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APARATO INDIVIDUAL DE BOMBEO MECANICO EVOLUCION DEL SISTEMA El origen de elevar un líquido de un pozo por medio de una bomba submarina accionada desde la superficie por una sarta de barras y un balancín, ha sido conocido y usado desde hace 2000 años. Este sistema se utiliza para la elevación artificial de petróleo desde los comienzos de la industria petrolera. Durante los últimos 40 años el progreso en el diseño de instalaciones de bombeo cotejó el progreso en el desarrollo de herramientas, equipos y maquinarias para otras industrias; el resultado es la instalación de bombeo relativamente eficiente de hoy día. El sistema de extracción a barras mantiene una posición predominante de un 80% de los yacimientos de elevación artificial de hoy día. El progreso en el método de bombeo durante este periodo de 40 años mostró 3 líneas generales de evolución : 1. Esfuerzo para mejorar el rendimiento mecánico de las partes submarinas y de superficie del mecanismo de bombeo, perfeccionando el diseño del equipo y el material usado. 2. Estudio de los principios básicos fundamentales y guiar el diseño del sistema bombeo. 3. Aplicación de conocimiento del comportamiento y rendimiento de los reservorios de petróleo en el proyecto y análisis de los sistemas de bombeo. ESTUDIOS TEORICOS Una instalación de bombeo aparece como un sistema simple y así considerado por muchos. Actualmente su rendimiento es complejo y el análisis de su rendimiento es difícil. Esto es ocasionado por un número importante de factores. Existe allí una interdependencia estricta de acción entre los diferentes componentes de una instalación. Esto oscurece y dificulta diagnosticar la acción de cualquier componente dado. Algunos factores que afectan el rendimiento del sistema no pueden ser estimados rígidamente y el papel que ellos están desempeñando no pueden ser definidos con precisión. COMPONENTES DE UNA INSTALACIÓN DE BOMBEO MECANICO Una instalación de bombeo consta esencialmente de siete componentes :  El motor  La unidad transmisora de fuerza  La unidad de bombeo  Las barras  El tubing  La columna de fluido  La bomba

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A causa de la mencionada interdependencia de acción de estos componentes, es evidente que el diseño de la instalación debe considerar el sistema entero como una unidad. Antes de comenzar a hablar sobre cada uno de estos componentes se explicará el movimiento de bombeo. EL MOVIMIENTO DE BOMBEO Analizando un sistema de bombeo, generalmente son hechas ciertas suposiciones para simplificar las consideraciones involucradas. Una de ellas es que el movimiento es armónico simple, cuando en realidad es solo aproximadamente armónico simple.

A

M’

M

B Fig. 1 : Desplazamiento de M’ debido a movimiento armónico simple. M está rotando con velocidad angular constante.

La Fig. 1 muestra un movimiento armónico simple verdadero. Si un punto “M” ºestá rotando con una velocidad angular constante a lo largo de una circunferencia de  A-B, el movimiento de la proyección M’ del punto M sobre A-B describe un movimiento armónico simple. Este es un movimiento oscilatorio rectilíneo con aceleración proporcional al desplazamiento. En un conjunto de unidad convencional, el movimiento de rotación del cigüeñal imparte al vástago un movimiento vibratorio, el cual no es en realidad un movimiento armónico simple, por un a serie de razones: 1. La velocidad angular es raramente o bien nunca constante. 2. La angularidad de la biela afecta el carácter del movimiento. 3. La geometría de la unidad tiene algún efecto en la velocidad involucrada.

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TERMINOLOGÍA DE LA UNIDAD DE BOMBEO

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INTRODUCCION La Unidad de Bombeo es un mecanismo desarrollado para trasmitir un movimiento alternativo a la bomba, y para ello convierte el movimiento continuo circular de un motor impulsor en un movimiento oscilante alternativo aplicado al vástago de bombeo, mediante un sistema de bielas y balancín. La designación sugerida por API se ve en el siguiente ejemplo:

C - 228 D-173 - 74 Donde:

C 228 D 173 74

Tipo de AIB (C. convencional) Torque máx. de la caja reductora en miles de libras x pulgada . Indica el tipo de reducción de la caja (simple, doble o triple) Carga máx. de la estructura en cientos de libras Valor máximo de la carrera en pulgadas

