBALANCE. Figura 7.1. Construcción del Diagrama API de Goodman modificado. Figura 7.2. Uso del diagrama API de Goodman modificado. Figura 7.3. Diagrama de tensión (Norris 97, LTV HS y UPCO 50K)

Figura 7.4. Aumento de la tensión por causa de corrosión. Figura 8.1. Índice de productividad constante para curvas IPR. Figura 8.2. Curva IPR de Vogel. Figura 8.3. Diseño tradicional de ensayo y error. Figura 8.4. Sistema experto de diseño RODSTAR: Figura 9.1. Forma de las cartas dinagraficas de fondo. Figura 9.2. Forma de las cartas dinagraficas de fondo. Figura 9.3. Forma de las cartas dinagraficas de fondo. Figura 9.4. Forma de las cartas dinagraficas de fondo. Figura 9.5. Calculo de la presión de entrada en la bomba y nivel de fluido. Figura 9.6. Calculo de las cargas de fluido y embolada neta con modelo exacto de fricción. Figura 9.7. Determinación de las cargas de fluido, embolada bruta y neta a partir de la carta de fondo calculada. Figura 9.8. Interferencia de gas con bomba espaciada demasiado arriba. Figura 9.9. Golpe de fluido. Figura 9.10. Fuga en la válvula viajera o en el pistón. Figura 9.11. Fuga en la válvula fija o estacionaria. Figura 9.12. Tubería desanclada o ancla de tubería no sujeta. Figura 9.13. Mal funcionamiento del ancla de tubería. Figura 9.14. Pistón golpeando en el fondo (Bomba llena). Figura 9.15. Barril de la bomba doblado o pistón atascado Figura 9.16. Barril de la bomba rajado o gastado. Figura 9.17. Aceleración alta de fluido (Bomba llena) Figura 9.18. Efecto de la profundidad de la bomba en la forma de la carta dinagrafica para pozos del grupo 2 (ejemplo # 1). Figura 9.19. Efecto de las emboladas por minuto en la forma de la carta dinagrafica para pozos del grupo 2 (ejemplo # 2). Figura 9.20. Efecto del tamaño del pistón en la forma de la carta dinagrafica para pozos del grupo 2 (ejemplo # 3). Figura 9.21. Superposición de cartas dinagraficas. Figura 9.22. Ejemplo de hoja de datos del RODDIAG. Figura 9.23.Reporte ejemplo del RODDIAG (pagina # 1) Figura 9.24. Reporte ejemplo del RODDIAG (pagina # 2) Figura 9.25. Reporte ejemplo del RODDIAG (pagina # 3) Figura 10.1 Eventos que preceden el golpe de fluido como una condición de estado estable. Figura 10.2. Operación de controladores de bombeo. Figura 10.3. Método de punto de carga para controladores de bombeo. Figura 10.4. Método del cuadrante para consoladores de bombeo. Figura 10.5. Método del área para controladores de bombeo. Figura 10.6. Límites mínimos y máximos para cargas en la barra pulida. Figura 10.7. Sistema centralizado de control.

INTRODUCCIÓN El Bombeo mecánico es el más común de los métodos de levantamiento artificial. Aproximadamente el 95% de todos los pozos en los Estados Unidos están bajo levantamiento artificial. El Bombeo mecánico abarca cerca del 90% de todos los pozos haciendo de este el método primario de levantamiento domestico. Beam Pumping (otra forma de llamar al bombeo por cabillas cuando una unidad con viga viajera es usada) es el más antiguo y ampliamente usado método de levantamiento artificial costa adentro. Es usualmente el más económico y el sistema más fácil de mantener cuando es diseñado y operado apropiadamente. Incrementar la eficiencia del sistema de bombeo mecánico ha sido siempre importante. La figura l-1 muestra como la eficiencia del sistema y el corte de agua afecta el costo de electricidad por barril de fluido producido. Si bien este ejemplo gráfico es para una bomba a una profundidad de 5000 pies y costos de electricidad de 0.07 Kwh, las conclusiones sacadas de esto pueden aplicarse a todos los sistemas de levantamiento artificial a pesar de la profundidad y costos de energía. La eficiencia del sistema es la relación de la mínima energía requerida para la producción actual dividida entre la energía real consumida por el motor. Un 50% de eficiencia del sistema es excelente y es la eficiencia más alta que puede esperarse tenga un sistema de bombeo mecánico convencional. Sin embargo, pocos sistemas por bombeo mecánico realmente operan en un 50% de eficiencia. Problemas comunes tales como golpe de fluido, pistón de la bomba desgastado, fugas en la válvula viajera o fija, y una unidad severamente fuera de balance, pueden reducir la eficiencia del sistema hasta menos de un 30%. Una bomba severamente dañada o una fuga en la tubería pueden resultar en una eficiencia del sistema menor al 30%. Como se muestra en la Figura l.1, a cada vez más bajos cortes de agua, tos costos por consumo eléctrico podrían ser bajados lo suficiente para que el pozo sea rentable. Sin embargo, a medida que aumenta el corte de agua, incluso una pequeña caída en la eficiencia tiene un gran impacto en los costos de levantamiento. Como altos cortes de agua son muy comunes en la mayoría de los campos petroleros de hoy, permanecer cercanos a la línea del 50% de eficiencia es vital para la sobre vivencia económica. Esto es obvio si se mira la Figura l - 2 y l-3. Estas figuras son derivadas a partir de la Figura I-1 para cortes de agua entre 90% y 95% respectivamente. Como se muestra en la Figura l-2, a medida que la eficiencia del sistema va bajando, el costo por barril de petróleo se incrementa muy rápido de 0.92 $/bbl para eficiencias del 50% hasta 4.62 $/bbl para eficiencia del sistema igual a 10%. Como se muestra en la Figura l-3 la tendencia se mantiene cierta para cortes de agua del 95%. Sin embargo, los costos por barril son dos veces tan altos como para cortes de agua del 90%.

Fuentes de Reducción de Rentabilidad: Para optimizar el comportamiento de sistemas por bombeo mecánico es importante identificar y entender los problemas que reducen la rentabilidad. Las dos principales fuentes de reducción de rentabilidad son baja eficiencia del sistema y fallas en el equipo. Nosotros podemos subdividir este de la siguiente manera: Eficiencia baja del sistema:  Bomba desgastada.  Golpe de fluido.  Unidad desbalanceada.  Mal diseño del tamaño del motor.

Fallas del equipo: 

Cabillas partidas.

  

Fuga en tubería. Fallas en la bomba. Fallas en la caja de engranaje.

Este curso enseña las habilidades que se necesitan para encontrar, corregir, prevenir y minimizar los problemas mencionados. La clave para mejorar la rentabilidad es tenar el conocimiento y las herramientas para incrementar la eficiencia y reducir las fallas del equipo. El entrenamiento apropiado en los fundamentos del bombeo mecánico es necesario para entender cómo trabaja el sistema, que puede salir mal, y que hacer sobre los problemas comunes y los no tan comunes. Herramientas Modernas en la Optimización de Bombeo Mecánico. Una buena comprensión de los fundamentos del bombeo mecánico y el uso inteligente de las actuales tecnologías avanzadas de computadoras para bombeo mecánico pueden cambiar el punto de vista en problemas de campo. En vez de aceptar baja eficiencia, altos costos de energía, y fallas en el equipo como un hecho cotidiano, podrías entender y ser capaz de minimizar el impacto de estos problemas. Grandes ahorros e incrementos en los ingresos son posibles si puedes optimizar el comportamiento del sistema por bombeo mecánico usando tecnología moderna. Las principales herramientas para optimizar el sistema son: Software de Análisis Diagnostico: Ayuda a detectar problemas con el sistema existente de bombeo. RODDIAG es un programa de computadora desarrollado por Theta enterprise para este propósito. El capitulo del Análisis diagnostico describirá el uso de tales programas de computadora. Software Predictivo (diseño): Permite predecir el efecto de los cambios en el sistema existente, o predecir el comportamiento o las cargas del nuevo sistema. El programa de computadora RODSTAR discutido en Diseño del Sistema es la herramienta más avanzada disponible para este propósito. Software para Balancear la Unidad de Bombeo: El único comercialmente disponible programa de computadora ha sido desarrollado por Theta Enterprise y es llamado CBALANCE. Este programa permite: 1) Encontrar el momento de contrabalanceo existente sin necesidad de medir en el campo el efecto del contrabalanceo. 2) Determinar hacia donde mover las pesas para balancear la unidad. 3) Determinar si las pesas existentes son suficientes para balancear la unidad. 4) Decidir qué tipo y cuantas pesas ordenar al momento de comprar una unidad de bombeo nueva. Consoladores de Bombeo: Incrementan la eficiencia del sistema y minimizan las fallas por fatiga. Los Controladores de bombeo minimizan los efectos adversos del golpe de fluido, que es la más común de las condiciones de operación en pozos por bombeo

mecánico. El capítulo de controladores de pozos discute como estos controladores trabajan y como estos pueden afectar el comportamiento del sistema Que debe esperar de este curso: Este curso está diseñado para ayudarte a entender los principios básicos del bombeo mecánico y para familiarizarte con la tecnología moderna de diagnostico. Te enseñara como identificar problemas en las cabillas y como mejorar su diseño. Este curso cubre los fundamentes y te brinda bases sólidas para incrementar tus conocimientos. Después de completar este curso habrás aprendido lo siguiente: • Como cada componente del sistema de bombeo trabaja y los efectos en el resto del sistema. • Como calcular el torque en la caja de engranaje, construir un diagrama de cargas permisibles, y balancear la unidad de bombeo. • Como grabar y usar cartas dinagraficas para detectar fallas en pozos y calcular las cargas tensiónales de las cabillas API y no API de acero o fibra de vidrio. • Como trabajan las bombas de cabillas, que tipo de bombas están disponibles y cuando usarlas. • Como hacer cálculos de productividad de pozos para ver si pueden producir más fluido. • Las ventajas y desventajas de los métodos de diseño API RP 11L, y el de la ecuación de onda, sus limitaciones, y los rangos de aplicación. • Como mejorar el diseño del sistema usando métodos modernos basados en la ecuación de onda y sistemas de tecnología experta. • Como interpretar la forma de las cartas dinagraficas de fondo y entender la razón de la misma. • Diferenciar entre pozos profundos y someros y las herramientas que necesitas para diseñar y analizarlos apropiadamente. También, cual es el efecto de la inercia del fluido en pozos someros con altas tasas de producción. • Los problemas causados por el golpe de fluido, cómo funcionan los controladores de bombeo y como usarlos apropiadamente. • Los beneficios de usar programas de computadores 'Inteligentes' y otras técnicas modernas para optimizar el comportamiento del sistema. Tecnología moderna: En los años recientes, la tecnología de la computadora ha revolucionado cada aspecto del bombeo mecánico. Ahora puedes usar computadoras para diseñar, identificar, balancear, y monitorear sistemas de bombeo. Los desarrollos más recientes en tecnología de computadora para bombeo mecánicos incluyen simuladores muy precisos del sistema de bombeo y programas de computadoras "Inteligentes". Estos paquetes de herramientas son el estado del arte de la tecnología en una forma fácil de usar. Si bien esta tecnología es nueva, está avanzando rápidamente. La necesidad de producir los pozos de la forma más rentable posible podría resultar en un incremento en el uso de computadoras en los años por venir. Todavía la habilidad de los poderosos programas de computadoras no ha podido eliminar la necesidad de entender las bases del bombeo mecánico. Se ha simplemente cambiado el énfasis en hacer manualmente cálculos tediosos, a aplicar resultados. Este es un paso en la dirección correcta debido a que mayor esfuerzo puede dedicársele a la optimización del comportamiento de pozos.

Sin el conocimiento de los principios básicos del bombeo mecánico el Ingeniero podría sentirse inseguro acerca de las tecnologías de punta de los programas de computadoras, controladores de bombeo, monitoreo remoto, etc. Estos podrían parecer misteriosos y difíciles de entender. Estos sentimientos son comprensibles. Todavía, estos representan solo falta de conocimiento o entendimiento incompleto de los fundamentos del bombeo mecánico. Este curso provee el conocimiento necesario para entender las herramientas modernas de optimización del bombeo mecánico. Si se entienden los fundamentos acá cubiertos entonces podrás racionalmente evaluar cualquier nueva tecnología que aparezca. Así, Podrás confiar en tu propio juicio en vez de creer en el de alguien más o sentirte inseguro acerca de cosas que no entiendes.

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Bombeo Mecánico, Ventajas y Desventajas: Como cualquier otro método de levantamiento artificial, el bombeo mecánico tiene sus pros y contras que son importantes cuando se determina que método de levantamiento usar para una aplicación particular. Uno de los factores más importantes a considerar es la máxima tasa de producción que deseas de tus pozos. La Figura l-4 muestra el rango de aplicación del bombeo mecánico. Como puede verse, dependiendo de la profundidad de la bomba, el bombeo mecánico puede no cumplir con la capacidad de producción deseada. Como muestra la Figura l-4, la capacidad de producción del bombeo mecánico cae rápidamente con profundidad. Sin embargo, en el rango en el que puede usarse el Bombeo Mecánico, es difícil superar su eficiencia, versatilidad y facilidad de servicio. Usualmente la decisión de que método de levantamiento utilizar depende de muchos factores que incluyen: Localización geográfica, disponibilidad de electricidad o gas, producción de arena u otros sólidos, desviación del pozo, acumulación de escamas y parafinas, costos del equipo, etc. Para ayudarte en tales dediciones, lo que sigue es un resumen de las principales ventajas y desventajas del bombeo mecánico: Ventajas Desventajas • Fácil de operar y servicios • Es problemático en pozos desviados •Puede cambiarse fácilmente la tasa de • • No puede usarse costa afuera por el producción cambiando la velocidad do tamaño del equipo de superficie y la bombeo o la longitud de la carrera limitación en la capacidad de producción •Puedes disminuir la presión de entrada de la comparado con otros métodos bomba para maximizar la producción • • No puede manejar producción excesiva •Usualmente es el método de levantamiento de arena artificial más eficiente. • • La eficiencia volumétrica cae •Pueden intercambiarse fácilmente las drásticamente cuando se maneja gas libre unidades do superficie • Las tasas de producción caen rápido con •Pueden utilizarse motores a gas si no hay profundidad comparada con otros disponibilidad eléctrica métodos de levantamiento artificial. •Puedes usar controladores de bombeo para • No es oportuno en áreas urbanas. minimizar golpe de fluido, costos de electricidad y fallas de cabillas. • Puede ser monitoreado de manera

CAPITULO 1 REVISIÓN DE FUNDAMENTOS Todos los temas, incluyendo el bombeo mecánico, están basados en principios y fundamentos. Estas ideas básicas son necesarias para entender el tema como las bases lo son para un edificio. Esto es porque, incluso si tu estas familiarizado con los tópicos a seguir, es una buena idea darles un vistazo a cualquier concepto que podrías necesitar revisar para continuar con el resto de los capítulos. También, mantén en mente que "El diccionario de levantamiento Artificial" (Apéndice B) al final de este manual contienen definiciones útiles de términos con los que podrías no estar familiarizado. 1.1 TENSIÓN Y PRESIÓN: La tensión es definida como fuerza por unidad de área. Por ejemplo, si jalas una cabilla con un área seccional de 1 plg2 con una fuerza de 1000 lbs, entonces la tensión en la cabilla será:

La tensión se refiere a sólidos y es diferente a la presión (ver discusión abajo). El concepto de tensión y cargas tensiónales son importantes para entender como diseñar y analizar las cabillas de succión. Presión: Es también definida como fuerza por unidad de área. Sin embargo, la presión se refiere al resultado de las fuerzas en las superficies de un fluido. Por ejemplo, el gradiente de presión del agua es de 0.433 Ipc/pie. Si un tanque contiene agua a una altura de 100 pies la presión en el fondo del tanque será de 43.3 Ipc (100*0.433). Si el área del fondo del tanque es de 100 plg2 entonces la fuerza aplicada en el fondo del tanque será: F = P x A = 43.3 Ibs/pulg2*100plg2 = 4.330 Ibs El flujo de Fluidos es de una región de alta presión a una de baja presión. El fluido del yacimiento Muye hacia el fondo del pozo debido a que esta es la zona de baja presión. Una bomba de cabillas disminuye la presión en el fondo del pozo al disminuir al mínimo el nivel de Muidlo por encima de sí. Mientras más baja es la presión en el fondo del pozo, mayor será la cantidad de Muido que aportara la formación al pozo y por supuesto a la bomba. La cantidad de fluido en el pozo determinara el flujo de fluidos desde la formación. Un alto nivel de (luido sobre la bomba reduce la tasa de producción debido a las grandes presiones aplicadas sobre la formación. Si se detiene la unidad de bombeo, el nivel de fluido aumentara hasta que la presión del fondo del pozo sea igual a la de la formación. En este punto el flujo de fluidos desde la formación se detendrá. La presión de tondo de pozo a la cual el flujo de fluidos se detiene se denomina presión estática.

1.2 TRABAJO: El trabajo es la fuerza que se aplica contra un cuerpo durante una cierta distancia. Por ejemplo, si se aplica una fuerza de 1000 Ibs a un bloque para moverlo 10 pies, entonces el trabajo hecho será: W = F x D = 1000 Ibs x 10 pies = 10.000 pies - Ibs El trabajo es independiente del tiempo. Solo depende de la magnitud de la fuerza y la distancia a través de la cual la fuerza actúa. En el ejemplo de arriba el trabajo hecho fue de 10.000 pies-lbs, sin importar cuánto tiempo tomo mover el bloque. 1.3 POTENCIA: La potencia muestra que tan rápido puede realizarse el trabajo. Cuanto más rápido se realice el trabajo, mayor será la potencia requerida. En el ejemplo de arriba, si te toma 10 segundos mover el bloque 10 pies, entonces la potencia será: Potencia = W/t = 10.000 pies- Ibs / 10 seg =1000 (pies- Ibs ) / seg Comúnmente se expresa la potencia en unidades de caballos fuerza (hp) o watts (w). Como 1 hp es igual a 550 pies-lbs/seg. La potencia requerida en el ejemplo anterior será 1.82 hp También, como 1 hp=747.7 W. la potencia en vatios para este ejemplo será: 745.7 x 1.82 = 1.357 W Si se quisiera mover el mismo bloque la misma distancia de 10 pies en 5 seg, entonces se necesitaría el doble de la potencia calculada (1.82*2=3.64 hp). Por lo tanto, si se necesita una máquina para mover el bloque, esta necesitaría un motor con más de 3.64 hp. 1.4 ENERGÍA: Energía es la capacidad, o potencial para realizar un trabajo. Una batería eléctrica tiene energía debido a que puede hacer un trabajo cuando la conectas a una maquina como un ventilador eléctrico. El gas natural contiene energía que puede ser convertida en trabajo cuando se quema en un motor a gas. Las maquinas convierten la energía en trabajo útil. Por ejemplo, un motor eléctrico convierte energía eléctrica en el trabajo necesario para bombear crudo. La eficiencia de una maquina es la relación entre la energía necesaria para realizar el trabajo y la cantidad de energía real consumida durante el trabajo. El sistema de cabillas de succión es uno de los métodos de levantamiento artificial más eficientes cuando es diseñado y operado con propiedad. La eficiencia máxima del sistema (Desde el motor hasta la bomba) es usualmente un 45% o 55% dependiendo de la profundidad de la bomba, condición de la bomba, etc. Cerca de la mitad de la energía dentro del sistema se pierde en calor, fricción y fuga de fluidos. Si la bomba esta defectuosa, si la unidad está severamente tuera de balance, o si la tubería tiene una tuga, las pérdidas de energía aumentan y la eficiencia del sistema disminuye.

1.5 TORQUE Y MOMENTO: El Torque es una fuerza de torsión. La Figura 1.1 muestra la conexión de la manivela al eje Si se aplica una fuerza F de 1000 Ibs a una distancia de 10 pig desde el centro del eje. El eje podría experimentar un torque igual a: T = F * X = 1000 Ibs * 10 pulg = 10.000 pulg lbs

El momento es definido como la tendencia a causar rotación alrededor de un punto. En otras palabras es básicamente lo mismo que el torque. En bombeo por cabillas, el momento se refiere al torque en la caja de engranaje producido por las contrapesas y la manivela de la unidad de bombeo Para calcular el torque en el eje debido a una aplicación de una fuerza F, se debe multiplicar la fuerza por la distancia horizontal desde el centro del eje hasta el punto donde se aplica la fuerza Si la manivela en la Figura 1.1 rotara alrededor del eje entonces el torque en el eje a cualquier posición seria: T = F*D = F*senθ ( D = Xsenθ) Donde D es la distancia horizontal desde el centro del eje a la fuerza F. La distancia X es la longitud de la manivela. Theta es el ángulo de la manivela tomando como punto de referencia las 12 en punto de las agujas del reloj El máximo torque o momento ocurre cuando theta es igual a 90 o 270 debido a que en esta posición el seno es igual a 1. Para cualquier otro ángulo es menor, por ejemplo, a 45° en torque en el eje es: T = 1000 *[10sen( 45°)] = 1000 * 7.07 = 7.070 plg-lbs Este es menor que el máximo momento calculado de 10.000 Ibs-plg calculado arriba cuando la manivela (crack) esta horizontal (=90°). Cuando el ángulo de la manivela es 0ºo 180° el torque en el eje es cero debido a que la distancia D es igual a cero.

CAPITULO 2 EL SISTEMA DE BOMBEO MECÁNICO La función del sistema de bombeo mecánico por cabillas es transmitir la potencia hasta la bomba de fondo para levantar los fluidos del yacimiento hasta la superficie. La bomba de cabillas, bombeando el fluido que fluye desde la formación hasta el fondo del pozo, disminuye la presión en el fondo. Un diferencial de presión grande entre la formación y el fondo del pozo incrementa la tasa de producción. Como muestra la Figura 2.I, el sistema de bombeo por cabillas consiste en equipo de superficie y de fondo. El equipo de superficie incluye la unidad motriz (motor eléctrico o motor a gas), unidad de bombeo, barra pulida, prensa estopa, cabezal, y líneas de flujo. El equipo de fondo incluye el revestidor, tubería de producción, sarta de cabillas, bomba de fondo, ancla de gas (opcional), niple de asentamiento, niple perforado y ancla de lodo (tubo de barro). En este capítulo se examinara cada componente del sistema para entender cómo trabaja y como afecta el resto del sistema. 2.1 UNIDAD MOTRIZ: La unidad motriz es típicamente un motor eléctrico o a gas. La mayoría de las unidades motrices son motores eléctricos. Motores a gas son usados en locaciones sin electricidad. La función de la unidad motriz es suministrar la potencia que el sistema de bombeo necesita. La unidad motriz afecta el consumo de energía y las cargas de la caja de engranaje. Los hp del motor dependen de la profundidad, nivel de fluido, velocidad de bombeo y balanceo de la unidad. El tamaño de la unidad motriz se cubrirá en el Capitulo de Diseño del Sistema. Sin embargo, es importante entender que el tamaño de la unidad motriz puede tener un impacto significativo en la eficiencia del sistema. En la mayoría de los campos petroleros los motores están usualmente sobre dimensionadas. Esto garantiza que estarán disponible suficientes caballos de fuerza en el sistema pero al precio de bajar la eficiencia. Motores eléctricos alcanzan sus eficiencias más altas cuando las cargas

están cercanas a la potencia de la etiqueta (Placa del motor). Cuando un motor esta poco cargado la eficiencia es menor. Los motores eléctricos y a gas son componentes de bajo torque y altos rpm. La variación de velocidad de la unidad motriz afecta la caja de engranaje,

las cargas en las cabillas y también la velocidad de bombeo. Variaciones de velocidad altas del motor reducen el torque neto en la caja de engranaje. Por ejemplo, en la carrera ascendente donde la barra pulida soporta las mayores cargas, el motor desacelera. Debido a esta reducción de velocidad, la inercia de los contrapesos (resistencia al cambio en velocidad) ayuda a reducir el torque de la caja de engranaje liberando energía cinética almacenada. Esto también reduce las cargas picos en la barra pulida reduciendo la aceleración de la barra pulida. En la carrera descendente la unidad acelera resultando en cargas mínimas sobre la barra pulida. Por lo tanto, variaciones de velocidad altas en la unidad motriz "aplanan" las cartas dinagraficas al compararse con unidades motrices de baja variación de velocidad. Esto resulta en rangos bajos de tensión y por ende en disminución de la fatiga en las cabillas. La siguiente figura es un ejemplo de diferencias en las forma de las cartas dinagraficas entre un motor NEMA D con una variación de velocidad del 8% y un motor de alto deslizamiento con una variación de velocidad del 35%. Esto es para un pozo de 90X50 pies con una unidad de bombeo Mark II.