CARGA Y TORQUE Los dos parámetros más importantes de medición son el Torque Máximo y la Carga Máxima, estando el torque directamente relacionado con la caja reductora y la carga con la estructura. Si bien ambos valores tienen relación física, es necesario tener bien claro que el exceso de torque daña la caja reductora y no necesariamente a la estructura, y el exceso de carga lo hace exclusivamente con la estructura. Las cargas más importantes que actúan sobre la estructura de un equipo son las ocasionadas por la masa de las varillas, la masa de los fluidos y las aceleraciones a que están sometidas. Las estructuras de los aparatos de bombeo soportan la carga necesaria para elevar a determinada velocidad las barras de bombeo y el fluido producido. El conjunto mecánico está equipado con un juego de palancas y movimientos montados sobre cojinetes que requieren un programa de lubricación periódico y preventivo con la frecuencia que se debe determinar en función de las condiciones de exigencia y el clima donde trabajan. Una de las condiciones para el buen funcionamiento es el ajuste del chasis a la base de tal manera que se asiente en toda su superficie y quede perfectamente sin ningún tipo de movimiento o vibración. Manteniendo la locación del pozo perfectamente limpia sin objetos extraños, se detecta en forma inmediata si hubiese algún bulón cortado u otro elemento que pueda pertenecer al equipo.

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Respecto a la caja reductora, su función será convertir un movimiento de muchas revoluciones y bajo torque en otro de bajas revoluciones y alto torque. Por lo general la relación que usan las cajas es de 30 a 1, por eso las poleas están preparadas para girar con 300 RPM y el eje de las manivelas entre 10 y 20 vueltas por minuto. El torque resultante que tiene que soportar el reductor e impulsar el motor es la diferencia entre el torque producido por la carga y el producido por los contrapesos, este último destinado a equilibrar al generado por las cargas aplicadas en el vástago. Justamente los AIB se balancean para disminuir los picos de torque y las demandas de potencia, de manera de minimizar el efecto de la amplia variación de cargas sobre el vástago y que el resultado sea una carga torsional lo más uniforme posible. Si se considera al Aparato de Bombeo como una “balanza” se podrá apreciar:

Carga Aplicada A

=

B Contrapeso correcto

La carga aplicada en situación estática tendrá un valor que de ninguna manera será el que se obtenga en movimiento donde se suman los efectos dinámicos y centrífugos. El rozamiento, el peso alternativo de la columna de fluido y la aceleración, serán variables a considerar y que conformarán el Rango de Cargas. En situación estática, la carga aplicada determinaría el contrapesado correcto, pero en situación dinámica, el rango de cargas es quien lo determina. Como el torque en la caja reductora está dado por el valor de las cargas y la relación entre ellas (carga/brazo de palanca / seno del ángulo), el exceso del mismo se transforma en un elemento sumamente dañino para su vida útil y se debe controlar y adecuar. Un correcto contrapesado debería otorgar el valor mínimo de torque posible para las cargas aplicadas al equipo y un uniforme trabajo de motor.CONTRAPESADO Si el equipo no tuviera contrapesos, en la carrera ascendente el motor tendría que levantar sin ayuda el peso de varillas más el fluido y en la carrera descendente el peso de las varillas arrastraría al motor. El objeto de los contrapesos es lograr que el motor realice el mismo esfuerzo tanto en la carrera ascendente como en la descendente, y tender a uniformar los esfuerzos en todo el sistema. Si fuese necesario solamente levantar una carga de 10 toneladas, podría hacerse sin problemas utilizando una grúa y no

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se necesitaría contrapeso alguno. Sin embargo, en los equipos de bombeo hacen falta para equilibrar las cargas en movimiento y reducir la necesidad de potencia, ya que el motor se usará para mover un sistema mecánico balanceado. De aquí la importancia de mantener los aparatos perfectamente bien contrapesados. Los sistemas de contrapesos usuales son: con peso regulable ubicado en la viga del equipo; con peso regulable pero ubicado sobre la manivela y el de contrapesos neumáticos con cilindro con aire comprimido. Para el caso de los contrapesos instalados en la viga se regulan aumentando su acción a medida que se alejan del punto de apoyo central. En el caso de las manivelas planas, el efecto será mayor en la medida que se alejen del eje. Para el caso de soportes circulares el aumento se dará en la medida que los contrapesos se alejen del soporte hacia el lado opuesto del eje. En los de contrapeso por aire, el incremento de presión es lo que aumentará el efecto. Todo esto es perfectamente calculable en función del tipo de equipo y el peso de los segmentos que contrapesan.