2.1.1 Motores Eléctricos: Los motores eléctricos para bombas de cabillas son principalmente motores de inducción de tres fases. NEMA D (Nacional Electrical Manufacturers Association) clasifica los motores según el deslizamiento y las características de torque durante el arranque. El porcentaje de deslizamiento es definido como:

Donde Sq es la velocidad sincronía del motor (usualmente 1200 rpm) y Sn es la velocidad para cargas completas. La variación de velocidad es diferente del deslizamiento. Se define como:

NEMA D es el motor de unidad de bombeo mas ampliamente reconocido. Su rango de deslizamiento va desde 5% hasta 13%. Otros motores en el campo petrolero incluyen NEMA C con un máximo deslizamiento de 5% y NEMA B con un máximo deslizamiento de 3%. 2.1.2 Motores de Ultra Alto Deslizamiento: Motores eléctricos especiales con deslizamiento mayor al 13% son denominados motores de ultra alto deslizamiento. Estos son diseñados para variaciones altas de velocidad y pueden ayudar a reducir los torques picos en la caja de engranaje y las cargas de las cabillas. Puedes calibrar los motores ultra de alto deslizamiento en diferentes modos dependiendo del deslizamiento y torque en el arranque deseado. El modo en bajo torque ofrece los más bajos torque en la arrancada y las variaciones de velocidad más grandes. El modo de alto torque ofrece los mayores torque en la arrancada y las variaciones de velocidad mas bajas. Motores de Ultra alto deslizamiento usualmente tienen un modo medio o bajo medio con características entre los modos de bajo y alto torque. Un dimencionamiento correcto del motor de ultra alto deslizamiento podría tener una variación de velocidad de hasta un 50%. Usualmente esto resulta en torques más bajos en la caja de engranaje y cargas en las cabillas comparado a sistemas con unidades motrices de bajo deslizamiento. Un motor ultra de alto deslizamiento debe ser correctamente dimensionado y aplicado para las condiciones correctas del pozo para reducir el torque a través de las variaciones altas de velocidad. Un motor sobre diseñado puede no cargarse lo suficiente para vanar la velocidad y podría realmente comportarse como un motor NEMA D. 2.1.3 Motores a Gas: Existen dos tipos de motores a gas. Motores de baja velocidad con uno o dos cilindros, y motores multicilindros de alta velocidad. Motores de baja velocidad tienen velocidades de 700 rpm o menores y alto torque. Motores multicilindros pueden tener altas variaciones de velocidad (hasta un 35%) mas que motores de baja velocidad. Motores de gas típicamente queman gas rentado y son generalmente más baratos oue operar motores eléctricos. Sin embargo. Los costos de cantal más baratos que operar motores eléctricos. Sin embargo, los costos de capital y el mantenimiento son usualmente más altos que para motores eléctricos. Motores a gas son primordialmente utilizados en locaciones remotas sin disponibilidad de electricidad. 2.2 UNIDADES DE BOMBEO: La función de la unidad de bombeo es convertir el movimiento rotacional de la unidad motriz al movimiento ascendente-descendente de la barra pulida. Una unidad de bombeo apropiadamente diseñada tiene el tamaño exacto de caja de engranaje y estructura. También tiene suficiente capacidad de carrera para producir el fluido que deseas.

Si bien todas las unidades de bombeo tienen características comunes, estas también tienen diferencias que podrían influenciar significativamente el comportamiento del sistema. Para maximizar la eficiencia del sistema necesitas entender las ventajas y las desventajas de las diferentes geometrías de las unidades de bombeo para las condiciones de los pozos. Esto puede hacerse simulando el sistema de bombeo con un moderno programa de diseño como el RODSTAR que puede asertivamente modelar toda la geometría de las unidades de bombeo. Con tales programas de computadora puede predecirse la producción, cargas, tensión, torque y consumo de energía para diferentes geometrías de unidades de bombeo para la aplicación. Este es la manera mas precisa de comparar unidades.

2.1.1 Diseño de la Unidad La API ha desarrollado un método estándar para describir las unidades de bombeo:

La letra C significa unidad convencional, tal como la unidad mostrada en la Figura 2.1. La letra M significa una unidad Mark II y la letra A una unidad balanceada por aire. También pueden verse oirás combinaciones de letras simples o dobles para nuevos tipos de unidades de bombeo tales como RM para unidades Lufkin Mark Revers. El primer número es la designación de la capacidad de carga de la caja de engranaje en Miles libras-plg (torque). En el ejemplo, la capacidad de la caja de engranaje es hasta 320.000 Ibs plg. El segundo número es la capacidad de la estructura en cientos de libras. En el ejemplo este rango significa que para evitar sobre cargas en la estructura de la unidad, la barra pulida no debe exceder de 25.600 Ibs. El último número muestra el longitud máxima de la carrera de la unidad en pulgadas (100 plg en el caso ejemplo). Las unidades de bombeo usualmente tienen desde 2 hasta 5 longitudes de carrera. Los catálogos de las unidades muestran todas las longitudes de carrera disponibles. 2.2.2 Geometría de las Unidades de Bombeo: Las siguientes páginas muestran los tipos de unidades de bombeo más populares. Estas son: 1. Tipo convencional 2. Markll 3. Balanceadas por Aire

Unidades de Bombeo Convencional

1. 2. 3.

4. 5.

6.

Ventajas: Costos de Mantenimiento bajos. Cuesta menos que otras Unidades. Usualmente es mejor que el Mark II con sarta de cabillas de fibra de vidrio. Puede rotar en sentido horario y antihorario. Puede bombear más rápido que las Unidades Mark II sin problemas. Requiere menos contrabalanceo que las Mark II.

Desventajas: 1. En varias aplicaciones no es tan eficiente como el Mark II u otros tipos de unidades. 2. Podría requerir cajas de engranaje más grandes que otros tipos de unidad (especialmente con cabillas de acero).

Unidades de Bombeo Mark II Ventajas: 1. Tiene menor torque en la mayoría de los casos. 2. Podría costar menos (5%, -10%) comparada con el siguiente tamaño en una unidad convencional. 3. Es más eficiente que las unidades convencionales en la mayoría de los casos.

Desventajas: 1. En varias aplicaciones, no puede bombear tan rápido como una unidad convencional debido a su velocidad en la carrera descendente. 2. Soto puede rotar en sentido anti horario. 3. En caso de existir golpe de fluido podría causar mas daño a la sarta de cabillas y la bomba. 4. Puede colocar la base de la sarta de de cabillas en severa compresión causando fallas por pandeo. 5. Puede experimentar torques mas altos que las unidades convencionales cuando se usan cabillas de fibra de vidrio, además, de la posibilidad de colocarlas en compresión.

Unidades de Bombeo Balanceadas por Aire Ventajas: 1. Es más compacta y fácil de balancear que las otras unidades. 2. Los costos de transporte son mas bajos que otras unidades (debido a que pesa menos) 3. Vienen en tamaños más grandes que cualquier otro tipo de unidad. 4. Puede rotar tanto en sentido horario como antihorario.

Desventajas: 1. Son más complicadas y requieren mayor mantenimiento (compresor de aire, cilindro de aire). 2. La condensación del aire en el cilindro puede constituir un serio problema. 3. La caja de engranaje podría dañarse si el cilindro pierde la presión de aire. Otras características interesantes de las unidades balanceadas por aire son: 1. Perfecto contrabalanceo con el torque del dedo. 2. Longitudes de carrera de hasta 20 pies para pozos con alto potencial. 3. Fácil do Instalar Existen también otros varios tipos de unidad tales como las de bajo perfil, hidráulicas, de carreras largas (tales como Rotaflex), y otras unidades de geometría inusual. Sin embargo, la mayoría de los pozos son bombeados con los tres principales tipos de unidades mencionados. La razón principal de la duración de la popularidad de estas unidades de bombeo es porque estas han sido usadas por más tiempo que las otras y han probado ser confiables, durables, y fáciles de mantener. Dependiendo de la aplicación, hay ventajas y desventajas para cada tipo de unidad. Ninguna unidad puede reclamar para si el mejor comportamiento en todas las aplicaciones. Por ejemplo, si el espacio es limitado entonces una unidad balanceada por aire es la mejor opción por lo compacto de su diseño. Si se usan cabillas de fibra de vidrio entonces una unidad convencional será mejor que un Mark II como será explicado luego. En pozos profundos con cabillas de acero, una unidad Mark II puede tener el más bajo torque neto en la caja de engranaje, etc. La manera mas precisa de encontrar la mejor geometría de unidad para una aplicación dada es usar programas predictivos de computadora tales como el RODSTAR Con estos programas se puede modelar la unidad de bombeo usando cinemática (características de movimiento) de manera muy precisa, de la misma forma te permite comparar el comportamiento de diferentes unidades de bombeo para aplicaciones especificadas. También permite evaluar que sentido de rotación es mejor aplicarle a la manivela (En sentido de las agujas el reloj o en contra del sentido de las agujas). 2.2.3 Nomenclatura de las Unidades de Bombeo. Las Figuras 2.3, 2.4 y 2.5 muestran los nombres de los componentes de las unidades de bombeo convencionales, Mark II y balanceadas por aire. Las siguientes son definiciones de algunos términos adicionales de las unidades de bombeo: Desbalance estructural: Es la fuerza que se necesita para que la barra pulida mantenga la viga viajera en una posición horizontal con los brazos pitman desconectados de los pins de la manivela. Esta fuerza es positiva cuando actúa hacia abajo y negativa cuando actúa hacia arriba. Ver la Figura 2.6 para una explicación visual del desbalance estructural. El desbalance estructural para unidades convencionales puede ser o positivo o negativo. Para unidades Mark II es siempre negativo.

Angulo de compensación de la manivela: Este es el ángulo entre el pin de la manivela y los brazos de las contrapesas. La Figura 2.7 muestra como se puede medir el ángulo de fase de la manivela. Para unidades Mark II el ángulo de fase es positivo. Para manivelas del tipo Torqmaster este es negativo. Para la mayoría de las unidades de bombeo convencionales el ángulo de fase de la manivela es cero. El propósito del ángulo de fase de la manivela es ayudar a reducir el torque en la caja de engranaje mejorando la fase entre las cargas en la barra pulida y el momento de las contrapesas.

2.2.4

Análisis Cinemática de las Unidades de Bombeo:

Para evaluar el comportamiento de los diferentes tipos de Unidades de bombeo, es importante simular con precisión sus características cinemáticas. El informe de la SPE al final de este capítulo titulado “Un análisis Cinemática exacto de las Unidades de bombeo " describe un método para calcular la posición de la barra pulida, velocidad, y aceleración para cualquier ángulo de la manivela. Este modelo cinemática puede usarse para calcular la posición angular, velocidad y aceleración de cualquier parte de la unidad de bombeo. Usando este método cinemático se pueden comparar la velocidad de la barra pulida y la aceleración de diferentes unidades. Sin embargo, debe mantenerse en mente que el comportamiento del sistema de las unidades de bombeo depende en la interacción de todos los componentes del sistema. La geometría de las unidades de bombeo es un factor muy importante pero no es el único. Otros elementos incluyen la profundidad del pozo,

tamaño de la bomba, diseño de la sarta de cabillas, material de las cabillas, y tipo de unidad motriz. Por lo tanto, el modelo cinemático de la unidad de bombeo debe combinarse con el método predicativo de la ecuación de onda para comparar con exactitud unidades de bombeo para condiciones de pozo dadas. La unidad de bombeo tiene una gran influencia en el comportamiento del sistema. Afecta las cargas en la barra pulida, carrera en la bomba, tamaño del unidad motriz, torques picos, y consumo de energía. Un análisis matemático detallado de la geometría de la unidad de bombeo está más allá del alcance de este curso. El método del análisis cinemático descrito en el informe # 12201 de la SPE provee una explicación detallada de cómo modelar unidades de bombeo, calcular factores de torque, y cualquier otro valor relacionado con el movimiento de la unidad. 2.3

CAJA DE ENGRANAJE Y CONTRAPESOS La función de la caja de engranaje es convertir torque bajos y altas rpm de la unidad motriz en altos torque y bajas rpm necesarias para operar la unidad de bombeo. Una reducción típica de una caja de engranaje es 30:1. Esto significa que la caja de engranaje reduce los rpm a la entrada 30 veces mientras intensifica el torque de entrada 30 veces. 2.3.1 Contrapesos Si la caja de engranaje tuviera que suplir todo el torque que la unidad de bombeo necesita para operar, su tamaño debería ser demasiado grande. Afortunadamente, al usar contrapesos, el tamaño de la caja de engranaje puede ser minimizado. Los contrapesos ayudan a reducir el torque que la caja debe suministrar. Estos ayudan a la caja durante la carrera ascendente cuando las cargas en la barra pulida son las más grandes. En la carrera descendente, la caja de engranaje levanta los contrapesos con la ayuda de las cargas de las cabillas, quedando listos para ayudar nuevamente en la carrera ascendente. En otras palabras, en la carrera ascendente, las contrapesas proporcionan energía a la caja de engranaje (Al caer). En la carrera descendente estos almacenan energía (subiendo) La condición operacional ideal es igualar el torque en la carrera ascendente y descendente usando la cantidad correcta del momento de contrabalanceo. Cuando esto ocurre la unidad esta Balanceada. Una unidad fuera de balance puede sobrecargar el motor y la caja de engranaje. Esto puede resultar en fallas costosas y perdidas de producción si no se corrige a tiempo. Para determinar si la unidad esta balanceada, debe hacerse un análisis de torque o registrar un gráfico de amperaje del motor en la carrera ascendente y descendente 2.4

BARRA PULIDA, PRENSA ESTOPA Y LÍNEA DE FLUJO: La barra pulida conecta la unidad de bombeo a la sarta de cabillas y es la única parte de la sarta que es visible en la superficie. Como su nombre lo dice, la barra pulida tiene una superficie lisa y brillante. La superficie de la barra pulida previene el desgaste de las empacaduras del prensaestopa. Las empacaduras del prensa estopa están diseñadas para prevenir fugas de (luido. Si el pozo no produce suficiente petróleo para mantener lubricada la barra pulida entonces un lubricador es usualmente instalado encima del

prensa estopa. Este lubricador prevendrá daños en la prensa estopa y la barra pulida con la constante lubricación. Las empacaduras del prensa estopa son apretadas para prevenir fugas en el cabezal. Pero, si se aprietan demasiado, podrían incrementarse las pérdidas de potencia en la barra pulida resultando en una mala interpretación de la carta dinagrafica por la distorsión de las cargas sobre la barra pulida. La función principal de la barra pulida es soportar el peso de la sarta de cabillas, bomba y fluido. Por lo tanto, la barra pulida experimenta cargas más altas que cualquier otra parte de la sarta. Las líneas de flujo conectan el cabezal del pozo con el separador. Aunque este curso no cubre los equipos más allá del cabezal, es importante entender el efecto de la presión de la línea de flujo en el sistema de bombeo por cabillas. Como si discutió arriba, la barra pulida soporta el peso de la sarta de cabillas y el fluido. También, debe sobreponerse a la presión en la línea. Altas presiones en la línea pueden resultar en altas cargas en la barra pulida y una baja en la eficiencia. Estas cargas adicionales en la barra pulida dependerán del diámetro del pistón. Mientras más grande sea el tamaño del pistón, más grande será el efecto de la presión de la línea de flujo en el sistema. 2.4.1 Válvula de Contrapresión: En pozos con exceso de gas tendrá que instalarse un orificio o pressuro back en la línea de flujo. Esto es necesario para evitar "cabeceo" o interrupción de la producción. Esto ocurre cuando: Cuando el fluido producido se acerca a la superficie del pozo la presión va en descenso. Esto causa expansión del gas dentro de la tubería de producción desalojando el líquido hacia la superficie. A medida que el gas fuerza la salida del líquido hacia las líneas de flujo, la presión en la tubería disminuye, y más y más gas podrá expandirse. Cabeceos causan ciclos de alta producción seguidos por periodos de baja producción o ninguna producción. Al comienzo del cabeceo, el gas en expansión empuja el liquido dentro de las líneas de flujo y aumento la producción momentáneamente. Sin embargo, el líquido que deja la tubería es reemplazado por más y más gas libre. Eventualmente, la tubería queda seca, y la producción se detiene hasta que la tubería se llene con fluido nuevamente. En un pozo de bombeo, el cabeceo es indeseable y debe ser controlado. La forma mas común de detener el cabeceo es usando un orificio o una válvula de desahogo de presión. Este dispositivo incrementa la presión en la línea de flujo cara evitar el las se expanda por cause cabeceo. Incrementar la presión en la tubería 50 60 Ipc es frecuentemente suficiente para detener el cabeceo. La válvula de presión de desahogo es diseñada para cerrar cuando la presión de tubería es baja y para abrir cuando la presión de la tubería aumenta. La bola en este tipo de válvula se mantiene centrada con un resorte enrollado. Cuando la presión en la tubería excede la tensión del resorte la válvula se abre. Si bien esto mantiene libre de cabeceo al pozo, debido a la presión agregada al pistón, el sistema deberá realizar un trabajo mayor. Esto sin duda disminuye la eficiencia del sistema. Por lo tanto, válvulas de presión de retorno y orificios deben usarse solo cuando el pozo presenta cabeceo.

2.5 SARTA DE CABILLAS: La sarta de cabillas conecta la bomba de fondo con la barra pulida. La función principal es transmitir el movimiento oscilatorio de la barra pulida a la bomba. Esto proporciona la potencia necesaria por la bomba para producir hidrocarburos. La resistencia, vida útil y fuerzas fricciónales de la sarta de cabillas tiene un impacto significativo en la economía de un pozo. Las cabillas de succión son hechas de acero o fibra de vidrio. La mayoría de las cabillas son fabricadas 100% en acero. Sartas parcialmente acero y fibra de vidrio son también comunes en muchos campos petroleros. Estas son principalmente utilizadas en localizaciones con problemas de corrosión, para reducir cargas en la unidad de bombeo, para evitar la compra de unidades excesivamente grandes o para incrementar la tasa de producción. Cabillas de acero son fabricadas en longitudes de 25 o 30 pies. Cabillas de fibra de vidrio son construidas en longitudes de 25. 30 o 37,5 pies. El tamaño de cabillas de fibra de vidrio mas común es 37.5 pies. Esto reduce el numero de acoples haciendo la sarta tan ligera como sea posible. El rango del diámetro de cabillas de acero va de 0.5 plg hasta 1.25 plg. Para las de fibra de vidrio se encuentran rangos desde 0.75 plg hasta 1.5 plg. Cada cabilla de la sarta debe soportar las cargas de fluido y el peso de las cabillas por debajo de ellas. Para minimizar los costos y las cargas tensiónales. la sarta de cabillas se diseña usualmente de forma ahusada (adelgazamiento en forma cilíndnca-Ver Figura 2.1). Diámetros mayores de cabillas son colocados en el tope y más pequeños en la base. Dependiendo de la profundidad, la sarta de cabillas va desde una (1) hasta cinco (5) secciones ahusadas. Las secciones típicas son 1"-7/8"-3/4" o 7/8"-3/4". Barras de peso (Cabillas de diámetro mayor para el londo de la sarta) son comúnmente usadas para sobreponerse a las fuerzas de flotación y minimizar la compresión en las cabillas en la base de la sarta. En el diseño de las sartas de cabillas, un ensayo para determinar el porcentaje en cada sección debería resultar en las mismas cargas tensiónales al tope de cada sección de cabillas. El diseño de sarta de cabillas se discutirá con más detalle luego. La sarta de cabillas tiene un impacto mayor en el comportamiento del sistema. Afecta las cargas en la barra pulida y la caja de engranaje, consumo de energía, torque en la caja de engranaje, carrera de fondo, y frecuencia de fallas de las cabillas. 2.6 TUBERÍA DE PRODUCCIÓN: El fluido se produce a través de la anular tubería-cabilla hasta la superficie. Cuando la tubería está anclada al anular, esta tiene un efecto menor en el comportamiento del sistema en la mayoría de los casos. Si la tubería no está anclada entonces podría afectar las cargas sobre las cabillas y el desplazamiento de la bomba debido a su estiramiento. El estiramiento de la tubería será cubierto con más detalle luego. Algunos problemas que pueden afectar el comportamiento del sistema incluyen: 1. Restricciones de flujo debido a parafinas y escamas. 2. Cuellos de botella pueden ocurrir cuando la bomba tiene diámetros mayores que el diámetro interno de la tubería.

3. Hoyos desviados que incrementan la fricción entre cabillas y tubería. 4. Tubería que es demasiado pequeña para la tasa de producción. Todos estos problemas resultan en cargas más altas en todos los componentes del sistema. También, fugas en tubería pueden disminuir significativamente la eficiencia del sistema si no es detectada y corregida a tiempo. 2.7 BOMBAS DE SUBSUELO: La típica bomba por cabillas de succión es un arreglo embolo cilindro. En la terminología de campos petroleros el embolo es llamado pistón y el cilindro se le conoce como barril de la bomba. El pistón tiene una válvula de bola y asiento llamado válvula viajera debido a que viaja hacia arriba y hacia abajo con el pistón. A la entrada del barril de la bomba existe otra válvula llamada válvula fija debido a que está fijada a la tubería y no se mueve. La Figura 2.8 muestra un diagrama simplificado de las bombas de cabillas. Entender la operación de la bomba es esencial para la comprensión total del sistema incluyendo la interpretación de la forma de las cartas dinagraficas. La operación de la bomba afecta todos los componentes del sistema. Esta influye en las cargas sobre la sarta de cabillas, unidad de bombeo, caja de engranaje y motor. Sistemas con bombas de calibres grandes son muy sensibles a la presión en la línea de flujo, incluso pequeños aumentos en la presión de la línea podrían incrementar significativamente las cargas en la barra pulida. 2.7.1 Acción de las Válvulas: Para entender cómo trabaja la bomba hay que darle un vistazo a la acción de las válvulas, asumiendo que la bomba está llena con líquido incompresible tal como petróleo muerto o agua. La Figura 2.8 muestra cómo se comportan las válvulas viajeras y fijas durante el ciclo de bombeo.