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GEOMETRÍA DE LOS APARATOS INDIVIDUALES DE BOMBEO Clase I : Geometría palanca de primer genero Tipo Convencional © (Push-down)

F

P

(Ctpso)

(Carga)

Clase III : Geometría palanca de tercer género. Tipo A: Balanceado a Aire Manivela de AIB Mark-II

Clase III: Geometría palanca de tercer género. Tipo Mark II (M)

F

P

(Ctpso) (Carga) Empuje Ascendente (Push-Up)

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TIPO B Contrapeso Mecánico Oscilante en Balancín (B de Beam)

TIPO C Contrapeso Mecánico Rotativo en manivela (C de Crank)

TIPO C UT Contrapeso Mecánico Rotativo en manivela (UT = Unitorque)

TIPO M-I Contrapeso Mecánico Rotativo en manivela (M-I = MARK I)

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EQUIPOS DE BOMBEO DE GEOMETRÍA CONVENCIONAL Y ANGULO DE DESVIACIÓN EN LA MANIVEL La geometría convencional utilizada en la mayoría de las otras unidades está restringida a dividir igualmente la rotación de la manivela en 180° en la carrera ascendente y 180 ° en la carrera . Hay equipos como el MAXIMIZER de American que debido a un angulo de desviación en la manivela, realizan un ciclo en 186° de su rotación de la manivela en la carrera ascendente donde se hace el trabajo mayor. La unidad puede ser operada en cualquier dirección. El diseño exclusivo de la rotación de la manivela permite más rotación en la carrera ascendente.

Esto, combinado con el más efectivo contrapeso faseado, crea un par torsor neto más bajo que cualquier otra unidad de bombeo bajo la mayoría de las condiciones del pozo. La geometría da más levantamiento con menos potencia. EQUIPOS DE BOMBEO DE CARRERA LARGA. EQUIPOS MARCA ROTAFLEX    

Unidad vertical Carrera de hasta 25 pies Capacidad de carga de hasta 50000 lbrs. Caja reductora de hasta 320000 lbrs. Pulg.

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Mecanismo de Reverso  Diseño completamente mecánico  Cadena movida por cajas reductoras convencionales API

Caja de Contrapeso  Directamente conectada a la carga requerida por el pozo  De fácil y precisa operación de balanceo Correa de Carga  De alta resistencia con capacidad hasta de 50.000 lbs  Absorbe los esfuerzos de tensión y compresión

Un eje de rotación en la base permite doblarlo para ser enviado sin desarmar

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DIFERENCIA ENTRE UN AIB DE GEOMETRÍA CONVENCIONAL VS. MARK II

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EL MOVIMIENTO DEL VÁSTAGO El efecto de la angularidad de la biela ha sido ilustrado comparando el movimiento de la biela y del conjunto de cojinete de biela al de la barra de conexión y la cruceta de una máquina de movimiento alternativo:

b a

Cdo. el cigüeñal describe el arco ABC la cruceta se mueve sobre la distancia desde a a b y vuelve a a

c

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El recorrido de la cruceta correspondiente al arco CDA (a-c-a) es menor. La razón es que, en cto. al recorrido de la cruceta, las componentes hor. y vert. del recorrido del cigueñal están agrupadas en la parte superior del recorrido y sustraídas en la parte inferior. Puesto que la velocidad angular se supone constante y la distancia recorrida por la cruceta desde a-b-a es más larga que a-c-a; la velocidad y “la aceleración de la cruceta son mayores en la parte superior que en la inferior del recorrido

B A

• Para aplicar estas consideraciones al movimiento de bombeo, puesto que el cojinete de biela trabaja en la dirección opuesta al vástago, “la veloc. y aceleración de este son mayores desde la mitad de la carrera hasta abajo y vuelta, que desde la mitad de la carrera hacia arriba y vuelta” Estas diferencias de velocidad y aceleración decrecen con el aumento de la longitud de la biela a la longitud del cigüeñal.