Carrera Ascendente: En la carrera ascendente, cuando el pistón comienza a moverse hacia arriba, la válvula viajera cierra y levanta las cargas del fluido. Esto genera un vació en el bañil de la bomba que causa la apertura de la válvula fija permitiendo que el fluido proveniente del yacimiento llene la bomba. Carrera Descendente: En la carrera descendente, cuando el pistón comienza a moverse hacia abajo, la válvula fija se cierra y el fluido en el barril de la bomba empuja la válvula viajera abriendo esta. El pistón viaja a través del fluido que se ha desplazado hacia la bomba durante la carrera ascendente. Luego el ciclo se repite. Para un caso ideal de bomba llena y fluido incompresible, en la carrera ascendente la válvula viajera cierra, la fija abre y el fluido comienza a ser bombeado a través de la tubería hasta la superficie. En la carrera descendente, la válvula viajera abre y la fija cierra. Sin la acción de las válvulas, la producción no sería posible. Si la válvula fija no abre, el fluido no entraría a la bomba. Si la válvula viajera no abre entonces el fluido no entraría a la tubería. 2.7.2 Acción de las Válvulas y Cargas de Fluido: La acción de las válvulas es también importante para entender como las cargas de fluido son aplicadas al pistón de la bomba y la sarta de cabillas. Esto es necesario para entender la caga sobre las cabillas, forma de la carta dinagrafica y comportamiento de las cabillas de succión. Una carta dinagrafica es un gráfico de carga versus posición. Si pudiera colocarse un instrumento para medir las cargas justo arriba del pistón de la bomba, se terminaría con una carta dinagrafica de fondo. Para entender como seria la carta dinagrafica de la bomba para el caso de bomba llena. Veamos la Figura 2.9. Para este ejemplo la tubería está anclada (Se examinara el efecto del movimiento de la tubería en la forma de la carta dinagrafica mas adelante). Carrera ascendente: Al comienzo de la carrera ascendente, la válvula viajera opera (punto A de la Figura 2.9). A este punto la válvula viajera levanta las cargas del fluido. Estas cargas permanecen constantes durante el recorrido ascendente (del punto A al B). Carrera descendente: En la carera descendente, cuando el pistón comienza el movimiento hacia abajo, la válvula viajera abre el punto C). En este punto la válvula viajera se libera de la carga de fluido y la presión del mismo se transfiere a la tubería a través de la válvula fija. Por lo tanto, la válvula viajera no lleva la carga de fluido durante la carrera descendente (desde el punto C al D). Las diferencias de carga entre los puntos A y D (o B y C) son las cargas del fluido en el pistón. De acuerdo a la Figura 2.9 las cargas de fluido son transferidas instantáneamente desde D hasta A y desde B hasta C. Esto es verdad solo al asumir incompresibilidad del fluido y bomba llena. Algunas veces tal como cuando pozos con alta

producción de gas son bombeados, la transferencia de cargas de fluido no son instantáneas. La tasa de levantamiento de carga depende de la integridad de la bomba, el tipo de fluido bombeado, espaciamiento de la bomba, y a las tuberías esta o no anclada.

2.8 ANCLA DE GAS: La bomba de cabillas de succión está diseñada para bombear líquido. La presencia de gas en el líquido producido reduce la eficiencia de la bomba. En la carrera descendente, la bomba comprime el gas hasta que la presión dentro del barril es lo suficientemente alta para abrir la válvula viajera. Dependiendo de la cantidad de gas libre, una gran parte de la carrera ascendente puede desperdiciarse en la compresión del gas antes que algún líquido sea producido. Debido a esto, eficiencias volumétricas menores al 50% son comunes cuando el gas entra a la bomba. En la carrera ascendente, como el gas entra a la bomba, este ocupa una gran parte del volumen de la bomba. Esto reduce la cantidad de líquido que puede entrar a la bomba. Las anclas de gas ayudan a reducir la cantidad de gas libre que entra en la bomba. Esto ocurre al permitir la separación del gas y su flujo hacia la superficie a través del anular revestidor tubería antes de su entrada a la bomba. La Figura 2.10 muestra un diagrama simplificado de cómo trabaja el ancla de gas. Forzando el fluido a moverse hacia abajo antes de entrar a la bomba, la mayor parte del gas se separa y fluye hacia arriba entre el anular revestidor-tubería. En pozos con problemas de interferencia de gas la entrada de la bomba debe moverse por debajo de las perforaciones. Esto permitirá la separación del gas que fluirá hacia arriba antes que entrar dentro de la bomba.

2.10

EQUIPO ADICIONAL DE BOMBEO:

La Figura 2.11 muestra el equipo de subsuelo más comúnmente usado en pozos con bombeo por cabillas. El sistema de separación de gas incluye el niple perforado, el ancla de gas y tubo de barro, y el tapón al final el tubo de barro (bull plug). El bull plug y el niple perforado aseguran que ninguna basura (sucio, swab rubber. etc.) entren en la bomba. El tubo de barro está conectado al niple perforado y es la cámara que permite que el gas se separe desde el líquido antes de entrar a la bomba. El niple perforado es donde el fluido entra a la bomba. El niple de asentamiento (o zapata, es un acople de tubería especialmente diseñado que es internamente ahusado (estrechamiento) y permite asentar la bomba con un fuerte sello. Los niples de asentamiento tienen por igual cierre mecánico o por copas de fricción. Cuando una bomba de tubería es usada, la válvula fija se conecta en la base del pistón. Luego que la válvula esta fija en el niple de asentamiento, la sarta de cabillas se gira en contra de las agujas del reloj para liberar el pistón. Para bombas insertadas, el ensamblaje completo de la bomba se fija a la sarta de cabillas. Luego es bajada dentro de la tubería hasta que se fija en el niple de asentamiento. El fondo de la bomba tiene un ensamblaje que se acopla al niple. Luego que la bomba se asienta el pistón es espaciado dentro del barril para evitar golpear el tope o base del barril de la bomba.

SPE 12201 Exact Kinematic Analysis of Pumping Units. http://www.onepetro.org/mslib/servlet/onepetropreview?id=00012201&soc=SPE

CAPITULO 3 EQUIPO DE FONDO 3.1 Bombas de Fondo: Las bombas de subsuelo son uno de los componentes claves del sistema de bombeo mecánico. El tamaño del pistón de la bomba determina la tasa de producción, cargas en las cabillas, y cargas en todos los componentes del sistema. En adición a las cargas en las cabillas y la unidad de bombeo, la vida de la bomba afecta la rentabilidad del pozo. Si los componentes de la bomba se desgastan, la eficiencia de todo el sistema se reduce. La selección de la bomba adecuada incrementa la eficiencia del sistema y extiende la vida del equipo. Usualmente, una bomba grande y velocidades de bombeo bajas pueden incrementar la eficiencia del sistema. Este capítulo describe las bombas comúnmente utilizadas y explica sus ventajas y desventajas. También describe varias bombas especiales y como pueden ellas ser utilizadas en pozos problemas Existen básicamente tres tipos de bombas. Estas son: 1. De tubería 2. Insertables 3. Bombas de revestidor (Large bore)

Indiferentemente del tipo, las bombas de subsuelo tienen los siguientes componentes principales: 1. El pistón 2. 3. 4.

El barril La válvula viajera Válvula fija

Las bombas son tanto de pared gruesa como de pared delgada. Las de pared delgada son utilizadas en pozos poco profundos debido a su capacidad limitada de las paredes a los esfuerzos. Barriles de pared gruesa son utilizados en pozos más profundos o bombas de diámetro grande que necesitan soportar grandes cargas de fluido. La profundidad máxima de asentamiento depende de cual tipo de bomba es:

DESIGNACIÓN API PARA LAS BOMBAS El Instituto Americano del Petróleo (API) ha desarrollado un método para designar las bombas de subsuelo. La designación API proporciona una manera concisa para describir las bombas. La Figura 3.1 muestra como el código de la bomba es definido usando un ejemplo. En este ejemplo el código de la bomba representa una bomba de 11/2" y tubería de 2-7/8". Es una bomba de cabillas insertable con barril viajero, pared gruesa, y un ensamblaje de asentamiento mecánico. El barril es de 30 pies de longitud, tiene un pistón de cinco pies, y una extensión de cuatro pies de longitud. La Figura 3.2 muestra los tipos más comunes de bombas API. Luego de mirar el sistema de códigos de la Figura 3.1, las bombas de las Figuras 3.2 son:

3.1.2 BOMBAS DE TUBERÍA: Las bombas de tubería son principalmente utilizadas para altas tasas de producción en pozos poco profundos comparados con las bombas insertables. Por lo tanto, pueden utilizarse diámetros de pistón mayores a los usados con bombas insertables. Instalación de la bomba: El pistón de la bomba de tubería está conectado en la base de la sarta de cabillas. Las bombas de tubería pueden por igual tener válvulas fijas removibles o fijas. Para las válvulas removibles, cuando la bomba es corrida dentro del pozo, tiene la válvula fija conectada en la base con un recuperador de válvula fija. Cuando la bomba golpea el fondo la válvula fija cierra dentro del sello del niple. Dependiendo del tipo de mecanismo del niple de asentamiento el sello es igual mecánico o por copas de fricción. Luego que el niple de asentamiento es colocado en sitio, es liberado girando la sarta de cabillas en sentido anti horario. El barril para las bombas comunes de tubería es de ¼ plg mas pequeño que el diámetro interno de la sarta de tuberías para permitir espacio suficiente

para bajar el pistón en la tubería. La bomba es espaciada levantando el pistón una distancia suficiente desde el fondo para prevenir que la bomba golpee en la carrera descendente. La válvula fija no removible es instalada en el fondo de la tubería cuando es inicialmente bajada en el pozo. Esta válvula es mucho más grande que las de tipo insertable. Cuando usar Bombas de tubería: Bombas de tubería son las bombas más fuertes y grandes fabricadas. Úselas para altas tasas de producción en pozos someros. Estas bombas permiten usar pistones más grandes que las bombas insertables. La sarta de cabillas puede ser conectada directamente al pistón sin requerir una cabilla de recuperación. Cuando se usa una válvula tija no removible. La bomba puede ser muy efectiva en pozos con crudo pesado y bajos niveles de fluido. Esto es posible debido a la baja caída de presión a través de las válvulas fijas más grandes. Cuando no usar bombas de tubería: La gran desventaja de las bombas de tubería es que se tiene que sacar tanto las cabillas como la tubería en los servicios a la bomba. Debido a los costos de estos trabajos, válvulas de tubería son usadas en pocos pozos. Se recomienda usar bombas de tubería solo si una bomba insertable no es lo suficientemente grande para alcanzar la tasa de producción deseada. Bombas de tubería tampoco son una buena elección para pozos con interferencia con gas debido a que requieren espaciamientos mayores entre el pistón y la válvula fija. Esto es para evitar dañar el recuperador de la válvula fija. Cuando el gas llena este vació reduce la eficiencia de la bomba debido a que debe ser comprimido durante la carrera descendente y expandido durante la carrera ascendente antes que la válvula viajera pueda abrirse. 3.1.3 BOMBAS DE CABILLAS (INSERTABLES) Bombas de cabillas o insertables son populares debido a que ellas son fáciles de instalar y reparar. Existen varios tipos de bombas insertables dependiendo de las condiciones el pozo, tasa de producción, y profundidad del pozo. La Figura 3.2 muestra las bombas de cabillas más comunes que incluyen: 1. 2. 3.

Bombas de barril estacionario anclado en el fondo. Bombas de barril viajero anclado en el fondo. Bombas de barril estacionario anclado en el tope.

Un tipo especial de bomba insertable es la bomba de revestidor. Esta es principalmente usada en pozos someros con altas tasas de producción. Instalación de la Bomba: Bombas insertables se corren dentro del hoyo conectadas a la sarta de cabillas. La base o tope de la bomba (dependiendo del tipo de bomba) tiene un anclaje que cierra

dentro de un niple de asentamiento en la base de la tubería. El anclaje de la bomba está compuesto por copas u o-rings. Están diseñados para ajustar fuerte en el niple de asentamiento para prevenir fuga de (luido desde la tubería hacia el anular. El anclaje puede también ser mecánico tal como u resorte clips que cierra en sitio. Luego que la bomba es asentada es espaciada levantando las cabillas. Bombas de revestidor son instaladas en pozos sin tuberías. Estas se conectan en la base de las cabillas cuando se instala. Una empacadura es utilizada para anclar la bomba al revestidor y proporciona un pack-off entre el barril de la bomba y el revestidor. Cuando usar: Las bombas insertables son las más fáciles de reparar debido a que lodo el ensamblaje puede sacarse jalando la sarta de cabillas. A continuación algunas líneas guías para su uso: Bombas de barril estacionario anclado en el fondo: Úselas en pozos con bajo nivel de fluido, pozos con gas (con ancla de gas), o pozos con bajo nivel estático. Esta bomba es también recomendada para pozos profundos. Esta bomba con un pistón móvil y carrera metal-metal es también recomendada cuando el pozo produce yeso o bario. Esta es la más común de las bombas. Bomba de Barril viajero anclado en el fondo: Use este tipo de bombas en pozos con problemas de arena, pozos que utilizan temporizadores o controladores de bombeo, y en pozos que presenta una frecuencia alta de tallas del barril. Esta bomba es también recomendada en pozos con problemas de corrosión. Esto es debido a que el movimiento del bañil mantiene el fluido en movimiento por lo que la arena no se aloja o deposita en la bomba atascándola. También, en pozos con problemas de corrosión el barril viajero circula inhibidores de corrosión que de otra manera permanecería en el espacio muerto entre la bomba y la tubería. Esto ayuda a proteger la parte de debajo de la tubería y la parte exterior del barril de la bomba. Esta bomba es ventajosa en pozos temporizados o con controladores de bombeo debido a que la válvula viajera en el tope del asiento del pistón no permite la entrada de arena al barril cuando el pozo es parado. Bomba de Barril estacionarlo anclada en el tope: Úselas en pozos con problemas de arena o bajo nivel de fluido, pozos con gas. Debido a que el pozo está anclado en el tope, solo una pequeña cantidad de arena podría acumularse alrededor de la bomba. Debido a esta característica, esta bomba es recomendada por encima de la de barril viajero cuando la producción de arena es un gran problema. Bombas de Revestidor: Utilícelas en pozos someros que producen altas tasas de producción, baja corte de gas y no están desviados. Cuando no Utilizar: Bombas de Barril estacionario anclado en el fondo: No use en pozos con problemas de arena o pozos que tiene temporizadores o controladores de bombeo Esto es debido a que la arena acumulada entre la bomba y la tubería puede atascar la bomba. Tampoco

utilice en pozos con problemas de corrosión que deben ser tratados con inhibidores químicos. Esto es debido a que los inhibidores de corrosión no alcanzan el espacio muerto entre las paredes externas de la bomba y la parte baja de la tubería Esta región desprotegida experimenta fallas frecuentes por corrosión. Bombas de Barril viajero anclado en el fondo: No utilice en pozos profundos o pozos con bajo nivel de fluido estático. Estas bombas requieren una caída de presión mayor entre el pozo y el barril de la bomba y el tubo de producción puede explotar bajo las pesadas cargas de fluido en pozos profundos. Bombas de Barril estacionario ancladas en el tope: No utilice en pozos con golpe de fluido o que son muy profundos. Esto es debido a que estas bombas son más susceptibles a reventarse o partirse que otras. Bombas de revestidor: No las utilice en pozos desviados debido a que la fricción entre las cabillas y el revestidor causa fallas frecuentes de cabillas. Tampoco utilice en pozos que producen mucho gas. Debido a que todo el gas tiene que ir a través de la bomba su eficiencia volumétrica podría ser sustancialmente reducida. 3.2 BOLAS Y ASIENTOS: Ambas válvulas, la viajera y la fija de las bombas de subsuelo son combinaciones bolas y asiento. El ensamblaje bola y asiento está en una jaula que permite el flujo de fluidos mientras mantiene la bola en posición de asentar apropiadamente. Algunas veces desgaste en los anillos de la jaula causa que la bola golpee el asiento fuera del centro. Esto acelera el desgaste de la bomba. Para combatir este problema puede usarse anillos extra resistentes que soporten deformación del metal. Dependiendo de las condiciones del pozo podría ser necesario usar materiales diferentes para alargar la vida útil de las bolas y asientos. En pozos con ambientes poco agresivos, sin producción de arena, bolas y asientos de acero inoxidable son una buena elección considerando los bajos costos de estas. Cuando se está en presencia de producción de fluidos abrasivos, podrían necesitarse bolas y asientos de carbono o cerámica para extender la vida de la bomba. En pozos con problemas severos de abrasión, tales como producción excesiva de arena, operadores de campo han encontrado que las bolas de cerámica en asientos de carbono incrementan la vida de la bomba. Sin embargo, estas son considerablemente más costosas que las convencionales. Para prolongar la vida de la bomba, pueden usarse ensamblajes de doble bolas y asientos para las válvulas fijas y viajeras para reducir la erosión por corte del fluido. Sin embargo, debido a los costos adicionales de válvulas dobles estas son recomendadas solo en pozos con severos problemas de corte por fluidos. 3.3 PISTONES: Existen dos tipos de pistones: metal-metal y empaque suave. Empaque suave son menos costosos al momento de comprar o repararlos. Sin embargo, estos no son tan eficientes como los de metal-metal y no pueden bombear en pozos profundos. La longitud

del pistón varía entre 6 y 12 plg por cada 1000 pies de profundidad de la bomba. Esta longitud varia también dependiendo de la viscosidad del fluido, temperatura de fondo, diámetro del pistón y espacio libre entre el pistón y el barril. Por ejemplo, si se utiliza un pistón de 8 plg por cada 1000 pies entonces a un pozo de 6000 pies necesitara un pistón de 4 pies. 3.3.1 Pistones de empaque suave: Los pistones de empaque suave pueden ser por igual de tipo copa o tipo anillo, o una combinación de ambos. Pistones tipo anillos tiene cualquier composición o anillos de flexite. Debido al gran espacio libre entre el pistón y el barril, bombas con empaques suaves presentan mayores pérdidas por escurrimiento y por lo tanto menores eficiencias volumétricas que los de metal-metal.

Pistones tipo copas: Pistones tipo copa usan la presión del fluido para expandirse en la carrera ascendente y proveer el sello entre el pistón y el barril. Las copas son fabricadas con diferentes tipos de materiales sintéticos para diferentes aplicaciones. Estos son típicamente usados en pozos de menos de 3000 pies. Las ventajas de estos pistones incluyen la habilidad de compensar el desgate del barril y tener bajos costos de reparación. Pistones tipo anillo: Pueden usarse pistones tipo anillo para lograr fits pequeños entre el pistón y el barril de la bomba. Estos pistones son más comunes que los de tipo copa debido a que

son los apropiados para profundidades de hasta 7000 pies. Pistones tipo anillo de flexite tiene anillos impregnados de grafito que son auto lubricantes. Estos pistones son excelentes para pozos con altos cortes de agua y con problemas de corrosión. 3.3.2 Pistones metal-metal: Los pistones metal-metal son por igual lisos o ranurados (Figura b). Estos son usados en pozos profundos o en pozos que producen sin sólidos. Debido al pequeño espacio entre el pistón y el barril (desde 0.001 hasta 0.005), los pistones de metal permiten eficiencias de la bomba más altas que los de empaque suave. Sin embargo, cuando el pozo produce sólidos, estos pistones pueden no ser los indicados para el trabajo debido a que el desgaste seria más rápido que con pistones de empaque suave. 3.4 BOMBAS ESPECIALES: Debido a la variedad de la condiciones de pozo que podrían encontrarse, una bomba API no siempre produciría de manera eficiente. En esta situación podría considerarse usar bombas especiales diseñadas para problemas específicos de fondo. Problemas de pozo para los cuales hay bombas especiales disponibles incluyen: golpe de fluido, interferencia de gas, erosión por sólidos, y crudo pesado. Se necesita estar consciente de las ventajas y desventajas de las bombas especiales. Bombas que son muy complicadas podrían crear más problemas de los que resuelven. Pruebas de campo en algunos pocos pozos se recomiendan para determinar si una bomba especial podría trabajar bien bajo sus condiciones particulares de producción. 3.4.1 Bomba insertable de tres tubos: Pozos que producen arena en cantidad u otros materiales abrasivos es causa de atascamiento y fallas frecuentes en las bombas. La bomba de tres tubos evita muchos de estos problemas que tienen las bombas convencionales con la arena. Estas bombas utilizan tres tubos telescópicos sueltos que se ajustan en lugar del barril y el pistón de las bombas convencionales. Mayores espacios entre la tubería mejora la vida de las bombas reduciendo el desgaste por arena. El incremento en la vida de la bomba es debido a que más partículas de arena circulan a través del área sellada. El movimiento del fluido afuera del tubo viajero impide que la bomba se arene. Esta bomba es recomendada para pozos que producen grandes volúmenes de arena. Sin embargo, esta bomba requiere velocidades mayores a los 10 spm y debe estar completamente sumergida en fluido. Por lo tanto, no es recomendada para pozos con bajo nivel de fluido. 3.4.2 Bombas de dos etapas: Esta bomba esta especialmente diseñada para pozos con interferencia por gas. Es una bomba insertable que se comporta como dos bombas en serie. En la carrera ascendente, el fluido es succionado dentro de una gran cámara baja. En la carrera descendente, el fluido pasa a través de una válvula viajera y entra a una cámara más

pequeña. En la siguiente carrera ascendente, la mezcla es compensada hasta abrir la válvula viajera y entrar en la tubería. Esta acción efectivamente incrementa la razón de compresión de la bomba y puede ayudar a incrementar la eficiencia en pozos con interferencia de gas. 1. En la carrera ascendente (a), La válvula cargadora está abierta y la bomba se comporta como una bomba convencional. La válvula viajera cierra y levanta la carga de fluido. Al mismo tiempo la válvula fija abre permitiendo que el fluido llene la bomba. 2. Al comienzo de la carrera descendente (b), La válvula cargadora cierra, soportando las cargas de fluido que ahora están fuera de la válvula viajera. La válvula viajera abre fácilmente debido a que la presión sobre esta es baja, permitiendo que el gas en la bomba pase a través de la válvula viajera. A medida que sigue bajando el pistón el fluido entra en la bomba (c). 3. Cerca del final de la carrera descendente (d), si la bomba no está llena, (Debido al golpe de fluido o la interferencia por gas), fugas de fluido al pasar la sección delgada de la cabilla de recuperación, llena la bomba. Esto evita el golpe de fluido en la carrera ascendente. 4. Al comenzar el pistón la carrera ascendente (e), la "cargadora" abre, y la operación de la bomba es la misma como si fuese convencional. Aunque la "cargadora" puede ayudar en pozos con severo golpe de fluido e interferencia por gas, tiene problemas en pozos que producen arena. Desgaste por arena de la válvula cargadora convertirían la bomba en una convencional. 3.4.4 Bomba de Válvula de anillos superiores. Una bomba similar a la de carga es la bomba de válvula de anillos superiores desarrollada por Axelson. Como muestra la Figura 3.4, la válvula de anillo superior no tiene la porción angosta que la de carga tiene en la cabilla de recuperación. Por lo tanto, esta bomba no se carga con (luido cuando no está llena. La válvula de anillo recoge las cargas del fluido en la carrera descendente y permite que la válvula viajera abra fácilmente. Esto, elimina el bloqueo por gas. En pozos sin nivel (pump off), en vez de ocurrir golpe de fluido en la carrera descendente, con esta bomba ocurre en la carrera ascendente. Esto mantiene las cabillas siempre en tensión y evita las ondas de esfuerzos compresivos destructivos causados por el golpe de fluido.

3.5 DESPLAZAMIENTO DE LA BOMBA Y ESCURRIMIENTO: 3.5.1 Desplazamiento de la bomba y eficiencia volumétrica El desplazamiento de la bomba depende de la velocidad de bombeo, diámetro del pistón y recorrido de la bomba. El recorrido de la bomba depende principalmente de la profundidad de la bomba, diseño y material de la sarta de cabillas, velocidad de bombeo, y tipo de unidad de bombeo. Estos factores serán cubiertos en la sección del manual que abarca el diseño del sistema. Si se conoce el recorrido del pistón, entonces puede calcularse el desplazamiento de la bomba en barriles (tasa): Pd = 0.1166 xDp 2 xSpxSP M

Ecuación (3.1)

Donde: Pd= Desplazamiento de la bomba en barriles por día Dp= Diámetro del pistón en pulgadas Sp= Longitud de la carrera en fondo, pulgadas SPM- Velocidad de bombeo en strokes por minuto La ecuación 3.1 en ocasiones se escribe como sigue:

Pd = Cp x Sp x SPM

Ecuación (3.2)

Donde: Cp = 0.1166 * Dpl Ecuación (3.3) Cp es conocido como constante de bombeo. Si la constante de bombeo es conocida entonces puede rápidamente calcularse el desplazamiento de la bomba usando la ecuación 3.29. La Tabla 3.2 muestra las áreas del pistón y la constante de la bomba para los tamaños de pistones más comunes. Tabla 3.2 - Área del pistón y Constante de la Bomba

La tasa de desplazamiento de la bomba que puede calcularse de la ecuación (3.1) o (3.2) simplemente nos dice la tasa de desplazamiento volumétrico de la bomba. Sin embargo, debido al escurrimiento de la bomba, desgaste del a bomba, golpe de fluido, interferencia de gas y otros problemas, la producción de fluidos es raramente igual a la calculada por el desplazamiento de la bomba. La relación de producción de fluido entre el desplazamiento de la bomba es comúnmente llamado eficiencia de la bomba.

La ecuación (3.5) da la eficiencia volumétrica de la bomba si se conoce la producción en superficie y la carrera total de la bomba. Por ejemplo, si un pozo tiene un diámetro de pistón de 1-3/4", una tasa de bombeo de 8 sprn, una carrera total de 108 pulgadas, y una tasa de producción de 250 bls/d, entonces la eficiencia volumétrica puede calcularse como sigue:

3.5.2 Escurrimiento de fluido a través del pistón: Si el pistón de la bomba es del tipo empaque suave o metal-metal tiene algún grado de fuga debido al espacio entre este y las paredes internas del barril. El escurrimiento a través de un pistón metal-metal es menor que el ocurrido con un pistón del tipo empacadura suave debido a lo ajustado del fit entre el pistón y el bañil. La cantidad de fluido que se escurre en el pistón depende del diámetro del pistón, diferencial de presión a lo largo del pistón, el fit entre el pistón y el barril, la longitud del pistón, y la viscosidad del fluido. Para complicar las cosas aun más, la viscosidad el fluido y el fit del pistón dependen de la temperatura de fondo, corte de agua, y producción de sólidos. Para estimar la tasa de fluido que escurre por el pistón puede usarse la siguiente ecuación:

Donde: TE= Tasa de escurrimiento en pls3/min Dp=Diámetro del pistón, pls ΔP=Caída de presión a través del pistón, Ipc CO diámetro del espacio libre, plg V=Viscosidad el fluido, cps Lp=Longitud del pistón, plg Para llegar a una expresión más útil, la ecuación (3.6) puede modificarse para incluir el llenado de la bomba y convertirlo en bls/d:

Donde: TE= Escurrimiento en Bls/d Fr=Relación de llenado en la carrera descendente. (=1 cuando la bomba está llena)

El lado izquierdo de la ecuación nos da el escurrimiento asumiendo que existe fuga en el pistón las 24 hrs del día. El término del lado derecho ajusta la tasa para el tiempo en que realmente el pistón recoge la carga de fluidos. Por ejemplo, cuando la bomba está llena, el escurrimiento ocurre solo en la carrera ascendente y la relación de llenado de la bomba en la carrera descendente es igual a uno (=1). Por lo tanto, el segundo término de la ecuación (3.7) se hace igual a 0.5. Esto es correcto debido a que cuando la bomba está llena de fluido la carga de fluido es soportada por el pistón la mitad del tiempo (solo en la carrera ascendente). Si el pozo esta en condición pump off y la carrera neta de la bomba en la carrera descendente es solo la mitad de la carrera total, entonces la relación de llenado Fr podría ser igual a 0.75. Esta es la relación del tiempo del ciclo en que el pistón de la bomba soporta la carga de fluido. A pesar de que fácilmente puede aplicarse el método arriba explicado para estimar la fuga de fluido a través del pistón, debe mantenerse en mente que es solo un estimado. La exactitud de la respuesta dependerá en la data que en casos puede no ser exacta. Por ejemplo, puede conocerse el fit entre el pistón y el barril cuando la bomba es nueva. Sin embargo, este número podría no ser exacto luego de algunas pocas semanas de operación debido al desgaste de la bomba, el espacio libre se vuelve cada vez mayor. También, gas libre en la bomba, condiciones variables del fondo del pozo, problemas con emulsión de fluidos, etc, podrían resultar en errores en la viscosidad. Problema Ejemplo: Calcule la tasa de escurrimiento en bls/d y el porcentaje de producción perdida para las siguientes condiciones: Longitud del pistón=4 pies Diámetro del pistón de la bomba=2.5 plg Fit=0.004 plg Spm=10 Carrera de la bomba=115 plg Caída de presión a través del pistón= 2.500 Ipc Llenado de la bomba= 75% Viscosidad del fluido= 1 cps Solución: El desplazamiento volumétrico de la bomba dado por la ecuación (3.2) usando la constante de la bomba de la tabla 3.1 es:

Pd = 0.7285 x 115 x 10 = 838 Bis/ d El escurrimiento de la bomba es dado por la ecuación (3.7):

La perdida de producción como un porcentaje del desplazamiento de la bomba es: % Perdida = 10.5/838 x 100 = 1.25% Si no existe otra fuga de fluido tal como fuga en las válvulas o en la tubería entonces la producción real de fluido en la superficie será: (838x0.75) - 10.5 = 618 bls/d 3.6 ANCLAS DE GAS: Las bombas de cabillas son diseñadas para bombear líquidos. La presencia de gas puede causar problemas severos si no se toman los pasos para minimizar la cantidad de gas libre que entra en la bomba. Gas libre en la bomba resulta en bajas eficiencias de bombeo y tasas de producción más bajas. En la carrera descendente, el pistón de la bomba debe desplazarse lo suficiente para comprimir el gas libre dentro del barril hasta lograr abrir la válvula viajera. Mientras el pistón esta comprimiendo gas en la carrera descendente, la válvula viajera permanece cerrada por lo tanto ningún fluido es producido. En la carrera ascendente (especialmente en pozos con bajas presiones a la entrada de la bomba) el pistón debe expandir el gas en la bomba hasta que la presión en el barril de la bomba es lo suficientemente baja para que la válvula fija abra. Ambas, la expansión de gas y la compresión reducen la eficiencia de la bomba desperdiciando carrera que de otra forma produciría crudos. Para minimizar la interferencia de gas, debe tratarse de bajar la entrada de la bomba por debajo de las perforaciones tanto como sea posible, o si esto no es efectivo se necesitara entonces utilizar una ancla de gas. 3.6.1 Tipos de Anclas de gas: Las anclas de gas son extensiones de bombas diseñadas para separar el gas libre del líquido producido antes que este entre en la bomba. Estas operan con el principio de que el gas es más ligero que el petróleo y por lo tanto se mueve hacia arriba mientras el crudo lo hace hacia abajo. El gas bay paseado a la entrada de la bomba fluye hacia arriba por el anular revestidor-tubería permitiendo que mas liquido entre a la bomba. Este mejora la eficiencia volumétrica y aumenta la producción. Varios tipos de anclas de gas han sido desarrollados con el propósito de minimizar la interferencia por gas. Los más extensamente reconocidos son: La "poor boy", "Natural", y las de tipo empacadura. La mayoría de la data presentada acá pertenece al informe elaborado por Joe Clegg de Shell Company.

Ancla de gas natural: Los tipos de ancla de gas "Natural" mostrados en la Figura 3.5 se refieren a colocar la bomba debajo de las perforaciones y así permitir que el gas sea bay paseado de la entrada de la bomba. Esta es la más simple y la mejor manera de minimizar la interferencia de gas.

Anclas de gas "Poor Boy': Esta es del tipo más ampliamente usado. No es costosa, pero no siempre es efectiva. Su comportamiento depende del tamaño del "espacio quieto" o down pasaje. La Figura 2.10 muestra como un ancla de gas "Poor Boy" trabaja. Una mayor área para que el fluido fluya hacia abajo permite mayor tiempo para la separación de gas. Esto incrementa la efectividad de este tipo de anclas de gas.

Ancla de gas "Poor Boy" Modificada: Esta es la misma que la anterior pero usa un sobredimensionado tubo de barro para hacer más efectivo la separación de gas. Es principalmente usada en pozos con revestidores de diámetros mayores que permiten que el diámetro del tubo de barro sea mayor que el diámetro de la tubería.

Anclas de gas tipo empacadura: Este tipo de anclas de gas ofrecen un buen resultado en la mayoría de las aplicaciones. Como la Figura 3.6 muestra, este diseño usa una empacadura y un tubo spill-over para separar el gas del líquido. El líquido producido fluye a través el spill-over dentro del anular del revestidor. El gas sube en el anular en cuanto el fluido fluye hacia la entrada de la bomba. La longitud del spill-over puede ser incrementada para mejorar la eficiencia de separación de gas en pozos con mucho gas.

3.6.2 Pautas para el diseño de anclas de gas: Para incrementar la separación de gas, los tubos de succión del ancla de gas deben ser dimensionados para minimizar las caídas de presión. La longitud del tubo de succión no debe exceder los 20 pies. Para tasas de producción de menos de 1000 bls/d, deben usarse tuberías de Para tasas de hasta 200 bls/d deben usarse tuberías de 1". Para tasas sobre los 200 bls/d deben usarse tubería de 1-1/4" o mayores. El tamaño del tubo de succión no solo dependerá de la tasa de producción sino también de la viscosidad del fluido. Crudos viscosos requieren tubos de succión de diámetros mayores. El tubo de succión debe ser solo lo suficientemente largo para almacenar un volumen igual al de la bomba. Ubique el ancla de gas tan cerca de la bomba como sea posible para También, evite colocar el niple perforado de la bomba cerca de las perforaciones del revestidor para maximizar la separación del gas. Para evitar la resistencia del gas a fluir por el anular, coloque el ancla de tubería por igual debajo del ancla de gas o al menos 200 pies sobre esta. No utilice niples perforados con orificios pequeños en pozos con mucho gas debido a que la caída de presión a través de estos podría causar mayor liberación de gas. Si se instala un tubo de succión en el fondo de la bomba debe usarse un tapón en este para prevenir taponamiento por parafinas u otros materiales. 3.6.3 Diseño paso a paso del ancla de gas "Poor Boy" modificado: El diseño del ancla de gas envuelve los cálculos del tubo de succión y el diámetro y longitud del tubo de barro, y el número de ranuras del tubo de barro y el de succión. El diseño del ancla de gas depende de la tasa de producción, diámetro del pistón de la bomba, carrera de fondo, y área de flujo de la válvula fija. Para una separación de gas efectiva, la velocidad de caída del fluido no debe exceder los 0.5 pies/seg. En general, la tasa volumétrica de flujo es igual a:

Para diseñar anclas de gas, Q es igual a la tasa de producción en bls/d, Vel es la velocidad del fluido en pies/seg. Usando la ecuación 3.8 y luego de usar un factor de conversión apropiado, el área de flujo para cualquier velocidad de fluido viene dado por:

Para velocidades mínimas de descenso del fluido de 0.5 pies/seg. (Para una separación efectiva de gas), la ecuación 3.9 da: Af =0.01872xBFPD(pulg2) Ecuación (3.10) Para diseñar un sistema de ancla de gas "Poor Boy" modificado, deben seguirse los siguientes pasos: 1. Determine la tasa de producción de diseño de la bomba de subsuelo. Por ejemplo, si se quiere producir 275 bls/d y se asume una eficiencia volumétrica de 85%, entonces la tasa de diseño será de: 275/0.85 = 324 bls/d Basado en la tasa de producción de diseño seleccione el tamaño del tubo oe succión como sigue: i. Para tasas menores a 100 bls/d use tubería de ¾ “ ii. Para tasa mayores a 100 bls/d y menores que 200 bls/d use tubos de succión de 1". iii. Para tasas de producción de más de 200 bls/d use tubería de 1-1/4" a mayores. 2. Determine la carrera de fondo. La manera más exacta para realzar esto es usar un programa de computadora que tenga la ecuación de onda tal como RODSTAR. Si no se tiene un número para la carrera de fondo entonces utiliza la longitud de la carrera de superficie. 3. Usando la ecuación (3.10), calcule al área mínima de flujo requerida Dará una velocidad de descenso del fluido de 0.5 Pies/sea. 4. Para minimizar la caída de presión a través del nicle perforado, se recomienda que el área de las perforaciones sea cuatro veces el área mínima de flujo requerida por la ecuación 3.10: Aperf = 4x Af (plg2) Ecuación (3.11) 5. Si se desea utilizar un nicle ranurado, puede calcularse el numero de ranuras de ½ “ por 4" (recomendado) de la siguiente manera:

6. Calcule el número de ranuras del tubo de succión utilizando un área de flujo igual a cuatro veces el área de flujo de la válvula fija. Esto es para minimizar la caída de presión entre las perforaciones del tubo de succión y la entrada de la bomba. Si se planea utilizar ranuras de VA" por 4", puede calcularse el número de ranuras necesarias de la siguiente manera: NdipTube _ slots = 4 x A s x Ecuación (3.13) Asv es el área de flujo de la válvula fija (plg2). La tabla 3.3 muestra las áreas de flujo para válvulas fijas para tamaños de bomba comunes. 7. Calcule el área de flujo mínima requerida para el tubo de barro:

MinAma = A f +DipTubeOD_Area (pulg 2 )

Ecuación (3.14)

i. El área externa del tubo de succión puede obtenerse de la tabla 3.4. 8. Encuentra el tamaño real de la tubería de barro necesarias de la tabla 3.4. Utilice la mínima área de flujo requerida de los pasos 8 para ubicar el tamaño del tubo de barro que tenga un área de flujo igual o más grande que el valor calculado. También, tome notas del valor real el área externa del tubo de barro de la tabla 3.4. Llamemos esto PiperODArea. 9.

Calcule el área real del tubo de barro como sigue: Ama = PipeIDarea- Dip -TubeOD_ Area

Ecuación (3.15)

10.Calcule el volumen del área quieta. Se recomienda usar dos veces el desplazamiento volumétrico de la bomba: V s = 2 * A p * S p Ecuación (3.16) Donde: Ap = Área del pistón de la bomba (pulg2) Sp = longitud de ¡a carrera de fondo (pulg) 11.

Calcule la longitud del área quieta: Ls = V s / Ama Ecuación (3.17)

12. Calcule la longitud total del tubo de succión agregando Ls, Longitud de las ranuras, Longitud de los cuellos, y longitud de las roscas. También asegúrese que el diámetro externo del tubo de barro no sea demasiado grande para el tamaño del revestidor.

3.6.4

Ejemplo de Diseño de un ancla de gas "Poor Boy" Modificado. Problema:

La tasa de producción de un pozo con problemas de alta interferencia de gas es de 175 Bls/d. Usando un programa de computadora predictivo con la ecuación de onda, la longitud de la carrera en el fondo calculada es de 88 plgs. El pozo tiene una bomba de 1.5 plg, tubería de 2-7/8 plg, y un revestidor con un diámetro interno de 6.286 plg. Diseñe un ancla de gas "Poor Boy" para mejorar la eficiencia de la bomba de este pozo. Solución: Usando los pasos resumidos con anterioridad, puede diseñarse un Ancla de gas como sigue: 1. Para la tasa de diseño de 175 bls/d, use un tubo de succión de 1 plg. 2. La longitud de la carrera de fondo fue calculada en 88 plgs. 3. Usando la ecuación 3.10 el área de flujo mínima requerida para una velocidad de descenso de 0.5 pies /seg es: A f =0.01872x175 = 3.28 plg2 4.

El área perforada del niple debe ser cuatro veces Af: A p e r f =4x3.28 = 13.12 p l g 2

5. Usando la ecuación 3.12, el número de ranuras ½ “ por 4" del nicle ranurado será: NNipple _slots = —-— = 6.56 Use 7 ranuras 6. Para calcular el número de ranuras de Vi" por 4" para el tubo de succión debe utilizarse la ecuación 3.13. Para el tamaño del pistón acá usado de 1.5 plg, la tabla 3.3 muestra que el área de flujo del asiento e la válvula fija es e 0.338 plg 2. Por lo tanto, el área de flujo mínima requerida para el tubo de barro es: Ndiptube _ slots = 4 x 0.338 = 1.35 Use dos ranuras

7. Para calcular el área de flujo mínima requerida para el tubo de barro, se necesitara una tubería de 2.5 plg para tubos de barro como muestra la Figura 3.4. Esta tabla muestra que el área de flujo real de 2.5 plg es de 4.68 plg2. Minama = 3.28- 1.358 = 4.638 plg2 8. Basado en la anterior área mínima de flujo del tubo de barro, se necesitara un tubo de 2.5 plg (tabla 3.4). Esta tabla muestra que el área de flujo de una tubería de 2.45 plg es de 4.68 plg2 9. El área de flujo real de la tubería de barro viene dado por la ecuación 3.15: Ama = 4.68-1.358= 3.32 plg2 10. El volumen del área quieta entre el diámetro externo del tubo de succión y el diámetro interno del tubo de barro por dos veces el desplazamiento volumétrico de la bomba es: Vs= 2xApxSp = 2x1.767x88 = 311 plg3 11. La longitud del área quieta puede calcularse con las ecuación 3.17: Ls =311/3.32 =93.7 plg 12. La longitud total del tubo de succión debe incluir Ls, la longitud de la ranura, longitud de los cuellos y la longitud e las roscas. Por lo tanto, se necesitara un tubo de succión de entre 9 y 10 pies. 13. El diámetro externo del tubo de barro de 2.5 plg (Vea tabla 3.4) es e 2.875 plg que es el mismo de la tubería. El diámetro extremo de los cuellos de la tabla 3.4 es de 3.668 plq. Debido a que el diámetro interno del revestidor de 7 plg es de 6.286 plg, existe suficiente espacio libre (fit) entre en tubo de barro y el revestidor.

CAPITULO 4 MEDICIONES DE CAMPO 4.1 EL SISTEMA DINAMOMÉTRICO. Una carta dinagrafica es un gráfico de cargas vs. Posición. Puede registrarse una carta dinagrafica desde la barra pulida con un sistema dinamométrico. El dinamómetro es la principal herramienta en la detección de fallas para un sistema de bombeo mecánico. La Figura 4.1 muestra un ejemplo de un gráfico de carta dinagrafica.

Pueden encontrarse muchos problemas en sistemas de bombeo a través del análisis de la carta dinagrafica usando programas modernos diagnostico de computadora tales como el RODDIAG o XDIAG. Por ejemplo, puede calcularse el torque en la caja de engranaje, detectar problemas con la bomba de subsuelo, o determinar las cargas tensiónales en las cabillas. El dinamómetro es una herramienta que puede usarse para mejorar la eficiencia y reducir la tasa de fallas en pozos bombeando. Este capítulo explicara qué es un dinamómetro, como trabaja, y como utilizarlo. Describe de manera práctica, el procedimiento paso a paso de cómo usar el equipo dinamométrico en pozos de bombeo mecánico para obtener la data necesaria con precisión y de manera segura. También cubrirá una cantidad de data adicional necesaria para el análisis diagnostico con modernos software. El diccionario define la palabra "dinamómetro" como un instrumento para medir fuerza. Es una derivación de dos palabras griegas: "Dynamis" que significa "fuerza" y "metro" que significa "dispositivo de medición". Por lo tanto, dinamómetro” significa: dispositivo de medición de fuerzas. Un dinamómetro registra las cargas sobre la barra pulida (fuerzas) como una función de la posición de la barra. Este es llamado usualmente "carta dinagrafica". Dependiendo del sistema usado, es igual un gráfico X-Y en una hoja de papel, o un registro electrónico de los puntos de cargas vs. Posición. Un sistema dinamométrico moderno tiene una celda de carga, un transductor de posición, y un sistema de grabación como se muestra en la Figura 4.2. Muchos de los nuevos sistemas dinamométricos utilizan pequeñas computadoras en lugar de plotters analógicos. En vez de plotear la carta dinagrafica solo en papel, como lo hecho con el estilo viejo de sistemas dinamométricos, los nuevos almacenan la data en discos o memorias de computadoras. Estos pueden de igual forma proporcionar copias en papel de las cartas dinagraficas.