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C

D

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El hecho de que el vástago trabaja más rápido durante la parte inferior que en la parte superior de la carrera es real en el caso de las unidades convencionales en las cuales el cigüeñal y la biela están en el lado del soporte de balancín opuesto al lado del pozo. “En los AIB’s Conv. Las bielas al girar con veloc. ang. cte. producen la inversión de la carrera del vástago en el PMI con aceleración relativamente alta y la inversión En el caso de las unidades equilibradas en elneumáticamente PMS, con aceleración relativamente baja”. o de unidades equilibradas con contrapeso con disposición geométrica similar (Mark II), el cigüeñal y la biela están en el lado del pozo del soporte de balancín, por lo tanto: “la veloc. y acelerac.son más altas en la parte superior que en la parte inferior del recorrido del vástago” La velocidad y aceleración del vástago están afectadas por la posición relativa de: –El asiento y cojinete de biela –El centro de rotación del cigüeñal y el cojinete de biela con el trazo horizontal –Las longitudes relativas de componentes diferentes de la unidad

Carga en Las Estructuras y en las Varillas Las cargas más importantes a considerar son: • La masa de las varillas • La masa del fluido • Las aceleraciones máximas a que están sometidos La carga s/Vástago (o fuerza) = MASA*ACELERACIÓN El pico de carga en el vástago ocurre cuando la masa máxima (de varillas y de fluido) es elevada con máxima aceleración CARACTERÍSTICAS AIB 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7.

Clase : I o III (Geometría del equipo) Tipo : B , C , M o A (Tipo de Contrapesado) Torque : Libras –pulgada (Mto torsor máximo del reductor Capacidad: Libras (capacidad de la carga en el balancín). Carrera: Pulgadas (Carrera Máxima del Equipo). Rango Carrera: Variación de la Carrera (N° y longitud) Caja Reductora: Tipo (Doble reducción, relación de transmisión, etc.)

El equipo de bombeo clase III con manivelas desfasadas, logra con su geometría adelantar el efecto de contrapeso frente al requerimiento del pozo y obtiene así un

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torque más uniforme en su caja reductora. Por otra parte, esta geometría hace que la carrera ascendente ocupe alrededor de 195° de giro de manivelas. Como consecuencia esta carrera es más lenta que la descendente. Las unidades de carrera larga y lenta bombean con un factor de torque prácticamente constante y bajo, lo que reduce el torque y por lo tanto, el consumo de energía. Los aparatos hidroneumáticos trabajan sobre el centro de la boca de pozo, no tienen torque y su limitación es solamente la carga en el vástago pulido. A continuación se describen las curvas de velocidades de un equipo convencional 640305-168 a 10 g.p.m., representado con color rojo y trazo continuo y la de un equipo clase III equivalente y a la misma velocidad, representada con color azul y trazo punteado:

Velocidad de los Equipos de Bombeo

Velocidad [Pulg/min]

30.00 15.00 0.00

-15.00 1

10

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-30.00 Desplazamiento [°/10] Torque Máximo: Es el torque con que se puede hacer trabajar el reductor sin peligro de rotura del mismo. Para equipos Clase I el API contempla de 40.000 a 912.000 lbs.-pulg. Y para Clase III de 114.000 a 912.000 Lbs. –pulg, pudiendo algunos fabricantes superar estos valores. Capacidad en el balancín: Es la carga máxima que se puede colgar de la cabeza de mula, pudiendo soportarla normalmente toda la estructura del equipo, como así también cojinetes y accesorios. Carrera máxima, es la máxima carrera a obtener en el vástago pulido, luego se puede colocar las carreras menores que le siguen en cada AIB. Las combinaciones posibles que existen con las gamas indicadas, están clasificadas en tres (3) series: A –B – C

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La serie A responde a la relación : Capacidad balancín = 8 * Torque Máximo / Carrera Máxima Las series B y C utilizan los mismos reductores que la serie A, pero incrementando las carreras máximas.