Una carta dinagrafica de superficie puede grabarse usando una celda de carga y un transductor de position como se muestra en la Figura 4.2. La celda de carga debe insertarse entre la grapa de la barra pulida y el elevador. El transductor de posición tiene un cordón metálico que se sujeta en la barra pulida. La celda de caga contiene registradores de tensión. Los registradores de tensión son dispositivos que se usan para cambiar la resistencia eléctrica de un cable a medidas de carga. Cuando una carga es aplicada en los registradores de tensión, comprime hacia adentro a los registradores de tensión. Esto incrementa el área seccional de un cable delgado. El cambio en el área causa un cambio en la resistencia al flujo de electricidad. Los circuitos electrónicos en la caja dinagrafica trasladan los cambios en resistencia a cargas sobre barra pulida. La caja del transductor de posición contiene un potenciómetro conectado a una polea cargada a resorte que tiene una cuerda envuelta alrededor. A medida que la barra pulida se mueve hacia arriba y hacia abajo, el movimiento de la cuerda causa el giro del potenciómetro. La electrónica del sistema traslada el número de veces que el eje del potenciómetro gira en la posición de la barra pulida. 4.2 USANDO EL DINAMÓMETRO COMO UNA HERRAMIENTA DE DIAGNOSTICO El sistema dinamométrico es una herramienta poderosa de diagnostico en las manos de un operador experimentado. Cartas dinagraficas, especialmente cuando son analizadas con un moderno programa diagnostico, puede ayudar a detectar la mayoría de los problemas de las unidades de bombeo. También puede usarse para chequear la integridad de las válvulas tanto fija como viajera, medir el efecto de contrabalance, y registrar el consumo eléctrico del motor vs la posición de la barra. Equipo comúnmente usado por el dinamómetro. Para registrar cartas dinagraficas se necesita un sistema dinamométrico con un conjunto de celda de cargas y transductor de posición. Adicionalmente, se necesitaran las siguientes herramientas:   

    

Un grupo de grapas para barra pulida de las encontradas en tu campo. Una llave inglesa para los pernos de la grapa de la barra pulida. Al menos un par de pedestales, que no es más que una pieza de tubería de uno o dos pies de longitud cortados aproximadamente a la mitad de su circunferencia, con un cerrojo o pasador de seguridad. Un protector de prensa estopa. Guantes protectores. Una cadena fuerte de al menos 12 pies de longitud. Una pieza de tubería para dar mayor fuerza de palanca cuando se apriete la grapa de la barra pulida. Un cubo plástico o de metal vació.

4.2.1 Instalación y remoción del transductor de cargas y posición:

Para registrar una carta dinagrafica, se necesita instalar el transductor de carga y posición en la barra pulida. Se debe insertar la celda de carga entre la grapa permanente de la barra pulida y el elevador. Sujete la cuerda del transductor de posición de la barra pulida luego de instalar la celda de carga. Pasos para instalar los transductores. 1. Detenga la unidad en la carrera descendente. Coloque el freno a la unidad y asegúrese quede retenida. 2. Si hay un liner en la barra pulida, coloque la grapa sobre este. Si no existe un liner en la barra pulida coloque la grapa cerca de 6 plg sobre el tope de la prensa estopa. No coloque la grapa en la sección de la barra pulida de manera que obstruya el movimiento oscilatorio una vez sea puesta en marcha la unidad. Apriete la grapa para soportar las cargas en la barra pulida sin deslizarse. 3. Si se tiene un prensa estope Hércules (usualmente rojo con pernos), inserte un protector de prensa estopa (cuña de metal) para soportar las cargas que de otra manera debería soportar los pernos del prensa estopa. Esto protege los pernos de ser aplastadas. 4. Saque los cables y ajuste el transductor de cargas y posición. Si se tiene un dinamómetro gráfico X-Y entonces marque la línea de carga cero en el papel que será usado para registrar la carta dinagrafica. 5. Arranque la unidad y detenga la unidad cerca del tope de la carrera ascendente. Coloque el freno. 6. Coloque un pedestal en el tope de la prensa estopa y asegúrelo colocando un perno de seguridad. 7. Arranque la unidad y deténgala nuevamente justo antes de que la grapa de la barra pulida golpee el tope del pedestal. Acá la idea es lograr que la grapa descanse en el tope del pedestal tan suavemente como sea posible mientras se crea el espacio entre la grapa permanente de la barra pulida y el elevador. Si la velocidad de bombeo es muy alta tendrá que detener y arrancar el motor a cada momento. Esto permitirá transferir las cargas suavemente del elevador de la unidad al pedestal. Tan pronto se cree suficiente espacio para insertar el transductor de carga, detenga la unidad, y coloque el freno de manera inmediata. Asegúrese que el freno está lo suficientemente ajustado para sostener las cargas de la barra pulida. 8. El transductor de cargas tiene forma de U y usualmente consta de tres botones que al ser presionados registran las cargas en la barra pulida. Para medir las cargas con exactitud, al menos dos de estos botones deben quedar bajo presión. Si el elevador es tan angosto que solo un botón seria presionado, entonces inserte el transductor de carga con los botones hacia arriba. Luego coloque un plato de nivelación entre el elevador y los botones para asegurar que al menos dos de los botones sean presionados. De otra manera, inserte la celda de carga con los botones hacia abajo e inserte el pin de seguridad para mantenerla en sitio. Algunas celdas de carga tiene el plato de nivelación adaptado para evitar tener que hacer los pasos anteriores. 9. Achique la distancia entre el elevador y la celda de carga usando el freno. Cuando estos están aproximadamente dos pulgadas separadas, suelto por completo el freno y deje que

el elevador suba con rapidez. Si la unidad no puede levantar la carga, será entonces necesario arrancar el motor momentáneamente hasta levantar la carga de la barra pulida, para luego detener nuevamente la unidad. Asegúrese que quede algún espacio entre el elevador y el tope del pedestal. Frene la unidad tan pronto como se levante las cargas de la barra pulida. 10. Remueva el pedestal, coloque un cubo de plástico o metal tan cerca del pozo como sea posible, y coloque el transductor de posición en este para mantenerlo limpio. Luego conecte la cuerda del transductor de posición a la barra pulida. Asegúrese que los cables no están enredados y luego arranque la unidad. 11. Espere algunas emboladas hasta que el pozo estabilice (La carta dinagrafica no cambia de embolada a embolada). Finalmente registre la carta dinagrafica, efecto de contrabalanceo y cheque tanto la válvula fija como la viajera. Pasos para remover los Transductores: 1. Para remover los transductores de carga y posición luego de finalizar con la medición, detenga la unidad al comienzo de la carrera descendente. Coloque el pedestal en el tope de la prensa estopa, inserte el protector de prensa estopa de ser necesario. 2. Arranque y detenga la unidad hasta lograr que el elevador descanse gentilmente sobre el pedestal y lograr el espacio entre el elevador y la grapa permanente de la barra pulida. Luego remueva la celda de carga. Tan pronto haga esto, detenga la unidad y aplique los frenos firmemente. 3. Remueva el pin de seguridad de la celda de carga y luego saque la celda de carga. Realice esta operación tan rápido como le sea posible para evitar tener sus dedos donde puedan ser aplastados si los trenos no operan correctamente. 4. Remueva la grapa del transductor de posición y libere lentamente el freno hasta que el elevador levante las cargas de la barra pulida. Asegúrese exista suficiente espacio que permita retirar el pedestal 5. Retire el pedestal y la grapa de la barra pulida para finalmente arrancar la unidad. Luego de registrar la carta dinagrafica mientras el transductor de carga y posición estén todavía instalados puede realizarse el chequeo de válvulas Este chequeo puede ayudar a encontrar posibles daños en la bomba. 4.2.2 Chequeo de las cargas en la válvula viajera: Pata realizar la prueba de válvula viajera, siga los siguientes pasos: 1. Tenga listo el dinamómetro para el chequeo de válvulas de acuerdo a las instrucciones del fabricante, para registrar las cargas vs tiempo. 2. Arranque la unidad y déjela realizar varios ciclos completos, durante al menos dos o tres emboladas para asegurar una acción apropiada de bombeo. 3. Detenga la unidad en la carrera ascendente. Aplique el freno tan suavemente como sea posible y deje la unidad detenida entre 5 y 10 segundos. 4. Repita los pasos 2 y 3 cerca de una o dos veces más. Intente detener la unidad en diferentes posiciones de la carrera ascendente para obtener resultados más precisos.

La mayoría de los dinamómetros registran las cargas en las cabillas como una función el tiempo durante el chequeo de válvulas. Si las cargas permanecen constantes por cerca de 10 segundos entonces tanto la válvula viajera como el pistón están en buenas condiciones. Una caída de cargas constante o repentina sugiere un daño en la válvula viajera o el pistón. El chequeo de la válvula viajera a indiferentes puntos de la carrera ascendente puede ayudar a descubrir un problema con el barril o una bola de la válvula con forma de huevo. Cuando se realiza un chequeo de válvulas debe tratar de detenerse la unidad suavemente. Esto se logra deteniendo la unidad levemente delante de la posición donde desea realizar el chequeo. Luego gradual y gentilmente aplique los frenos. Evite agitar la unidad debido a que la válvula podría quedar fuera del asiento, originando perdidas en la carga de fluido. Registre las cargas en la barra pulida por cerca de 10 segundos. Es recomendado que se realicen al menos dos o tres chequeos de válvula viajera para obtener al menos una medida buena. También, esto permitirá los diferentes puntos en la carrera ascendente mencionados con anterioridad La Figura 4.3 muestra un ejemplo de chequeo de la válvula viajera. Los segmentos de línea plana de la prueba de válvula tanto fija como viajera corresponden al momento en que la unidad está detenida. La porción ondulante son las cargas en la baña pulida vs. Tiempo registrado cuando la unidad esta bombeando. Para los cálculos que envuelven el chequeo de válvulas utilice la medición de cargas mayor. En ocasiones si la fuga en la válvula viajera es severa, las cargas de fluido fugan muy rápidamente y se obtiene una línea plana similar a una condición de operación buena. Dando un vistazo por separado a este resultado podría pensarse que tanto el pistón como la válvula están operando correctamente. Para evitar este problema, realice un chequeo de válvula fija (que será descrito a continuación) y observe la diferencia de cargas entre ambas pruebas (fija y viajera). Si no existe diferencia de las cargas entonces repita la prueba para determinar si la fuga aparente es real o no. Si lo es, esto es muestra

de un problema serio en la bomba. Si se registra cierta diferencia en las cargas entre ambas pruebas entonces las cargas de fluido se perdieron por razones diferentes. La mayoría de los problemas contenidos en las pruebas de válvulas es consecuencia de parar la unidad abruptamente. Esto hace que las cabillas "reboten", causando que la válvula viajera se asiente o desasiente. Nota: Durante el chequeo de la válvula viajera las cargas deberían permanecer constantes o decrecer. Si aumentan, esto muestra que las cargas de Muido aun están en la válvula fija y en cambio se está realizando una prueba de válvula fija. Esto podría ocurrir si se detiene la unidad de manera abrupta o demasiado temprano en la carrera ascendente. Mantenga en mente que las cargas en la válvula viajera es la suma del peso en notación de la cabillas mas las cargas de fluido sobre el pistón. Por lo tanto, estas cargas deberían ser mayores que las cargas en la válvula fija, que es solo en peso de las cabillas en dotación. Nota: Una caída de presión mientras se hace el chequeo de la válvula viajera muestra que el fluido escurre a través del pistón dentro del barril de la bomba. Esto puede ser causado por un problema en el asiento o la bola de la válvula viajera, desgaste en el pistón, o desgaste en el barril. Un chequeo de válvula por sí solo no podría diferenciar entre estos problemas. Sin embargo, si se realizan varios chequeos de válvula viajera entonces podría diferenciarse entre estos problemas. Una válvula viajera o pistón dañados mostrarían perdidas de carga en cualquier chequeo de TV. Un barril dañado mostraría fugas solo cuando el pistón se detiene en el área dañada del barril. 4.2.3 Cálculos del escurrimiento a través del chequeo de válvula viajera. El chequeo de válvula viajera puede utilizarse para determinar el escurrimiento de la bomba. El chequeo de la válvula viajera muestra la cantidad de la caída en cargas de fluido en libras por segundo. Esta información puede ser usada para estimar cuanto producción esta perdiéndose en la bomba. Esto es posible de la siguiente manera: 1) Determine la tasa de fuga LRTV en Ibs/seg. del gradeo de chequeo de válvula viajera. 2) Calcula la constante de estiramiento de las cabillas E, del informe API 11L como sigue:

Donde: L=Profundidad de la bomba (pies) N=Numero de secciones de cabillas Li=Longitud de cada sección de cabillas (pies) Er=Constante elástica (plg lbs-pies) I=Subíndice de numero de secciones de cabillas 3) Calcula la tasa de encogimiento de la sarta de cabillas como sigue:

Rod Shrinkage = Er x Profundidad de la bomba x LRTV (plg/ seg) 4)

Calcule la tasa de escurrimiento volumétrico en plg3/seg como sigue:

Donde: Dp=Diámetro el pistón (plg). 5)

Calcule la lasa de escurrimiento de la bomba en barriles de fluido por día:

Donde: Fr=Relación de llenado de la bomba (1.0 para bomba llena) El término 8.905 es una constante para convertir la caución de arriba en unidades propias y es calculado como sigue:

Ejemplo del cálculo del escurrimiento de la bomba: Calcule el escurrimiento de la bomba en barriles de fluido por día para los siguientes datos: Profundidad de la bomba=6000 pies Condición de la bomba= Llena (Fr=1.0) Diámetro del pistón =1.5 plg Sarta de cabillas=API 86 Tasa de fuga de la prueba de válvula viajera= 850 Ibs/seg. Solución: Del API RP11L, Er =0.717x10* plg/lbs-pies Tasa de encogimiento cabillas= 0.717x 10-6x6000x850=3.66 plg/seg. Tasa de escurrimiento volumétrico= 3.66x(3,1416)x(1.5)2/4=6.47 plg3/seg. Tasa de Escurrímiento= 6 47x8.905x0.5 = 29 Bls/día 4.2.4 Chequeo de Válvula Fija Usando un dinamómetro puede realizarse un chequeo de válvula fija para encontrar fugas debido a desgaste en las válvulas. Esto puede hacerse de la misma manera que con la válvula viajera, pero deberá detenerse la unidad en la carrera descendente de la barra pulida. Para realizar un chequeo de válvula confiable y preciso debe detenerse la unidad suavemente en la carrera descendente al menos un medio o dos lerdos del final. Esto es para asegurar que las cargas de fluido han sido transferidas desde el pistón hacia la tubería. Una línea recta es indicativa de una válvula fija en buen estado.

El chequeo de válvula fija no es un chequeo de las cargas en la válvula como lo sugiere el nombre. Es el efecto de la válvula fija en las cargas sobre la barra pulida. Si la válvula fija está en buenas condiciones entonces podría enteramente soportar las cargas de fluido en la carrera descendente. Las cargas en la barra pulida podrían permanecer constantes y se igualarían al peso de las cabillas en el fluido. Sin embargo, si la válvula fija esta fugando entonces la presión en el barril de la bomba podría caer y la válvula viajera podría recoger las cagas de fluido. Esto haría que las cargas sobre la barra pulida se incrementen. La tasa de incremento de la carga depende de la severidad de la fuga de la válvula fija. La Figura 4.3 (c) muestra un ejemplo de cómo fugas en la válvula fija afecta las cargas en la barra pulida durante un chequeo de válvula.

Nota: Mientras se realiza un chequeo de válvula fija, las cargas deben por igual permanecer constantes o aumentar. Si la carga cae significa que la válvula viajera no ha abierto y en cambio se está entonces realizando un chequeo de válvula viajera. Esto puede ocurrir si se detiene la unidad temprano en la cañera descendente o si es detenida muy abruptamente, causando pandeo de las cabillas. Si el pozo está golpeando fluido o presenta problemas de interferencia por gas entonces la unidad debe detenerse suficientemente abajo en la carrera descendente para asegurar que las cargas de fluido están fuera de la válvula viajera. 4.2.5 Medición del Efecto de Contrabalance. El efecto de contrabalanceó es usado para calcular el torque en la caja de engranaje. Es una medida indirecta del torque impuesto en la caja por la manivela y las contrapesas de la unidad. Para medir el efecto de contrabalanceo la unidad debe detenerse con la manivela tan cerca como sea posible a 90° o 270° Luego con el freno liberado, grabar las cargas en la barra pulida a esa posición. También debe anotarse el ángulo correspondiente del brazo de las contrapesas. Para unidades convencionales (Clase I), El ángulo del brazo de las contrapesas es medido en el sentido horario de la agujas del reloj a partir de la posición de las 12 en punto con el pozo a la derecha. Para unidades Mark II (Clase III), se mide en sentido anti horario a partir de las 6 en punto con

el pozo a la derecha. Si la unidad es "Pesas Pesadas" o "Cabillas Pesadas" entonces la manivela no se detendrá cerca de la posición de las 12 o 6 en punto. En tales casos, para grabar el efecto de contrabalanceo debe encadenarse la unidad si es "pesas pesadas" o apoyar la grapa en el prensa estopa si es "Cabillas Pesadas".

Si la unidad es "Pesas Pesadas" y es necesario encadenarla, debe entonces tratar de detenerla tan cerca como sea cosible a los 90º o 270º, en la carrera descendente. Con los (renos de la unidad accionados, enrolle una cadena resistente alrededor de la grapa de la barra pulida y sujétela al cabezal del pozo Sujétela en un lugar resistente del cabezal para evitar daños Luego, libere el freno y grabe el efecto de contrabalanceo (Las cargas en la barra pulida en ese punto). Luego arranque la unidad momentáneamente y deténgala nuevamente para liberar la tensión en la cadena. Tan pronto como detenga la unidad y la cadena afloje, accione el freno y remueva la cadena. Si la unidad es "Cabilia Pesada" y necesita apoyarse, entonces proceda de la siguiente manera: Detenga la unidad tan cerca como le sea posible a los 90º o 270º en la carrera ascendente. Con el treno accionado, instale una grapa en la barra pulida justó arriba del cabezal. Luego, lentamente libere el freno y cuando la unidad detenga el movimiento, grabe las cargas del efecto de contrabalanceo. Para remover la grapa de la barra, arranque momentáneamente la unidad y luego deténgala (para remover las cargas de la grapa} e inmediatamente accione el freno. Luego, remueva la grapa y deje la unidad bombeando.

4.2.6 Gráfico de Amperaje Puede grabarse un gráfico de amperaje del motor como una función de la posición de la barra pulida. Esto puede hacerse instalando un amperímetro alrededor de uno de los tres terminales del motor. El gráfico de amperaje es grabado usualmente en la misma pieza de papel de la carta dinagrafica. Este gráfico indica si la unidad esta balanceada o no. El gráfico de amperaje es una herramienta útil para determinar el balanceo de la unidad y el amperaje trazado por el motor. Es especialmente útil cuando se analizan unidades viejas sin data disponible de manivela y contrapesas por lo que dala de momento máximo de contrabalance no estaría disponible. El Capitulo 6 muestra un ejemplo del gráfico de amperaje para una unidad en condición de balance y otra fuera de balance.

4.2.7

Longitud de la carrera y emboladas por minuto. Longitud de carreras exactas y medidas de emboladas por minuto son muy importantes cuando se analiza el comportamiento del sistema de bombeo. La longitud de la carrera puede medirse con una cinta de medida sujetándola en el elevador de la unidad al inicio de la carrera ascendente. Una forma más conveniente es anotar el número del hoyo de la manivela, y obtener la longitud de la carrera de los catálogos de las unidades. Si las dimensiones de la unidad de bombeo son conocidas podría entonces calcularse la longitud de la carrera como se explica en el ensayo de análisis cinemático de unidades de bombeo al final del Capítulo 2. Para medir las emboladas por minuto con exactitud (SPM), utilice un cronometro. Medir el tiempo para varias emboladas (por ejemplo 10) y luego dividir el número de emboladas por el número de minutos medidos. Por ejemplo, si se miden 50 segundos para diez emboladas entonces las emboladas por minuto serán: Tiempo=50 segundos x 1 min/60 segundos = 0.83 minutos SPM= Strokes/minuto = 10/0.83 = 12.05 strokes por minuto. Nota: Cuando mida el tiempo para calcular las emboladas por minuto. Utilice un punto fácil de referencia en la embolada para arrancar el cronometro. Por ejemplo, si se arranca al inicio de la carrera ascendente entonces haga lo siguiente: Cuando la grapa de la barra pulida esta al final de la carrera descendente inicie el cronometro. El próximo momento en que la grapa de la barra este nuevamente al final de la carrera descendente significara la embolada numero 1 y así sucesivamente. Cuando cuente 10 emboladas, detenga el cronometro. Escriba el número de segundos transcurridos y calcule finalmente las emboladas por minuto como se describió con anterioridad. 4.2.8

Data de Unidad de Bombeo y Motor. Para hacer un análisis diagnostico con computadora que incluya las cargas torque de la caja de engranaje, cálculo de la carta dinagrafica de fondo, cargas sobre la unidad motriz, etc. deberá registrarse data de campo adicional. Para realizar el análisis de torque, se necesita identificar la unidad de bombeo para calcular el factor de torque. Frecuentemente, se necesitara la designación API para unidades de bombeo o el número del serial y el número de la manivela para identificar la unidad. La designación de la unidad de bombeo se encuentra en una placa metálica remachada al poste sansón. Unidades nuevas tienen designaciones API. Unidades viejas fabricadas antes de las unidades de bombero API Estándar tienen designaciones que son diferentes a la terminología API. En tales casos se deberá ser capaz de poner junto una designación API equivalente. Observe en la placa de la caja de engranaje para la capacidad de la caja. Mida la longitud de la embolada o descifre información adicional a partir de la placa de la unidad para la capacidad de la estructura y la longitud de la embolada. Si la placa es legible entonces escriba el número serial de la unidad o numero de orden. Si el fabricante de la unidad se encuentra aun en el negocio, podría entonces conseguir la data necesaria. Una base de datos con la data de la geometría de la unidad de bombeo será valiosa para análisis de computadora rutinarios de su sistema de bombeo mecánico.

Si se cuenta con data acerca de la manivela y las contrapesas o si se tiene un programa como el CBALANCE (Desarrollado por Theta Enterprise) entonces podrá fácilmente calcular el momento Maximino de contrabalanceo. De esta manera se realiza un análisis de torque sin tener que medir el efecto de contrabalanceo en el campo. También, con un programa como el CBALANCE se podría balancear la unidad de bombeo en solo un pozo debido a que puede calcular de manera exacta hacia donde y cuanto mover las pesas para balancear la unidad. Sin embargo para aprovechar las ventajas de este útil programa es necesario conocer el tipo de manivela, además del tipo de contrapesas y su posición. Los nombres de las manivelas están marcados usualmente en estas Sin embargo, para ciertas unidades tales como las Lufkin Mark II, el número de la manivela podría no estar en ellas. En tales casos, deberá visualmente identificar el tipo de manivela. Para unidades Mark II identificar el número correcto de manivela es crucial debido a que estas pueden ser de hasta tres tipos diferentes. En el exterior lucen similares, sin embargo, las diferencias se hacen aparentes cuando miras en el lado de adentro de la manivela. Dependiendo el tipo estas pueden ser huecas, llenas con masa adicional al final de la manivela o parcialmente llenas. La Figura 4.4 muestra que mirar cuando se trate de identificar manivelas de Unidades Mark II.

CAPÍTULO 5 ANÁLISIS DE TORQUE La caja de engranaje suministra el torque que la unidad de bombeo necesita para bombear el pozo. El torque neto en la caja de engranaje depende de las cargas en la barra pulida y el momento de contrabalanceo. Para entender como esta interacción toma lugar observe la Figura 5.1. Como se muestra, la carga en la barra pulida (PRL) actúa a través de la estructura de la unidad de bombeo aplicando una tuerza (P) en el brazo Pitman. Esta fuerza aplica un torque Tp en el eje de la caja. El peso de la manivela y las contrapesas (W) aplican un torque Tw en el eje de la caja de engranaje en la dirección opuesta a Tp. Por lo tanto, el torque neto en la caja de engranaje es la suma de estos dos torques o: Tneto = Tp – Tw Ecuación 5.1 Donde: Tp=Torque causado por las cargas en la barra pulida. Tw=Torque originado por la contrapesas. 5.1 FACTOR DE TORQUE: Si Tp y Tw son conocidos para diferentes posiciones de la manivela entonces puede calcularse el torque neto en la caja de engranaje con la ecuación 5.1. Para calcular Tp

deberán convertirse las cargas en la barra pulida en torque en la caja de engranaje. Esto puede hacerse usando el factor de torque. El factor de torque es un número que cuando se multiplica por las cargas en la barra pulida da el torque causado por las cargas en la baña pulida. Puede pensarse del factor de torque como una manivela ficticia en la caja de engranaje a la cual las cargas de la barra pulida son aplicadas. La Figura 5.2 ayuda a explicar que es el factor de torque.

El factor de torque depende de la geometría de la unidad de bombeo, Los fabricantes de las unidades pueden suministrar las tablas de factor de torque para cada unidad. También, puede calcularse el factor de torque por las dimensiones de la unidad de bombeo. La Tabla 5.1 es un ejemplo de una gráfica del factor de torque para una unidad de bombeo C-456-304-144. Esto muestra factores de torque y la correspondiente posición adimensional de la barra pulida para incrementos en el ángulo de la manivela de 15 grados. Posición adimensional de 1.0 corresponde al tope de la carrera y posiciones de 0.0 corresponden a la parte baja de la carrera. Pueden utilizarse posiciones adimensionales de la barra pulida para localizar las cargas que corresponden al factor de torque. La rotación de la manivela es positiva en la dirección de las agujas del reloj. Los factores de torque son positivos en la carrera ascendente y negativos en la descendente.

Sí se conoce el factor de torque para la unidad entonces el término Tp de la ecuación 5.1 puede expresarse:

La ecuación 5.2 incluye el desbalance estructural debido a que la caja tiene que suministrar suficiente torque para sobreponerse al desbalance estructural y a las cargas en la barra pulida. 5.2 CÁLCULOS DEL TORQUE NETO EN LA CAJA DE ENGRANAJE El termino TGw en la ecuación 5.1 es el torque que las contrapesas imponen en la caja de engranaje. Este término puede expresarse como:

Ahora que se definieron los dos componentes del torque neto en la caja puede escribirse la ecuación del torque neto como sigue:

El termino TF (PRL-B) en la ecuación de arriba es el torque causado por las cargas en la barra pulida. El termino Msin(θ-γ) es el torque de contrabalance. La ecuación 5.4 muestra que el contrabalanceo reduce el torque neto en la caja debido al termino Msin(θγ) se sustrae del torque por las cargas en la barra pulida. La Figura 5.3 ayuda a explicar el

torque neto. Esta muestra gráficamente como el torque neto resulta de la intersección del torque por las cargas de la baña pulida y el torque por contrabalance.

Puede usarse la ecuación 5.4 para nacer análisis de torque en la caja si el factor de torque es conocido, cargas en la barra pulida y máximo momento de contrabalance. 5.3 CARGAS EN LA BARRA PULIDA. Para obtener las cargas en la barra pulida se necesita un análisis de torque, primero debe construirse una escala adimensional de la posición de la baña pulida como se observa en la Figura 5.4. Esto puede hacerse asignando la posición cero al final de la carrera descendente y 1.0 al final de la carrera ascendente. Luego lea las cargas en la caja de engranaje correspondientes a la posición del factor de torque de la tabla. Primero, localice la posición adimensional de la barra pulida en el eje X. Luego, lea el valor correspondiente de cargas en el eje Y como muestra la Figura 5.4. Debido a que la carta dinagrafica tiene cargas en la carrera ascendente y descendente, debe saber cual lado de la carta usar (el tope o la base) para obtener las cargas correctas. Puede averiguar si está en la carrera ascendente o descendente observando el signo del factor de torque. Un factor de torque positivo significa que se está en la carrera ascendente. Un factor de torque negativo significa que se está en la carrera descendente. Por ejemplo, para la unidad de la Tabla 5. 1 , a 60° el factor de torque es positivo. Entonces, deben usarse las cargas de la carrera ascendentes mostradas en la Figura 5.4.

5.4 MÁXIMO MOMENTO DE CONTRABALANCEO. De acuerdo a la ecuación 5.4, además de las cargas en la barra pulida y el factor de torque, debe conocerse el máximo momento de contrabalanceo M. Este valor (M) puede obtenerse por igual a través de medición de campo (efecto de contrabalance) o calculándolo de la data de la manivela y pesas. El efecto de contrabalanceo (CBE) a un ángulo dado de la manivela son las cargas en la barra pulida que balancean las contrapesas a esa posición. Imagine por un momento que la unidad de bombeo es una balanza. En un lado de la balanza se tienen las cargas en la barra pulida y en el otro lado están las manivelas y contrapesos. Si las dos están balanceadas, entonces las cargas en la barra pulida en ese punto son justo suficientes para mantener las manivelas en el ángulo que se detuvo. La carga en la barra pulida en ese punto es el efecto de contrabalance. Para minimizar el error en la medida, el efecto de contrabalanceo es medido con la manivela tan cerca como sea posible de 90° o 270°. Los frenos de la unidad deben estar libres durante la medición. Para realizar un análisis de torque se necesita conocer el máximo momento de contrabalanceo. Sin embargo, el máximo momento de contrabalanceo es difícil de medir directamente. Deben removerse los brazos Pitman e instrumentar el eje de baja velocidad para medir el torque de las contrapesas a 90° y 270°. Esto es suficientemente difícil para desanimar incluso al más dedicado de los analistas de torque. En vez de esto, puede usarse un medidor de efecto de contrabalance. Midiendo el efecto de contrabalance se puede obtener el máximo momento de contrabalance sin tener que pasar por los problemas de medir directamente. La lógica detrás de hacer la medida de Efecto de contrabalance es la que sigue: 1. Debido a que no es practico medir el momento máximo de contrabalance directamente, entonces debemos obtenerlo de manera indirecta.

2. El dinamómetro está enganchado a la barra pulida para medir la carta dinagrafica. También podríamos usarlo para obtener una medida indirecta del momento máximo de contrabalance. 3. Esto es hecho deteniendo la unidad, y observar si puede detenerse con la manivelas cercanas a 90° o 270" con el freno sacado. Si se logra, puede grabarse la carga de la barra pulida a esa posición. Se debe también anotar el ángulo de la manivela cuando la unidad está detenida. Esta carga se denomina efecto de contrabalance debido a que está directamente relacionada con la cantidad de contrabalance en la unidad. 4. Ahora, conociendo el factor de torque y la posición de la manivela, puede trasladarse el efecto de contrabalance en torque en el eje de baja velocidad Este torque deberá ser igual y opuesto al torque de las manivelas y contrapesos debido a que la unidad no se mueve en esta posición. Para entender cómo puede calcularse el momento máximo de contrabalance a partir del efecto de contrabalance debes observar que pasa mientras se está grabando el CBE. El CBE es grabado con la unidad de bombeo detenida, el freno sacado, y las manivelas tan cerca de la horizontal como sea posible. Cuando se graba el efecto de contrabalance, el torque causado por las cargas en la barra pulida es igual y opuesto al torque de las contrapesas. En este punto el torque neto en la caja de engranaje es igual a cero como lo muestra la Figura 5.5. Puede usarse la ecuación 5.4 para calcular el momento máximo de contrabalance a partir del efecto de contrabalance de la siguiente manera:

Por lo tanto:

Donde:

Por ejemplo, la unidad de la Tabla 5.1 si el efecto de contrabalance se midió a 90° (tres en punto en la posición de la manivela), entonces 0c=90° y TFC (De la Tabla 5.1) es igual a 68.45 plg. El efecto de contrabalance es 10.000 Ibs, el desbalance estructural es -520 Ibs y el ángulo de compensación de la manivela es cero. El momento máximo de contrabalance en este caso entonces es:

5.5 EJEMPLOS DE ANÁLISIS DE TORQUE Problema: La Figura 5.6 muestra la carta dinagrafica grabada para un sistema de bombeo con una Unidad Convencional C-456-305-144. El efecto de contrabalance fue de 12.000 Ibs a 255°. El desbalance estructural de la unidad es -520 Ibs. El ángulo de fase de la manivela es cero, y la longitud de la carrera es 144 plg. Realice un análisis de torque para determinar si la caja de engranaje esta o no sobrecargada.

Solución: Para realizar un análisis de torque es necesario conocer las cargas en la barra pulida que corresponden a la posición adimensional de la barra pulida en la tabla de torque. También debe conocerse el momento máximo de contrabalance. El momento máximo de contrabalance puede calcularse usando la ecuación 5.5 de la siguiente manera:

Aunque el factor de torque a 225° es 68.065 como muestra la Tabla 5.1, se utiliza un valor positivo debido a que el momento máximo de contrabalance es independiente de la rotación de la manivela. Para obtener las cargas necesarias en la barra pulida se tienen dos pociones: 1. Construir una escala adimensional de posición en la carta dinagrafica como se muestra en la Figura 5.4. 2 2. Calcula la posición real en pulgadas que corresponden a la posición adimensional de la barra pulida de la tabla de torque. Esto puede hacerse multiplicando la posición adimensional de la tabla de torque por la longitud de la carrera. Una vez se tiene la posición que corresponde al factor de torque entonces puede leerse las cargas correspondientes desde la carta dinagrafica. La Tabla 5.2 muestra los resultados de este paso. La segunda columna titulada "PRP" lista las posiciones adimensionales de la baña pulida. Todos los números en esta columna fueron multiplicados por la longitud de la carrera de 144 pulgadas para dar la columna “Pos(in)”. Esto representa la posición real de la barra pulida en pulgadas. Estos valores fueron usados para obtener la columna "PRL" de puntos de carga de la barra pulida. Recuerde que factores de torque positivos corresponden a la carrera ascendente y los negativos a descendentes. Una vez se tienen las cargas en la barra pulida puede entonces usarse la ecuación 5.4 para calcular el torque neto en la caja de engranaje. La Tabla 5.3 muestra el torque de las cargas de cabillas, el torque del contrabalance, y el torque neto en la caja para cada ángulo de la manivela. La Figura 5.7 muestra una representación gráfica de los cálculos del torque neto. La Figura 5.7 también muestra la importancia del balanceo de la unidad. Si el momento de contrabalance fuera igual a cero, la caja de engranaje tendría que tener un rango de 1.237.330 plg libras de torque debido a solo las cargas de las cabillas. Pero, debido al contrapeso usado, el torque neto máximo es de solo 473.292 plg Ibs.

5.6 CÁLCULOS DEL FACTOR DE TORQUE: En el ejemplo anterior se utilizaron las tablas del factor de torque. Los fabricantes de las unidades de bombeo pueden suministrar estas tablas. Aunque si están disponibles están son convenientes, su uso podría originar cálculos incorrectos del torque máximo. Esto es debido a que estas tablas son para incrementos en el ángulo de la manivela de 15", lo cual es un paso demasiado grande para análisis exactos de torque. Por ejemplo, si el torque pico de la caja ocurre a 20°, podría perderlo si utiliza una tabla de factores de torque. Esto podría resultar en torques pico calculados más bajos de lo real. Podrías superar este problema usando una fórmula para calcular factores de torque para cualquier ángulo de la manivela. El programa de computadora RODDIAG usa la formula exacta para calcular el factor de torque a partir de los puntos grabados de la carta dinagrafica. Esto elimina cualquier posibilidad de error. El API SPEC 11E y el ensayo en el capítulo 2 de análisis cinemático de unidades de bombeo contiene las formulas para calcular los factores de torque para cualquier ángulo de la manivela. Estos métodos son los más adecuados para aplicaciones de computadora debido a la complejidad de las ecuaciones. 5.7 DIAGRAMA DE CARGAS PERMISIBLES Debido a que realizar un análisis de torque es un trabajo demasiado duro, la técnica de cargas permisibles fue desarrollada para reducir la necesidad de determinar si la caja de engranaje está sobrecargada. Esta técnica permite determinar si la caja de engranaje está sobrecargada sin tener que rehacer un análisis de torque cada vez que se toma una carta dinagrafica. Para que esto funcione la cantidad de contrabalance en la unidad debe permanecer siendo la misma. Las cargas permisibles a una posición de la barra pulida es el valor de carga de la barra pulida que podría cargar la caja a su rango capacidad. Las cargas permisibles son calculadas reemplazando Tnet en la ecuación 5.4 con el rango de reducción de engranaje y luego resolviendo para las cargas de la barra pulida. GR = TF(PL - B) - M(senθ - ϒ) Donde: GR- Relación de reducción de la caja (plg-lbs) PL-Cargas permisibles en la barra pulida (Ibs) Las otras variables son las mismas a la ecuación 5.4 Resolviendo la ecuación 5.6 para un PL dado:

Usando la ecuación 5.7 pueden calcularse las cargas permisibles para cualquier ángulo de la manivela. Si las cargas de la barra pulida exceden las cargas permisibles a esa posición, la caja estará sobrecargada. Las cargas permisibles son más fáciles de entender y usar si se construye un diagrama de cargas permisibles y luego se superpone a la carta

dinagrafica. Esta representación gráfica de cargas permisibles define los limites de caigas tanto en la carrera ascendente como en la descendente previniendo sobrecargas en la caja. El diagrama de cargas permisibles tiene dos partes: Carrera ascendente y carrera descendente. Como se discutió previamente, factores de torque positivos corresponden a carreras ascendentes y negativos a carreras descendentes. Para el ejemplo anterior de análisis de torque, la capacidad es 456.000 plg-lbs y el momento máximo de contrabalance es de 882.235 plg-lbs. A un ángulo de la manivela de 60°, las cargas permisibles son:

Las cargas en la barra pulida a 60° en la Tabla 5.2 son 16.200 Ibs, que exceden las cargas permisibles de 15.966 Ibs. Esto significa que la caja está sobrecargada a esa posición. Esto puede verificarse observando que ha 60° (Ver Tabla 5.2) el torque neto de la caja es 473.292 plg-lbs, lo cual excede la capacidad de la caja de 456.000 plg-lbs. Usando la ecuación 5.7, las cargas permisibles para el ejemplo del análisis de torque fueron calculados, y el diagrama de cargas permisibles fue graficado en la misma escala de la carta dinagrafica (Ver Figura 5.8). Es importante entender que puede sobrecargarse la caja de engranaje de igual forma con altas cargas en la carrera ascendente o muy bajas cargas en la descendente. Por ejemplo, si las cargas en la carrera descendente cayeron por debajo de 5000 Ibs entre 30 y 80 plg a partir del fondo de la carrera, podría sobrecargar la caja. Esto es debido a que las cargas en la barra pulida en la carrera descendente ayudan a la caja a levantar las contrapesas. Si las cargas en la barra pulida es demasiado pequeña entonces la caja tiene que suministrar más torque para levantar las contrapesas. Cuando la carta dinagraficas corta el diagrama de cargas permisibles, esto indica que la caja está sobrecargada a esa posición. Como muestra la ecuación 5.6, el diagrama de cargas permisibles puede calcularse independientemente de la carta dinagrafica. Si se gráfica el diagrama de cargas permisibles usando la misma escala que la de la carta dinagrafica, entonces podrían superponerse las dos y rápidamente determinar si la caja está sobrecargada. Puede usarse el mismo diagrama de cargas permisibles con diferentes cartas dinagraficas para el mismo pozo. Los resultados serán validos por tanto como el momento máximo de contrabalance no cambie. Si el momento de contrabalance cambia (Al balancear la unidad) entonces otro diagrama de cargas permisibles deberá realizarse. El diagrama de cargas permisibles fue originalmente desarrollado para evitar tener que rehacer cálculos de torque cada vez que una nueva carta dinagrafica era grabada.

5.7.1 Tendencia del diagrama de cargas permisibles Con los programas modernos diagnósticos de computadoras de hoy día tales como el RODSTAR, no hay necesidad de hacer el diagrama de cargas permisibles para análisis de torque rápidos. Sin embargo, existe otra razón más importante para graficar el diagrama de cargas permisibles. Además de determinar si la caja está sobrecargada o no, la tendencia del diagrama de cargas permisibles es muy importante. Si el diagrama de cargas permisibles tiene una tendencia que es opuesta a la tendencia de la carta dinagrafica, esto muestra que el diseño del sistema necesita mejorarse. Específicamente, esto muestra que la unidad de bombeo no hace un buen ajuste para el equipo de fondo o condiciones de operación el pozo. Esta es la razón principal por la que frecuentemente, Unidades Mark II no son tan buenas para sartas de cabillas de fibras de vidrio como lo son las convencionales. La única manera de asegurarse que geometría de unidad es la mejor para el pozo es hacer un diseño con un programa predictivo moderno de ecuación de onda tal como RODSTAR. Este programa calcula y muestra el diagrama de cargas permisibles con la predicción de la carta dinagrafica. La Figura 5.9 muestra las cargas dinagraficas y permisibles para una unidad Mark II con cabillas de acero. Como muestra esta figura, el diagrama de cargas permisibles tiene la misma tendencia que la carta dinagrafica. Esto muestra un buen ajuste entre la unidad de bombeo y el equipo de fondo. La Figura 5.10 y la 5.11 muestra como la geometría de la unidad de bombeo afecta la tendencia del diagrama de cargas permisibles. La única diferencia entre las Figuras 5.10 y 5.11 es el tipo de la unidad de bombeo. La Figura 5.10 es para una unidad convencional mientras que la Figura 5.11 es para un Mark II. La forma de la carta dinagrafica y la cargas están muy cercas debido a que estas predicciones están basados en la misma profundidad de la bomba, tamaño del pistón, spm, sarta de cabillas (fibra de vidrio en este caso) etc. Como muestra la Figura 5.10, las unidades convencionales son mejores para estas aplicaciones debido a que su diagrama de cargas permisibles tiene la misma tendencia que la carta dinagrafica. La Figura 5.11 muestra que la unidad Mark II no es una buena opción en este caso. Su diagrama de cargas permisibles tiene una tendencia opuesta a la de la carta dinagrafica.

CAPITULO 6 BALANCEO DE LAS UNIDADES DE BOMBEO. Las contrapesas ayudan a reducir el torque que la caja debe suministrar para operar la unidad. Sin embargo, solo colocando peso en la manivela de la unidad no es suficiente para minimizar el torque neto sobre la caja. Su tamaño y peso determina si reducen o por el contrario incrementan el torque sobre la caja. Idealmente, se quiere tener suficiente contrabalanceo para minimizar las cargas sobre la caja. Esto es lo que se hace para "balancear la unidad". La unidad puede balancearse ajustando las contrapesas de manera que el torque pico de la caja en la carrera ascendente sea igual al torque pico de la caja en la carrera descendente. El balanceo de la unidad es muy importante para extender la vida útil e la caja de engranaje y para reducir el tamaño de la unidad motriz y por ende el consumo de energía. Debido a que balancear la unidad ayuda a minimizar el torque neto sobre la caja, no siempre reduciría el consumo de energía. Algunas veces, cuando se balancea la unidad, el consumo eléctrico aumenta ligeramente. Si la unidad esta significativamente fuera de balance entonces frecuentemente el consumo de energía disminuirá. Aunque en la práctica el balanceo perfecto es raramente alcanzado, es importante mantener la unidad tan cerca de estarlo como sea posible. Una ves que la unidad se encuentra balanceada, esta permanecerá así hasta que algo cause un cambio en las cargas sobre la barra pulida. Razones por las que una unidad queda fuera de balance incluyen: Cambios en el nivel de fluido, desgate de la bomba, acumulación de parafinas, rotura de cabillas, etc. Una unidad "sobre balanceada" o "Pesas Pesadas" tiene más contrabalance del que realmente necesita, esto significa que las contrapesas son muy grandes, están demasiado

alejadas del eje de la caja, o ambas. Una unidad "Bajo balance" o "Cabillas Pesadas" no tiene suficiente contrabalance. Esto significa que las contrapesas son demasiado pequeñas, están muy cerca al eje de la caja, o ambos. Algunas unidades están sobre balanceadas incluso sin contrapesas en las manivelas. Esto ocurre cuando la unidad es demasiado grande para el pozo en particular, o si la carga en las cabillas es drásticamente reducida debido a una bomba dañada o alto nivel de fluido. En pozos someros de alta producción, donde son necesarias emboladas largas, podría no ser necesario un gran contrabalanceo. Esto es debido a que las cargas en la barra pulida son usualmente más bajas comparadas con pozos profundos. En estos casos las unidades de bombeo son frecuentemente utilizadas con manivelas de poco peso. Es importante entender que el balanceo de la unidad depende de ambas cosas: el momento de contrabalance y de las cargas en la barra pulida. Una unidad balanceada permanecerá balanceada solo si la carta dinagrafica no cambia. Si las cargas en la barra pulida cambian debido a cambios en el nivel de fluido, desgaste en la bomba, acumulación de parafinas. etc. entonces la unidad podría irse fuera de balance nuevamente. Pozos con cambio rápidos de las condiciones de fondo debido a repuestas por inundación de agua, inyección de vapor, etc. Deberían monitorearse y balancearse con frecuencia para prevenir fallas en la caja y altos costos por consumo eléctrico. 6.1 BALANCEANDO CON UN AMPERÍMETRO El método más común para balancear la unidad es usando un amperímetro. El amperímetro es conectado a los cables del motor y se mide el amperaje trazado por el motor durante un ciclo de bombeo. La corriente eléctrica dibujada por el motor es proporcional al torque sobre la caja de engranaje. Si el amperaje pico leído en la carrera ascendente es cercanamente igual al de la carrera descendente entonces la unidad estará balanceada. Si no es así, la unidad deberá detenerse, se moverán las pesas, y nuevamente se revisaran los picos de amperaje en ambas carreras hasta que ambos sean iguales o muy similares. En este punto la unidad se considerara balanceada. 6.1.1 Ventajas y Desventajas de Balancear la Unidad con el método de Amperaje Para mayor exactitud, puede usarse el amperímetro para obtener un gráfico de amperaje vs posición de la baña pulida. El amperímetro se conecta al sistema dinamométrico. Puede usarse para grabar la carta dinagrafica y el gráfico de amperaje, ambos en la misma hoja de papel. La Figura 6.1 muestra ejemplos de campo de gráficos de amperaje para unidades en condiciones fuera de balance y balanceadas para el mismo pozo. A pesar que con el amperímetro el balanceo es simple, toma demasiado tiempo y en ocasiones puede no ser preciso. Consume demasiado tiempo debido a que la unidad es balanceada por ensayo y error. Si los picos de amperaje en la carrera ascendente y descendente son diferentes entonces deberá detenerse la unidad y mover las pesas. Luego deberá arrancarse la unidad y grabar otro gráfico de amperaje. Si la unidad todavía no está balanceada se tendrá que repetir el proceso hasta que ambos picos sean iguales. Esto podría tomar un

largo tiempo dependiendo del tamaño de la unidad, longevidad de la unidad, numero de contrapesas, y si se necesitan agregar o remover pesas.