Las condiciones de carga en un pozo son:

Carga Max = (Pbb + Pf ) * (1 + a)

Carga Mín = (Pbbs) * (1 - a)

Rango de Carga: RC = Cmax.- Cmín. Torque Teórico = RC. * S / 4 Torque Real = (C. Máx. – CB ) * S / 2 Torque Real = (CB – C. Mín.) * S / 2

ó

Pbb = Peso de la sarta de varillas en el aire (Kgrs. ó Libras) Pf = Peso de fluido a elevar entre tubing y sarta de varillas (Kgrs. ó Libras) a = Factor de aceleración a = f (Carrera, S, GPM al cuadrado) AIB -

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CB = Efecto de contrapesado o Contrabalanceo (Kgrs. ó Libras) % Uso = T máx Real/ T. Max. Fabricante ó % Uso = C. Max. Real / Capacidad Fabrican.

MOMENTO TORSOR (TORQUE ) EN LOS AIB’s

Fp

D = C * sen b

b

C

A

P Wb W a

R 

Wn

R * sen a

A = Dist. cab. mula - coj. ctro. C = Dist. coj. ctro. – coj. cola b = Angulo entre C y P

R = Radio manivela

A = Dist. cab. mula - coj. ctro. C = Dist. coj. ctro. – coj. cola

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Wc

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 = Angulo rotación ( = cero p/ 12 hs.) W = Carga en vástago Wn = Carga neta TF = Factor de torsión Trn = Momento Rotación Neto Fto = FT p/  dado Twn = Momento de Fp P = Longitud biela

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b = Angulo entre C y P a = Angulo entre P y R D = Dist. Entre P y coj. ctro. Wb = Contrapeso en balancín Wbe = Efecto del CP Wb Wc = Contrapeso en Manivela M = Momento máx. de Wc. B = Desequilibrio Estructural

DETERMINACIÓN DEL TORQUE INSTANTANEO El método emplea los Factores de Torque para una posición de la manivela que, multiplicado por la carga neta en el vástago para esa posición de la manivela, se obtiene el Torque Instantáneo.

Carga Neta en Vástago (Wn) = existe Wb Trn = FT * W – B – Wbe

W – B – Wbe

:

Wbe

es cero, si no

= FT * Wn

La fuerza Fp para equilibrar la fuerza neta en Vástago, se determina aplicando momentos en el punto de apoyo (Coj. Ctro. ) :

Wn.* A = Fp * D pero D =C *sen b luego: Fp = Wn * A D = Wn* A/C* sen b Fp = Wn * A / D = Wn * A / C * sen b El momento de Fp en el reductor es : Wn = Fp * R * sen a reemplazando Fp se tiene:

Twn = Wn * R sen a * A / C * sen b Por lo tanto: TF = R * Sen a * A / C * sen b = [ A * R / C ] = [ A * R / C] * ( sen a / sen b)

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Esto significa: El factor de torque depende de [sen a/sen b] ya que A,R y C son constantes. Para determinar a y b para cada 15° de  , se hace un esquema de la unidad. Otro factor que se necesita, es la posición del vástago cada 15° del ang.  , es decir el Factor de Carrera (FS) para determinar correctamente la carga W. El FS se determina por diseño y medida, se expresa como una fracción de la carrera total, tomando como punto de partida, la posición más baja. El momento debido a los contrapesos rotativos, es M * sen  , en el cual M es el momento máximo de la manivela y los CP con relación al eje de rotación . El momento de rotación neto en el reductor será:

Trn = FT [ W – B – Wbe]

p/ Tipo “B”

Trn = FT [ W – B ] – M * sen 

p/ Tipos C y M-I

En la carrera descendente, FT es (-) y el sen  (-), por lo tanto Trn es (+). Para determinar los Momentos de Rotación (Curvas de Torque) a partir del Dinamómetro, los fabricantes deben proveer los FT y los FS para cada 15° del Angulo. En las unidades Mark II y C UT , en donde existe un ángulo “i “ de desfasaje entre CP y perno de manivela, el Trn vale:

Trn = FT [ W _ B ] – M * sen (  + i )

para Tipos CUT y MII

Las curvas de torque se construyen, partiendo de una carta dinamométrica :

Tn = FT ( W – B ) – M sen ( + i )

calculo de W p/ cada 15° del Registro Dinamométrico

75°

15°

150°

315°

260°

1,0 0

Linea Cero 0,75 0,40 0

0,25

195°

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Kgm.