Es inexacto debido a que dependiendo en que tanto tiempo la unidad debe detenerse cuando se mueven las contrapesas, el nivel de fluido subirá y se estaría balanceando la unidad para condiciones de pozo inestables. Pocas horas o días mas tarde cuando el pozo alcance su nivel de fluido estabilizado la unidad podría estar desbalanceada nuevamente. Otro problema con el gradeo de amperaje es que mide la corriente eléctrica del motor sin importar su dirección. Si el torque es positivo o negativo no hace diferencia en el amperaje. Por lo tanto, una unidad fuera de balance con picos de torque negativos más grande podría aparecer como balanceada en el gráfico de amperaje. El gráfico de amperaje tampoco muestra picos de torque altos de corta duración. Esto es debido a que la inercia de los engranajes y poleas los amortiguan. 6.2 BALANCEANDO CON GRÁFICOS DE CONTRABALANCEO O TABLAS. Una manera más precisa de averiguar si la unidad esta balanceada es grabar una carta dinagrafica y realizar un análisis de torque. Para encontrar cuanto momento de contrabalance se necesita para balancear la unidad requiere un esquema de iteración. Esto se hace vanando el máximo momento de contrabalance usado para calcular el torque neto hasta que el torque pico de la carrera ascendente y descendente son los

mismos. Debido al gran número de cálculos requeridos, este método es solo práctico con un computador. Una vez conocido el máximo momento de contrabalanceo pueden utilizarse los gráficos o tablas de los fabricantes de unidades para decidir hacia donde mover las pesas. Por ejemplo, La Figura 6.2 muestra un gráfico de momento de contrabalanceo para una manivela 7478B de Lufkin. La distancia desde el extremo de la manivela hasta las contrapesas es el eje Y. El eje X muestra el máximo momento de contrabalance correspondiente a una combinación de dos manivelas y cuatro contrapesas. Si se tienen dos contrapesas 5CRO a 18 plg desde el extremo final de la manivela, puede calcularse el máximo momento de contrabalance como sigue: Como se muestra en la Figura 6.2, las manivelas solas tienen un momento de 183.000 plg-lbs. A una posición de 18 plg, el momento total para las dos manivelas mas las cuatro pesas 5CRO es de 300.000 plg los. Por lo tanto, el momento para solo dos contrapesas 5CRO es de: (300.000 - 183.000)/2=58.500 plglbs Por lo tanto, el momento total es: M= 183.000+58.500=241.500 plglbs.

Para Unidades American pueden usarse tablas de momento de contrabalance tales como la mostrada en la Figura 6.3. Las manivelas de las unidades American tienen una escala de posición desde cero hasta diez (10) marcadas en el cuerpo de la manivela. Las contrapesas tienen una flecha que apunta su posición en la manivela como muestra la

Figura 6.3. Note que la Tabla de contrabalance muestra el máximo momento de contrabalance de la manivela solamente. También muestra el momento de la manivela mas cuatro contrapesas, a diferentes posiciones. Para aprender cómo usar estas Tablas se tiene el siguiente ejemplo: Problema: Una Unidad American con manivelas KA-117-53 tiene dos contrapesas RJ en la posición 4. 1) Calcule el máximo momento de contrabalance existente. 2) Calcule hacia donde mover las contrapesas para balancear la unidad si el máximo momento de contrabalance para condiciones de balanceo es 850.500 plg-bs. Solución: La Tabla de contrabalance de la Figura 6.3 muestra que la manivela sola tiene un momento de contrabalance de 551.200 plg-lbs. En la posición 4, las dos manivelas y las cuatro pesas RJ tiene un máximo momento de contrabalance de 1.057.640 plg-lbs. Por lo tanto, el momento para cada contrapesa es de: Mlcw = ( 1 . 057.640 - 551.200)/4 = 126.610 plg/Ibs El momento Total es la suma del momento de la manivela mas el momento de las dos contrapesas RJ. M = 551.200 + 2(126.610) = 804.420 plg-lbs Usando la información anterior de momento máximo de contrabalance puede hacerse un análisis de torque. También puede calcularse el momento necesario para balancear la unidad. Acá, el máximo momento de contrabalance es de 850.000 plg-lbs. Por lo que se necesita incrementar el momento por: 850.500 - 804.420 = 46.080 plg-lbs Puede usarse la Tabla de la Figura 6.3 para encontrar hacia donde mover las pesas para balancear la unidad. Una manera de hacerlo es como sigue: La diferencia en momento a partir de la posición 3 hasta la posición 4 es: 1.057.6401.013.720=43.920 plg-lbs Para cada contrapesa, la diferencia en momento para cada división en la escala de la manivela: 43,920/4= 10.980 plg-lbs (por contrapesas) Por lo tanto, para el incremento del momento de 46.080 plg-lbs, puede calcularse la nueva posición de las contrapesas para balancear la unidad como sigue: Xb = 4+46.080/(2x 10.980)=6.1 Pueden usarse los cuadros de contrabalance para unidades Lufkin de la misma manera. Una ventaja de usar cuadros o tablas de contrabalance es que se puede determinar con antelación si será necesario agregar o remover contrapeso. Otra ventaja es que puede calcularse el máximo momento de contrabalance sin tener que medir en el campo el efecto de contrabalance (CBE). Sin embargo, como mostró el ejemplo anterior, usar cuadros o tablas puede ser tedioso.

6.3

BALANCEANDO CON PROGRAMAS DE COMPUTADORA El balanceo de unidades de bombeo puede simplificarse usando programas que están específicamente diseñados para este propósito. Este programa se conoce como CBALANCE y ha sido desarrollado por Theta Enterprise CBALANCE contiene data de manivelas y contrapesas para la mayoría de las unidades de bombeo comúnmente utilizadas con otra información tal como cuán lejos un peso puede moverse en la manivela, etc. CBALANCE efectúa dos importantes tareas: 1. Permite obtener data de contrabalance sin la necesidad de medidas de campo. 2. Calcula la nueva posición requerida de las contrapesas para balancear la unidad en un solo paso. La Figura 6.4 muestra un ejemplo del reporte generado por este programa. La Figura 6.5 explica la terminología de la posición de las contrapesas utilizada por el software CBALANCE puede usarse con programas predictivos que utilicen la ecuación de onda tales como RODSTAR o programas de diagnostico como el RODDIAG o XDIAG. El CBALANCE puede utilizarse para calcular el máximo momento de contrabalance

existente en el sistema Luego, puede ejecutarse RODSTAR, RODDIAG o XDIAG usando este número en vez de medir el efecto de contrabalance en el campo. Luego de correr cualquiera de las tres aplicaciones mencionadas (todas calculan el máximo momento de contrabalance para balancear la unidad) se corre nuevamente CBALANCE introduciendo la data de momento de contrabalanceo calculada. De esta forma CBALANCE podría entonces calcular hacia donde mover las pesas para balancear la unidad.

Balancear la unidad con este programa de computadora es más preciso y mucho más rápido que usando un amperímetro. Una vez se calcula la posición de las contrapesas para balancear la unidad, las pesas se mueven en un solo paso. Con este método la unidad podría balancearse para condiciones de estabilización. La única limitación de este método es que la data de manivelas y contrapesas no está disponible para muchas de las unidades viejas. Para estas unidades todavía será necesario grabar el efecto de contrabalance y balancearlo usando un amperímetro. CBALANCE es una herramienta muy útil cuando se usa junto a RODSTAR y RODDIAG debido a que permite:  Minimizar el tiempo y los gastos requeridos para balancear la unidad de bombeo.  Maximizar el tiempo de vida de las cajas de engranaje.  Elimina la necesidad de medir en el campo el efecto de contrabalanceo.  Elimina el nesgo de lesión durante la medición el efecto de contrabalanceo (Encadenando la unidad), etc. CBALANCE vs. Amperímetro. El método de balancear la unidad con amperímetro es basado en el hecho de que la corriente eléctrica trazada por el motor es proporcional al torque en el motor. Si los picos de amperaje dibujados por el motor en la carrera ascendente son iguales a los picos dibujados en la carrera descendente, entonces la unidad se considera balanceada. Este método tiene las siguientes desventajas que CBALANCE elimina: Se consume mucho tiempo. Para balancear la unidad se deben mover las pesas varias veces. Esto puede tomar desde 30 minutos hasta tres horas o mas dependiendo de la unidad. El tiempo requerido para balancear la unidad podría incluso ser mayor si es necesario agregar o remover pesas. Con CBALANCE esto se conoce con anterioridad. La aproximación por ensayo y error es imprecisa debido a que en muchos casos se balancea la unidad para el nivel de fluido incorrecto. Mientras la unidad esta detenida, el nivel de fluido en el anular crece. Esto cambia las cargas sobre la barra pulida y se termina balanceando la unidad para el nivel incorrecto. Luego de pocas horas, cuando el nivel se estabiliza, la unidad estará nuevamente desbalanceada. La aproximación por ensayo y error es peligrosa. Debido a que deben moverse contrapesos grandes en vanas ocasiones, incrementándose así el riesgo de lesiones. Esto es especialmente cierto si se tiene que remover o agregar contrapesas. El análisis de torque por medio de software es fácil de aplicar cuando se analizan unidades balanceadas por aire. Software tales como el RODSTAR y RODDIAG calculan la presión de aire requerida en el tanque al final de la carrera descendente de la misma forma que calcula el máximo momento de contrabalance para unidades convencionales.

6.4 EFECTO DE BALANCEAR LA UNIDAD EN EL COMPORTAMIENTO EL SISTEMA. Una Unidad apropiadamente balanceada es importante para optimizar el sistema. La caja de engranaje de una unidad balanceada podría durar más tiempo que en una unidad fuera de balance. También, si se mantiene la unidad balanceada puede usarse un motor más pequeño. Esto no solo reduce el costo de capital sino también incrementa la eficiencia del sistema. Esto se debe a que el motor que esta dimensionado correctamente a los requerimientos del pozo seria más eficiente que uno sobre dimensionado. Usualmente, balancear la unidad minimiza el factor de cargas cíclicas. Esto tiene un efecto directo en el consumo de energía y eficiencia de la unidad motriz. 6.4.1 Factor de cargas cíclicas El factor de cargas cíclicas es un número que muestra que tan uniforme es el torque en la caja de engranaje. Mientras mayores sean las fluctuaciones del torque en la caja de engranaje, mayor será el factor de cargas cíclicas. El factor de cargas cíclicas junto con la eficiencia del sistema determina el tamaño del motor. Balancear la unidad usualmente reduce el factor cíclico de cargas. Esto es especialmente verdad cuando la unidad esta significativamente fuera de balance. Si la unidad esta solo ligeramente fuera de balance, el factor de cargas cíclicas podría incrementarse un tanto cuando se balancee la unidad. El factor de cargas cíclicas es un término eléctrico que se define como sigue:

Donde: IRMS = La raíz cuadrada de la corriente del motor para una embolada. lave = La corriente promedio del motor para una embolada. El factor de cargas cíclicas es un indicador de las perdidas termales del motor. Usualmente, mientras mas pequeño sea el factor de cargas cíclicas, mayor será la eficiencia del motor. Debido a que la corriente del motor es proporcional al torque en la caja de engranaje, puede calcularse el factor de cargas cíclico usando los torque calculados a partir de la carta dinagrafica medida. La raíz del torque puede calcularse y significa el cuadrado de los promedios del torque de la siguiente manera. Luego puede calcularse el factor de cargas cíclicas como:

Donde: N = numero de puntos de torque El torque promedio puede calcularse como sigue:

Luego, el factor cíclico de carga se calcula de la siguiente manera:

Las ventajas de este torque basado en el cálculo del factor de cargas cíclicas es que no requiere medir en el campo el amperaje del motor. Por lo tanto, Un software con la moderna ecuación de onda tal como RODSTAR y RODDIAG calcula el FCC usando los torques calculados como se describió anteriormente. También. RODSTAR y RODDGIAG usan FCC para calcular los HP mínimos requeridos por el motor de la siguiente manera:

Donde:

CAPITULO 7 SARTA DE CABILLAS DE SUCCIÓN La sarta de cabillas es la línea de transmisión para la energía mecánica que maneja la bomba de subsuelo. Mientras la bomba realiza su ciclo de bombeo, las cabillas están sujetas a cargas fluctuantes Durante el ascenso, la caiga en las cabillas es alta porque el pistón recoge la carga del fluido. Durante el descenso, la carga en las cabillas es menor porque la carga del fluido se transfiere de las cabillas a la tubería. Esta reversión crea tensiones que viajan por las cabillas a la velocidad del sonido (16500 plg/seg. en el acero) resultando en fatiga y eventual falla en las cabillas. Aunque todas las sartas de cabillas fallan eventualmente, se puede controlar la vida de la sarta de cabillas mediante una selección adecuada. Un buen diseño de sarta de cabillas considera no solo la carga del fluido, sino también carga de fatiga y corrosividad del pozo. Este capítulo abarca los fundamentos del análisis de tensiones en cabillas de acero y de fibra de vidrio. Describe el Diagrama API Modificado de Goodman, y le enseña a usarlo. También cubre cabillas no API de alto esfuerzo, cómo se diferencian de las cabillas API y cómo calcular su carga de tensión.

7.1 CABILLAS GRADO API La norma API SPEC 11B especifica tres grados de cabillas de succión de acero. Estas son K, C y D. La Tabla 7.1 muestra las propiedades químicas y mecánicas para estos grados de cabilla.

7.1.1 Limitaciones en tamaño de las cabillas debido a ID de tubería La tabla 7.2 muestra los tamaños máximo y mínimo dependiendo del tamaño de la tubería y el tipo de acople. El tamaño máximo de cabilla tiene que ver con la luz entre diámetro externo de la cabilla y el diámetro interno de la tubería. El diámetro mínimo recomendado en cabillas tiene que ver con el pandeo de las cabillas y para evitar daños a la parte inferior de la sarta en caso de una ruptura en la sección superior de las cabillas.

7.2 CARGA EN LAS CABILLAS La carga en las cabillas depende del nivel de fluido, tamaño del pistón de la bomba (/a que él determina la carga de fluido a ser cargado por las cabillas), velocidad de bombeo, longitud de la embolada y material de las cabillas. A 10 golpes por minuto, una sarta de cabillas está sujeta a 14.400 reversiones de tensión en 24 horas o 5.256.000 reversiones de tensión al año. Es por esto que la sarta de cabillas es usualmente la parte más débil del sistema de bombeo. Para reducir el número de reversiones de tensión se recomiendan largas emboladas y baja velocidad de bombeo. Además, la sarta debe estar diseñada apropiadamente de manera que las tensiones sean iguales en el tope de cada sección. La mayoría de las cabillas de succión (un 90%) usadas hoy en día son de acero El resto son mezclas de sanas de fibra de vidrio y acero. La selección y el diseño de la sarta de cabillas dependen de la profundidad de la bomba, condiciones del pozo, tasa de producción deseada y problemas de corrosión. Se puede calcular la tensión aplicada a las cabillas con un análisis dinamométrico mediante un programa diagnóstico de ecuación de onda tal como RODDIAG (desarrollado por Theta Enterprises). Se pueden predecir las cargas para sistemas propuestos usando el API RP 11L o un programa computarizado predictivo de ecuación de onda como RODSTAR (desarrollado por Thela Enterprises). Además de las tensiones aplicadas, la vida de las cabillas depende de la corrosión, conexión de las cabillas y golpe de fluido. Aun si las tensiones son bajas, las cabillas fallarán si se colocan en ambientes altamente corrosivos o "ácidos" como en pozos con sulfuro de hidrógeno. API RP 11BR da recomendaciones para el cuidado y manejo de las cabillas de succión. Esta publicación da lineamientos para transporte, almacenamiento, manipulación, control de corrosión, cargas permisibles, armado de cabillas e inspección. 7.3 CABILLAS DE ACERO NO API Además de las cabillas de acero API discutidas anteriormente, hay muchos tipos de cabillas no API. El Corod o cabilla continua con incrementos en espesor de 1/16" es fabricada en Canadá. Ya que las Corod no tienen acoples, pueden ser usadas en pozos desviados o en otras aplicaciones donde el roce cabilla tubería sea un problema. También debido a no tener acoples, las sartas Corod pesan menos y pueden bombear a mayor profundidad que las cabillas convencionales. Un problema para las Corods es la necesidad de un equipo especial para manejarlas, tal como el gran carrete usado para correr y recuperar las cabillas. Otra desventaja es que para unir las cabillas debe usarse soldadura. La cabilla Oilwell Electra (EL) es una cabilla de alta resistencia endurecida por inducción. Este proceso pre-comprime la cabilla en una carcasa exterior endurecida. Como resultado, la carga de la cabilla depende solo de la tensión máxima. Las cabillas EL tienen una fuerza tensil mínima de 200.000 Ipc y un límite de esfuerzo de trabajo de 50.000 Ipc. Otros tipos de cabillas no API de alto esfuerzo incluyen la Norris 97, LTV HS y UPCO 50K. La fuerza de estas cabillas es básicamente la misma que para las cabillas Electra. Las cabillas de alto esfuerzo se recomiendan en pozos con alta tasa de producción o profundidades que las cabillas convencionales API no pueden manejar sin sobrecargarse

severamente. Sin embargo, las cabillas de alto esfuerzo son más susceptibles a la corrosión que las cabillas API. 7.4 CABILLAS DE FIBRA DE VIDRIO Las cabillas de fibra de vidrio se introdujeron por primera vez en los 1970 para solucionar las altas tasas de falla de las cabillas de acero en pozos con ambiente corrosivo. Las cabillas de fibra de vidrio están hechas con fibras individuales de vidrio sujetas con una resina de poliéster curada para cambiarla a sólido. Luego se le colocan extremos de acero. Las cabillas de fibra de vidrio o plástico reforzado, como también se les llama, tienen ventajas y desventajas al compararlas con las cabillas de acero. Las sartas de cabillas de fibra de vidrio típicamente consisten de 50% a 80% fibra de vidrio arriba y 20% a 50% acero abajo. El cuerpo de las cabillas de fibra de vidrio es totalmente resistente a la corrosión. Las conexiones de los extremos son susceptibles a la corrosión pero debido a que están ligeramente cargada y usualmente se hacen con acero de alto grado, tienen pocos problemas de corrosión. Al usar cabillas de fibra de vidrio, aun se debe usar un programa efectivo de inhibición química para proteger los extremos, las cabillas de acero, tubería y la bomba. Las cabillas de fibra de vidrio son casi tres veces y media más livianas que las de acero. Su módulo de elasticidad va de 6 a 8 millones comparado con los 30.5 millones de Ipc del acero. Esto significa que se estiran unas cuatro veces más que el acero. Debido a sus características únicas, las cabillas de fibra de vidrio pueden superar a las de acero o causar problemas severos. La diferencia es saber cómo diseñar la sarta de cabillas que más convenga. Las cabillas de succión de fibra de vidrio tienen las siguientes ventajas y desventajas: 7.4.1 Ventajas de las Cabillas de Fibra de Vidrio 1. Debido a su peso ligero, reducen la carga en la barra pulida y el torque en la caja de engranaje. En consecuencia, se pueden usar unidades de bombeo más pequeñas que con cabillas de acero. 2. Por sus características de estiramiento, las sartas de cabilla de fibra de vidrio adecuadamente diseñadas pueden tener una embolada de fondo sustancialmente más larga que en superficie. Este exceso de viaje resulta en aumento de producción. 3. Suelen durar más que las cabillas de acero en ambientes corrosivos. 7.4.2

desventajas de las Cabillas de Fibra de Vidrio

1. Son más costosas que las cabillas de acero. 2. Debido a su estiramiento excesivo, al aumentar la carga del fluido, el recorrido en el fondo puede ser más corto que en superficie si no se diseña apropiadamente.

3. Debido a sus características de estiramiento es difícil espaciar correctamente la bomba. La bomba puede empezar a golpear abajo cuando caiga el nivel de fluido. Esto puede causar falla prematura de las cabillas. 4. Su superficie se daña más fácilmente en comparación con las de acero. 5. Al estar hechas con fibras individuales de vidrio sujetas con una resma de poliéster. no pueden soportar cargas compresivas. Se deben designar y monitorear cuidadosamente para asegurar que siempre están en tensión. 6. Tienen un límite de temperatura de unos 240" F (avances recientes en materiales y fabricación han llevado este límite sobre los 300° F) 7. Son difíciles de pescar cuando se parten. 7.5 ANÁLISIS DE TENSIÓN DE LAS CABILLAS DE SUCCIÓN Una vez calculado la tensión pico y la mínima de las cabillas, se puede hacer un análisis de tensión para saber si las cabillas están sobrecargadas. El rango de tensión permitida en las cabillas depende del material, grado de la cabilla y la corrosión del pozo. 7.5.1 Diagrama modificado de Goodman La norma API publicación RP11BR recomienda el uso del diagrama modificado de Goodman para calcular la tensión máxima permisible en cabillas API de acero. Este método se puede aplicar gráficamente o con ecuaciones. Aquí se cubren ambas opciones. Sin embargo, se recomienda la ecuación puesto que esta puede fácilmente ser programada en una calculadora o la computadora. La mejor manera de mostrar cómo se construye el Diagrama API de Goodman es con un ejemplo. Se pueden usar estas instrucciones para construir diagramas de cualquier grado de cabilla usando la mínima fuerza tensil de la cabilla que se quiera analizar. La Tabla 7. í muestra la fuerza tensil mínima para cabilla API grados K, C y D. Para el grado K, es 85.000 Ipc, para el grado C es 90.000 Ipc, y para el grado D es 1 1 5 .000 Ipc. Para construir el diagrama de Goodman, se hace lo siguiente (en este ejemplo usaremos cabillas grado C): 1. Obtener la fuerza tensil mínima T de las cabillas. Para grados C. T . 90.000 Ipc. 2. Dibujar una eje vertical como en la figura 7.1, usando una escala de tensión de manera que el tope del eje vertical corresponda a la fuerza tensil mínima T. 3. Dibujar un cuadrado usando el valor de T como la longitud de los lados. 4. Dibujar una línea a 45° conectando la esquina inferior izquierda con la superior derecha del cuadrado como se ve en la figura 7.1. Esta línea de 45° es la línea de la tensión mínima. 5. Localizar el punto 174 en el eje vertical. Para el grado C es 90.000/4 = 22.500 Ipc. 6. Localizar el punto 171.75 en el eje vertical. Para el grado C es 90.000/1.75 = 51.429 Ipc 7. Localizar la intersección de la línea horizontal desde el punto 171.75 (ver paso 6) a la línea de 45° como muestra la figura 7.

8. Conectar el punto del paso 7 con el punto 174 en el eje vertical. Esta es la línea de la tensión máxima permisible. El área sombreada en la figura 7.1 muestra el rango de tensión permisible para las cabillas grado C en un ambiente no corrosivo.

1. 2. 3. 4.

Pasos para usar el Diagrama API Modificado de Goodman: Calcular las tensiones mínima (Smin) máxima (Smax) de la sección de cabillas que se va a analizar. Localizar el punto de tensión mínima en la línea de tensión dibujando una línea horizontal como muestra la figura 7.2. Dibujar una línea vertical desde el punto de la línea de tensión mínima hasta línea de máxima tensión permisible. Si el punto en el paso 3 queda fuera del rango de tensión permisible, las cabillas están sobrecargadas. Si está por debajo de la línea de tensión máxima permisible, entonces las cabillas están bien.

Ejemplo de Análisis de Tensión del Diagrama Modificado de Goodman

Problema: Según una carta dinagrafica, la carga pico en una sección de cabilla grado C de 1" es 26.235 lbs. y la carga mínima es 4.750 lbs. Usando el Diagrama Modificado de Goodman calcular si las cabillas están operando dentro de su rango aceptable de tensión. Solución: La tensión máxima es:

La tensión mínima es:

Al usar el Diagrama de Goodman de la figura 7.2, con una tensión mínima de 6.051 Ipc, vemos la figura 7.2 (paso 1) en el eje vertical la línea de tensión mínima. Dibujar una línea vertical como muestra el paso 2, desde la línea de tensión mínima hasta el punto de tensión máxima de 33.403 Ipc (paso 3). Ya que este punto está fuera del rango de tensión permisible (área sombreada), las cabillas están sobrecargadas Como se ve en la figura 7.2, la tensión máxima permitida es de unos 25.900 Ipc. Esto corresponde a la intersección de la línea vertical del paso 2 y la línea de la mayor tensión permisible.

Al usar cabillas de succión en ambientes corrosivos, se debe ajustar la tensión permitida para asegurar la carga apropiada y prevenir fallas prematuras. Esto se puede lograr con factores de servicio. Un factor de servicio es un número, típicamente entre 0.7 y 1.0 y multiplica la carga máxima permisible calculada por el Diagrama API de Goodman. La reducción de la tensión máxima permisible, ayuda a extender la vida útil de la sarta de cabillas. Las condiciones del pozo difieren ampliamente dependiendo del fluido producido, la presencia de sulfuro de hidrogeno (H2S), dióxido de carbono (CO2) y el programa químico inhibidor. Así, el factor de servicio debe ser ajustado según las condiciones locales del campo. Los factores de servicio de 0.7 a 0.75 se recomiendan para condiciones severas tales como presencia de grandes cantidades de H2S. Factores de

servicio de 0.8 a 0.85 se remiendan para corrosión por CO2 o pequeñas cantidades de H2S. Factores de servicio de 0.9 a 0.95 se remiendan para corrosión media como cuando se produce salmuera. También se debe ajustar el factor de servicio para cabillas usadas, pozos desviados, golpe de fluido severo y problemas similares además de corrosión. En el ejemplo anterior si el factor de servicio era de 0.8 la tensión máxima permitida sería de 20.720 Ipc (25.900x0.8). Factores de Servicio Combinados Además de la corrosión, se debe reducir la tensión máxima permisible al re-usar cabillas, cuando hay golpe de fluido, etc. Los factores de servicio se combinan multiplicándolos. Por ejemplo, para una sarta 86 grado D cuyo factor normal de servicio sería 0.9, si hay golpe de fluido 24 horas dianas, se debe recalcular la tensión máxima permisible multiplicándola por 0.9, por ende, el factor de servicio efectivo total a ser usado sería: FS = 0.9x0.9 = 0.81 7.5.3 Ecuación del Análisis de Tensión API Modificado de Goodman El análisis de tensión API modificado de Goodman también se puede aplicar por fórmula. La forma por ecuación es sencilla de usar; especialmente si se programa en un computador. También es más rápida y precisa porque se pueden calcular los números en lugar de leerlos en un gráfico. La fórmula para calcular la línea de tensión máxima permisible es:

Donde: SA = Tensión máxima permitida (Ipc) Smin=Tensiona mínima medida o calculada (lpc) SF = Factor de Servicio. El rango de tensión permisible se calcula así:

Existe un número útil que muestra cuán cargadas están las cabillas porcentualmente. el mismo se define así:

Como se ve en la ecuación 7.3, si el rango real de tensión (SMAX - SMIN) es igual al rango de tensión permisible (DSA) las cabillas están 100% cargadas. Si el rango real de tensión excede al rango de tensión permisible se debe calcular una carga de más de 100%. Esto indica que las cabillas están sobrecargadas. En el anterior análisis de tensión, la tensión máxima permisible es:

El rango de tensión permisible es: 25.904 - 6.051 = 19.853 Ipc El rango de tensión real es: 33.403 - 6051 = 27.352 Ipc.

Por lo tanto la carga porcentual en las cabillas es: Esto muestra que las cabillas están sobrecargadas. Se puede reducir la carga de las cabillas bajando la velocidad de la unidad, usando un pistón de menor diámetro o usando cabillas de mayor grado. Por ejemplo, con cabillas grado D la tensión máxima permisible sería:

Esto se traduce en un rango de tensión permisible de 26.103 y un porcentaje de carga de 104.8%. Las cabillas estarían aun sobrecargadas pero mucho menos que con las cabillas grado C. 7.5.4 Análisis de Tensión de Cabillas Electra (EL) Como se discutió antes, las cabillas EL son cabillas no API de alto esfuerzo. Debido a que son pre-comprimidas, sólo se necesita la tensión pico para determinar su carga. El Diagrama API de Goodman no se aplica a cabillas EL. A continuación el cálculo de la tensión máxima permisible en cabillas EL:

El porcentaje de carga se obtiene así:

Por ejemplo para una tensión máxima de 33.403 lpc y un factor de servicio de 0.9 se puede calcular el porcentaje de carga en las cabillas así:

7.5.5 Análisis de Tensión de Cabillas Norris 97, LTV HS y UPCO 50K Se puede calcular el porcentaje de carga de tensión para estas cabillas usando el diagrama de rangos de tensión de la figura 7.3, como muestra esta figura, estas cabillas son afectadas por tensiones fluctuantes. Sin embargo, pueden manejar cargas muy altas en comparación con las cabillas API. Se puede usar el diagrama de tensión en la figura 7.3 de la misma forma que el Diagrama Modificado de Goodman como lo sugieren las instrucciones en dicha figura. Luego de hallar en este diagrama la tensión máxima permisible, se multiplica por el factor de servicio y se realiza el cálculo de porcentaje de carga en la misma forma que para las cabillas API con las ecuaciones 7.2 y 7.3.

7.5.6

Análisis de Tensión de Cabillas de Fibra de Vidrio. Las cabillas de fibra de vidrio son más sensibles que las cabillas de acero a la reversión de tensión y temperatura. En consecuencia, su carga de tensión es más difícil de calcular. API ha publicado una especificación para las cabillas plásticas reforzadas de succión llamada API spec. 11C. Esta publicación especifica que el fabricante de cabillas de fibra de vidrio entregue un diagrama de rango de tensión que permita al usuario calcular el rango de tensión permisible a 160° F como temperatura operativa y una vida de 7.5 millones de ciclos. Además especifica que el fabricante debe dar modificadores del rango de tensión para diferentes ciclos de falla y rangos de temperatura. Este diagrama se usa de la misma forma que el Diagrama API Modificado de Goodman. Usando la tensión mínima, la tensión máxima permisible se puede determinar por el diagrama, el rango de tensión puede ser luego modificado con el modificador de rangos apropiado y el porcentaje de carga se puede calcular usando la ecuación 7.3.

7.5.7 Análisis de Tensión con el Método MGS La implementación del diagrama API modificado de Goodman arriba discutido es el método más utilizado para calcular el porcentaje de carga en las cabillas. Sin embargo, este método no es universalmente usado. Otra forma de calcular el porcentaje de carga en las cabillas es método Modificado de Cargas de Goodman (MGS). De acuerdo con el método MGS, el porcentaje de carga en las cabillas está dado por:

Los términos en la ecuación de arriba son los mismos que en la ecuación 7.1, el término T es la fuerza tensil mínima de la cabilla. La ecuación 7.6 aplica sólo a cabillas API (C, K y D). Para el anterior ejemplo con una tensión mínima de 6.051 Ipc, una tensión máxima de 33.403 Ipc, y un factor de servicio de 1.0, la carga para cabillas grado C sería:

7.6 BARRAS DE PESO Las barras de peso son cabillas de gran diámetro diseñadas para añadir peso al final del tren de cabillas. Lo que diferencia a las barras de peso de las cabillas regulares de succión es que están diseñadas para usarlas al fondo de la sarta de cabillas. Los pines son más pequeños que el diámetro de su cuerpo para permitirles entrar en la tubería. El tamaño del pin no suele ser un problema ya que las cargas en las cabillas al fondo de la sarta son pequeñas comparadas con las cargas cerca de la superficie. Esto se debe a que las cabillas cercanas a la superficie tienen que soportar su propio peso, el peso de las cabillas debajo de ellas y la carga del fluido. Sin embrago, las barras de peso, al estar al fondo de la sarta sólo soportan su propio peso y la carga del fluido. Los diámetros de las barras de peso van desde 1-1/4" a 2". El tamaño de la tubería limita el diámetro máximo de barra de peso que se pueda usar. La tabla 7.3 muestra los diámetros estándar de barras de peso disponibles, su peso y el tamaño de tubería mínimo requerido para cada uno.

Algunos operadores usan cabillas regulares en lugar de barras de peso para el mismo propósito. El resto de la discusión sobre las barras de peso también se aplica cuando se utilizan cabillas regulares.

7.6.1 ¿Por qué Usar Barras de Peso? Las barras de peso se utilizan por las tres siguientes razones:  Para ayudar a bajar las cabillas durante la carrera descendente.  Para evitar problemas de pandeo de cabillas al final de la sarta.  Para mantener tensionadas las cabillas de fibra de vidrio. Otra razón para usar barras de peso es para ayudar a balancear la unidad de bombeo. En algunos pozos la unidad puede ser demasiado grande para la aplicación y puede tener mucho contrabalanceo (peso pesado) aun sin contrapesas en las manivelas. Al añadir barras de peso se obtiene mayor carga en la barra pulida y así poder balancear la unidad. Sin embargo, esta aplicación para las barras de peso sólo se recomienda si es la única forma de reducir el torque en la caja de engranaje. Este problema se puede prevenir seleccionando el tamaño correcto de unidad para el pozo. Hay poca información publicada sobre el uso de barras de peso. Los lineamientos existentes se basan en la experiencia. Para trenes de cabillas de acero, Norris recomienda usar barras de peso si la carga en el tope de la sección inferior de cabillas es menor de 2000 Ibs. Esta reala se desarrolló basándose en inspecciones a fallas de cabillas relacionadas con pandeo. La tabla 7.4 muestra la tensión mínima permisible en el

tope de la mencionada sección. Estas tensiones corresponden a esta carga de 2000 libras. Para usar éste método, se debe revisar la tensión en el tope de la sección de cabillas de menor diámetro. Si la tensión es menor que la tensión en la tabla se deben añadir barras de peso. Por ejemplo, si la tensión mínima en el tope de la sección de UT en una sarta ahusada de tres secciones es menor de 4.527 Ipc, teniendo esta sarta una sección 1" encima y una sección central de 7/8" con las cabillas de W abajo, una forma de resolver este posible problema de pandeo será usar una sarta de dos secciones con 1" y 7/8".

Para usar este método se necesita un programa predictivo de ecuación de onda como RODSTAR El programa predice las tensiones en el tope de cada sección de cabillas en la sarta Si la tensión en el tope de la sección de menor diámetro es menor que el valor en la labia 7.4, es necesario cambiar el diseño hasta que la tensión sea igual o supere a los valores de la labia 7.4, se pueden añadir barras de peso, bajar la velocidad de bombeo, usar un tamaño diferente de pistón, etc. Para cabillas de fibra de vidrio, se necesitan suficientes barras de peso o cabillas regulares en el fondo para asegurar que las cabillas de fibra de vidrio no están comprimidas. RODSTAR calcula la tensión mínima de fondo para cada sección de cabillas en la sarta. Esto facilita verificar si se necesitan más barras de peso. Otra función de las barras de peso en sartas de fibra de vidrio es maximizar el exceso de viaje del pistón. Se deben añadir suficientes barras de peso para obtener el recorrido necesario en la bomba sin sobrecargar las cabillas de fibra de vidrio y sin permitir que entren en compresión. 7.7 FALLAS EN LAS CABILLAS La mayoría de las fallas de las cabillas suceden en la caja o en el pin del conector debido a un armado incorrecto. Este problema puede ser reducido si se tiene cuidado en armar apropiadamente la rosca usando método de desplazamiento circunferencial descrito en API 11BR y Spec 11C. Estas publicaciones recomiendan que las llaves de apriete sean debidamente calibradas para producir el desplazamiento circunferencial recomendado. También recomienda que la calibración sea revisada cada 1000 pies de cabilla. Muchas rupturas de cabillas son causadas por manipulación tosca que resulta en daños a la superficie de las cabillas. Los golpes y raspaduras superficiales actúan como elevadores de tensión o puntos de ataque corrosivos si la capa protectora exterior de la

cabilla resulta dañada La figura 7.4 muestra el efecto del ataque de la corrosión en un golpe o raspadura. Como muestra esta figura, los fluidos corrosivos carcomen el metal. Esto reduce el área de sección transversal de la cabilla y traduce en mayor tensión. En realidad, la tensión local alrededor del hoyo es mucho mayor que la tensión promedio mostrada en la figura 7.4. Mayor tensión abre la grieta aun más, exponiendo más metal al ambiente corrosivo. Esto acelera la corrosión que pronto llevará a una falla en la cabilla. Para minimizar este problema, se recomienda la inspección de las cabillas en sitio para evitar el uso de cabillas dañadas Además, las cabillas pueden fallar debido a la excesiva fricción con la tubería en pozos desviados con "pata de perro" El pandeo de cabillas también causa este problema. Las guías de cabillas pueden reducir este problema. También pueden usarse barras de peso para mantener derechas las cabillas y evitar la compresión que hace pandear las cabillas. Un diseño incorrecto de sarta también puede hacer tallar las cabillas. Especialmente en sartas ahusadas, los errores de diseño pueden resultar en distribución no uniforme de la tensión, como resultado, una sección puede estar severamente sobrecargada mientras las demás están sobredimensionadas, para asegurar que las cabillas están cargadas apropiadamente, se puede usar un moderno programa de diseño como el RODSTAR para diseñar las cabillas con iguales cargas de tensión. El RODSTAR también se puede usar para evitar la compresión de fondo en cabillas de fibra de vidrio. Rupturas frecuentes en la misma sección de una sarta son un fuerte indicio de la necesidad de rediseñar. Otras causas de fallas en las cabillas incluyen golpes de fluido, pandeo de tubería cuando la tubería no está anclada o un programa ineficaz de corrosión.

CAPITULO 8 DISEÑO DEL SISTEMA Cuando se diseña un sistema de bombeo mecánico se intenta especificar el equipo, emboladas por minuto y longitud de la carrera requerida para obtener la producción deseada al más bajo costo posible. Hasta los años 50 los métodos de diseño de bombeo mecánico fueron principalmente empíricos o se desarrollaron bajo sobre simplificaciones de la realidad. El sobreviviente mas conocido de todas estas viejas técnicas es el Método de Milis que es todavía utilizado por algunas personas, usualmente en su forma modificada. Sin bien estos métodos pioneros son simples y fáciles de usar, su precisión y consistencia son pobres. 8.1 DESARROLLO DEL MÉTODO API RP11L En 1954, en un intento por desarrollar un método más preciso, un grupo de productores y Fabricantes comisionaron un estudio al Instituto de Investigaciones de Midwest para aprender más acerca del complejo comportamiento del sistema de bombeo por cabillas. La API publico los resultados de este estudio en 1967 como la practica recomendad 11L. Desde su liberación, el API RP11L se ha convertido en un método popular de diseño

debido a su sencillez. Sin embargo, este método tiene muchas limitaciones debido a las asunciones hechas cuando fue desarrollado. Cuando se utilice este método, mantenga en mente que fue desarrollado para: 1. Bomba llena con 100% de líquido. 2. Cabillas de acero únicamente 3. Geometría promedio de Unidades Convencionales. 4. Motores con bajo deslizamiento. 5. Unidad en perfecto balance. 6. Fricciones de fondo normales. 7. Sin efectos por aceleración de Huidos. 8. Tubería anclada. Adicionalmente, el API RP11L fue desarrollado para pozos con profundidades mayores a los 2000 pies. Si se utiliza este método para pozos someros se obtendrán resultados que son excesivamente imprecisos. Por ejemplo, el torque en la caja de engranaje puede estar errado tanto como un 200%.

Los fabricantes de las unidades de bombeo han modificado el API RP11L para permitir diseños con unidades Mark II, Balanceadas por aire, geometrías mejoradas, y otras unidades de bombeo hasta extender su rango a pozos someros. Todas estas modificaciones usan constantes empíricas para modificar la ecuación original. Use este método modificado con precaución y solo si no tiene acceso a un programa con la ecuación de onda debido a que su precisión es incuestionable. 8.2 DESARROLLO DEL MÉTODO DE LA ECUACIÓN DE ONDA. Cerca del mismo periodo en que el API RP11L estuvo siendo desarrollado, el Dr. Sam Gibs (Luego con la compañía Shell) desarrollo un método de diseño más sofisticado usando un modelo matemático basado en la ecuación de onda. Este método requería el

uso de computadoras para resolver el modelo de la ecuación de onda para la sarta de cabillas. El método de la ecuación de onda no tiene ninguna de las limitaciones del API RP11L. Sin embargo, debido a que era marca registrada y a su complejidad, se limito su disponibilidad y no obtuvo la misma popularidad como el método API. Hoy día el uso de computadoras ha aumentado y varias compañías petroleras, de servicios, y Universidades han desarrollado su propio método de solución de la ecuación de onda. Por lo tanto, esta técnica más precisa es ahora muy popular. Los esfuerzos para reducir costos de operación requieren un método de diseño de bombeo mecánico más flexible y preciso. El método API RP11L no puede usarse para cabillas de fibra de vidrio, unidades de bombeo con geometrías especiales, y con motores con alto deslizamiento. Por lo tanto, el uso de programas de computadora tal como el RODSTAR que utiliza la ecuación de onda y también modela con mucha precisión la unidad de bombeo se ha convertido en mas que un lujo, una necesidad. 8.3 CONSIDERACIONES DE DISEÑO DEL SISTEMA DE BOMBEO MECÁNICO Cuando se diseña un sistema de bombeo mecánico, se debe estar preocupado principalmente con los siguientes parámetros:  Tasa de Producción  Costos de capital  Cargas de la cabillas  Cargas en la caja de engranaje  Eficiencia del sistema y costos de energía. Idealmente se quiere que un sistema genere la mayor rentabilidad en valor presente después de impuestos, considerando los costos de capital y operación. En la realidad, diseñar sistemas de bombeo mecánico es un proceso de ensayo y error que usualmente resulta en un sistema que podría estar muy distante del ideal. Debido a que obtener un diseño ideal requiere de equipos y datos que bien podrían no estar disponibles, solo los parámetros de sistema más obvios son usualmente considerados. La tasa de producción es usualmente la más alta prioridad, seguido de las cargas en las cabillas, cargas en la caja, y costos de energía. Si el costo de la electricidad es alto, este puede bajarse usando una bomba más grande y una velocidad de bombeo más baja. Pero, una bomba de mayor diámetro incrementara las cargas sobre las cabillas y el torque en la caja. También, se necesitara una unidad más grande. Esto incrementaría el costo de capital. Por otro lado, una bomba pequeña demanda velocidades de bombeo mayores y emboladas más largas para mantener la producción. Esto incrementara el consumo de energía pero reduce el tamaño requerido para la unidad de bombeo. Usualmente, debe existir un compromiso entre la eficiencia, cargas en las cabillas y tamaño de la unidad de bombeo. Un aspecto muy importante del diseño en el sistema es la lasa. Si la máxima producción disponible por el pozo es conocida, entonces se diseñara para una tasa de producción un poco mayor que esta. Esto asegura suficiente capacidad en la bomba tomando en cuenta su desgaste normal e imprecisión en los datos. Pero, si la tasa de bombeo es más alta que la capacidad de aporte del pozo, entonces el pozo podría achicarse. El golpe de fluido es un problema que resulta a partir de la práctica común de sobre diseñar la capacidad de bombeo. El golpe de fluido deteriora la bomba, cabillas y

unidad de bombeo. Si no se toman los pasos correctivos para minimizar este fenómeno, la eficiencia del sistema se reduciría junto con la vida útil del equipo. El golpe de fluido puede reducirse desacelerando la unidad, acortando la longitud de la carrera, usando una bomba más pequeña o instalando un temporizador o un controlador de bombeo. 8.3.1 Pauta para diseñar un sistema de bombeo. Para prevenir sobre diseñar severamente la capacidad de desplazamiento del sistema de bombeo, se recomienda diseñar para una eficiencia de la bomba de entre 75% hasta 85 %. Por ejemplo una bomba con una eficiencia del 80%, tiene una producción objetivo de 400 bls/día, entonces debe diseñarse el sistema para que sea capaz de producir 500 bls'día (400/0.8). Es conveniente tener un programa de computadora predictivo tal como el RODSTAR que permite introducir un objetivo de producción y una eficiencia del sistema y luego calcular las emboladas por minuto. Para minimizar el consumo de energía y las fatigas por tensión, use una combinación del mayor diámetro de pistón y menor velocidad posible. Si debe escogerse entre cargas por tensión y consumo de energía se debe optar por bajar las cargas por tensión. Esto se debe a que las roturas de las cabillas son más costosas que una eficiencia de sistema ligeramente baja. Las pautas anteriores deben combinarse con condiciones locales económicas y de campo. Algunas veces situaciones especiales podrían requerir una filosofía de diseño diferente. A continuación algunos tips que puede ayudar mientras se diseña un sistema de bombeo mecánico. Para reducir las cargas en la caja:  Reduzca la longitud de la embolada  Reduzca el diámetro de pistón  Reduzca el peso de la sarta de cabillas  Reduzca la velocidad de la unidad de bombeo  Utilice un motor de alto deslizamiento Para reducir las cargas sobre las cabillas:  Use un diseño de sarta de cabillas balanceado  Use cabillas más resistentes  Reduzca el diámetro del pistón  Reduzca la velocidad de bombeo. Para reducir el consumo de energía:  Use cabillas de fibra de vidrio  Incremente el diámetro del pistón  Use una embolada larga y lenta  Use el mejor tipo de unidad de bombeo  Use el tamaño de motor correcto. Para maximizar la Producción:  Incremento el diámetro del pistón  Incremente la velocidad de bombeo  Incremente la longitud de la embolada

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Use tuberías de producción de mayor diámetro Utilice cabillas más resistentes y ligeras. Utilice el tipo de unidad correcto para evitar problemas de flotación de cabillas. Utilice ancla de gas si la interferencia por gas es un problema.

8.4 CALCULO DE LA TASA DE PRODUCCIÓN OBJETIVO Antes de intentar seleccionar el equipo de superficie y de fondo, se debe determinar la capacidad de desplazamiento que el sistema de bombeo deberá tener. Esto puede hacerse usando o bien el método del índice de productividad, o el método de Vogel's. Estos son los dos métodos más comúnmente usados para modelar la curva de comportamiento de afluencia (IPR) de un pozo. La IPR es un gráfico de tasa de fluidos de producción vs presión de la formación. El método de índice constante de productividad (IP) es recomendado para pozos con altos cortes de agua (80% o más). El método de Vogel's es recomendado para pozos con mezclas gas-fluido que están produciendo por debajo del punto de burbuja. 8.4.1 Método Constante IP. El índice de productividad (IP) no es más que los cambios en la tasa de producción por caída de presión. Son unidades son (