DIAGRAMA DE TORQUE PARA A.I.B. CONVENCIONAL Límite del Reductor

Torque de l Pozo Torque del Contrapeso Torque Neto Torqque Optimo

0

90

180

270

Límite del Reductor

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360

AIB Kgm.

DIAGRAMA DE TORQUE PARA A.I.B. MARK II

Límite del Reductor

Torque de l Pozo Torque del Contrapeso Torque Neto

0

90

180

270

360

Torque Optimo

Límite del Reductor

Las bielas al girar con velocidad angular constante en la Unidad Convencional (Sistema a Palanca Clase I) producen la inversión de la carrera del vástago en el punto muerto superior, con aceleración relativamente baja. En las unidades de bombeo Mark II y en las balanceadas a aire (Sistema de Palanca Clase III) las características de la aceleración están revertidas. El sistema frontal o de empuje ascendente comienza la carrera ascendente con baja aceleración pero hace que la reversión en el tope sea algo más rápida que en la unidad convencional. Consecuentemente, el Sistema a Palanca Clase III, como el Mark II, y el balanceado a aire, mueven la máxima carga de las varillas y del fluido al dejar el fondo con aceleración algo menor que de un movimiento armónico simple. Mientras que en la parte superior de la carrera, la varilla conductora comienza la carrera descendente con una aceleración mayor que la de un movimiento armónico simple. Aceptando la simplificación de considerar la masa concentrada, la carga pico o máxima en el vástago está controlada por la magnitud de la aceleración en el momento de dejar el fondo. Cuanto mayor es su valor, mayor será la carga en el vástago (manteniendo las otras condiciones iguales) con el consecuente aumento de los esfuerzos en las varillas y en la carga estructural de la unidad. Al levantar la carga máxima de las varillas y el fluido al dejar el fondo, la inercia de la masa se suma al peso estático. Cuando sucede la reversión arriba, la inercia de la masa se sustrae del peso de las varillas en flotación. En otras palabras, la reversión en el fondo, carga al vástago y a la estructura a su valor máximo, mientras la reversión superior lleva esa carga a su valor mínimo. Debido a la geometría del AIB Clase III y a la baja relación biela-manivela, la unidad Mark II levanta las varillas y el fluido desde el fondo con aproximadamente un 60% de la aceleración máxima de la unidad convencional de Clase I. Este hecho ha sido ampliamente reconocido por estudiosos de la tecnología de los sistemas de bombeo. Por

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ejemplo en su texto “Principios de producción de pozos de petróleo” el Profesor T. E. W. Nind de la Universidad de Saskatchewan afirma: “En la unidad convencional la aceleración en el fondo de la carrera es algo mayor que una verdadera aceleración armónica simple mientras que es menor en el tope de la carrera. Este es el principal inconveniente de la unidad convencional, es decir, que en el fondo de la carrera justo en el momento que la válvula viajera se está cerrando y el peso del fluido es transferido a las varillas está en su máximo. Estos dos factores se combinan para producir una máxima solicitación en el sistema de varillas que es uno de los factores limitantes del diseño de la instalación” La experiencia ha demostrado que la menor aceleración en el fondo del Mark II generalmente reduce la carga máxima en el vástago, el esfuerzo de las varillas y la carga de la estructura, a menudo hasta en un 10 a 12%. A pesar de que el Mark II y la unidad balanceada a aire son los dos de clase III (empuje ascendente), el Mark II tiene una relación sustancialmente menor de bielamanivela, por ejemplo, alrededor de 4.1 vs. 7.1. Cuanto menor es la relación en el sistema de clase III menor es la aceleración en el momento de dejar el fondo. Debido a esto la velocidad en el primer tramo de la carrera ascendente es menor en el Mark II que en la unidad balanceada por aire., y la de esta menor que la de la unidad convencional, en proporciones similares. En los numerosos estudios de campo realizados por compañías petroleras y operadores para comparar el Mark II con otras unidades de bombeo, en la gran mayoría de los casos el Mark II generó cargas máximas menores en el vástago y varillas y menor carga en la estructura.

MEJORAS EN LAS CARACTERISTICAS DEL TORQUE Una de las finalidades más importantes de cualquier sistema de bombeo mecánico, es la conversión del amplio rango de variación de las cargas sobre el vástago en una carga torsional suave y uniforme en el reductor de velocidad y de la unidad motriz. Reordenando los elementos de la simple, ensayada y comprobada unidad de bombeo convencional en un sistema clase III con las necesarias modificaciones geométricas y cinemáticas, es posible en la mayoría de los casos, convertir las irregularidades y diferentes cargas sobre el vástago en una relativamente suave carga torsional sobre el eje de baja del reductor. Las modificaciones para obtener un sistema relativamente uniforme de torque, son los siguientes: 1. Cambiar de la clase I (unidad convencional) al sistema Clase III (unidad frontal) con una relación biela-manivela. 2. El reductor de velocidad. Desplazado respecto de la boca de pozo con lo que se obtiene : AIB -

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a) Un ciclo de manivela en la carrera ascendente mayor, es decir, de más de 180º. b) Un ciclo de manivela en la carrera descendente menor, es decir, de menos de 180º. c) Un menor factor de torque máximo en la carrera ascendente. d) Un mayor factor de torque máximo en la carrera descendente. 3. Un sentido de rotación único, el más conveniente. 4. Una excentricidad angular en angular en la biela, que proporciona un contrabalanceo correcto. Estas modificaciones están interrelacionadas y para obtener un torque uniforme, en forma práctica y económica, se requiere una cuidadosa armonía de todos estos factores. Aplicando solamente una parte de estas modificaciones no se obtendrá un sistema torsional uniforme y efectivo. En la mayoría de los casos de bombeo, este sistema particular de torque uniforme proporciona lo siguiente: 1. Un torque máximo menor en la carrera ascendente reduce el pico de la carga torsional del pozo en la mitad de la carrera ascendente, lo que a su vez, reduce el torque neto en esta zona. 2. La excentricidad de las bielas, el desplazamiento del reductor, y el sentido preferencial de rotación, permiten a la unidad trabajar en los extremos superior e inferior de la carrera con rangos de torque similares a los de los puntos intermedios, a través de un adecuado almacenamiento de energía potencial en el sistema de contrapeso. 3. El aumento de factor de torque máximo de la carrera descendente, reduce el torque neto en este punto al incrementar la máxima carga torsional en la carrera descendente. Igualando la carga torsional neta en estas cuatro zonas, en lugar de las dos zonas tradicionales de las unidades convencionales y las de aire, el Mark II, provee un sistema de torque suave y uniforme. El sistema UNITORQUE tiende sustancialmente a aumentar la vida de las transmisiones, cojinetes y engranajes debido a que la carga de trabajo está distribuida en forma uniforme alrededor del ciclo de la manivela en lugar de maximizarse solamente en dos puntos o sea, en el punto medio de las carreras ascendente y descendente. En muchos casos, la magnitud de la reducción torsional con un sistema de torque uniforme permite el empleo de un reductor de un tamaño menor. Asimismo cuando se requiere un reductor de velocidad menor, el motor puede también ser de menor potencia aunque realice el mismo trabajo en el vástago. Esto se debe a que el trabajo realizado, o la potencia requerida, se hacen de manera uniforme. Dependiendo del perfil general y de la pendiente de la carta dinamométrica, este sistema UNITORQUE puede reducir la carga torsional hasta un 50% y aún más. RECORRIDO DE LA BOMBA EN EL FONDO DEL POZO Con una carrera en superficie y una velocidad de bombeo dada, parecería que el recorrido neto del pistón podría ser el mismo para cualquiera de las geometrías de los aparatos individuales de bombeo. Este no es el caso. Variando la geometría de superficie para producir ciertas características de movimientos tales como una carrera AIB -

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descendente más rápida y una menor velocidad en la reversión del fondo, es posible en muchos casos aumentar apreciablemente la carga sobre el vástago. Debido a esta más rápida carrera descendente y a la menor velocidad de la reversión en el fondo, el Mark II tiende a proveer un recorrido neto mayor en muchos casos, con el mismo o aún menor pico de carga en el vástago. Se ha demostrado que el Mark II (Clase III sistema de empuje ascendente) frecuentemente tiende a maximizar la carrera neta del pistón más que otras geometrías de unidades de bombeo y en un amplio rango de aplicaciones. Admitimos que algunas razones para esto son complejas y solo pueden ser determinadas y entendidas con exactitud usando la poderosa herramienta que es el modelo matemático “de la resolución” de la ecuación de onda aplicada al bombeo mecánico. En general, sin embargo, el mayor recorrido neto del pistón, del Mark II resulta debido a la más rápida carrera descendente con un mayor tiempo de retraso en la reversión al dejar el fondo. Tanto el estudio práctico como el teórico han probado que esto es cierto en la mayoría de las condiciones del bombeo mecánico.Lo que sigue es una explicación simplificada de estas condiciones deseables de bombeo. A primera vista parecería que una rápida o violenta reversión de las varillas en el fondo producirían una sobrecarrera máxima del pistón y consecuentemente una carrera neta mayor (el efecto del “latigazo”). Sin embargo, generalmente este no es el caso. Los dos factores dominantes que controlan la sobre-carrera y la carrera máxima del pistón son: 1. Una más rápida carrera descendente. 2. Un tiempo más prolongado de retraso en la reversión del pistón. Dado que la energía cinética de un sistema de caída libre de un cuerpo es función del cuadrado de su velocidad máxima (E  = ½ m V2 ) y que el sistema no puede almacenar este aumento de energía cinética en la reversión de fondo, tiene que darla como un sobre-recorrido; cuanto más rápida sea la carrera descendente, mayor será el potencial que existe para aumentar la sobre-carrera. Esto puede ser intuitivo, porque si fijamos un peso en el fondo a un resorte y el mismo es bajado lentamente una distancia dada, al alcanzar el final de la carrera, la inercia del peso lo seguirá moviendo para abajo una corta distancia, que es el sobre-recorrido. Bajando el resorte y el sistema de peso rápidamente, la misma distancia de antes, la magnitud de la sobre-carrera provocada por el peso será considerablemente mayor en el momento en que el tope del resorte es detenido al final de la carrera. La mayor cantidad de la sobre-carrera y el aumento neto del recorrido del pistón, en el segundo caso, resulta de la más rápida carrera descendente, proporcionando un aumento de energía cinética a la columna de varillas que lo transfiere a la reversión en el fondo. Dado que el Mark II hace su carrera ascendente en aproximadamente 200 grados de la rotación de la biela, tiene que hacer su carrera descendente en aproximadamente 160º. Las unidades de bombeo convencionales simétricas o las balanceadas a aire, harían su carrera ascendente en aproximadamente 180º de rotación de la biela.

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Esto significa que la mayor velocidad descendente en el MarkII no simétrico, retornando en un tiempo menor, es proporcional a 5.6 unidades por segundo, mientras que la simétrica (convencionales y balanceadas a aire) desarrollan menor velocidad descendente máxima proporcional a 4,7 unidades por segundo Elevando al cuadrado la máxima velocidad descendente del MarkII de 5.6 la de la unidad convencional de 4.7, se puede ver que la energía cinética de la columna de varillas en el MarkII es un 40% mayor que la de las unidades convencionales y balanceadas a aire.

EFICIENCIA DEL SISTEMA Y ECONOMIA DE POTENCIA Una de las principales ventajas del AIB con contrabalanceo mecánico es su alta eficiencia. A diferencia de las bombas hidráulicas, neumáticas y eléctricas, los componentes mecánicos del AIB convencional y del MkII tienen pérdidas de calor insignificantes el los sistemas de contrapesos incapaces de disipar energía. Una libra-pie de energía aplicada al eje de alta del AIB (convencional o MarkII) es proporcionada casi intacta como trabajo alternativo provechoso en la cabeza del AIB. Un motor eléctrico es razonablemente eficiente cuando opera dentro de su rango de capacidad y con un torque relativamente uniforme; sin embargo su eficiencia cae rápidamente bajo cargas variables, tal como ocurre en el impulso de una unidad convencional o balanceada a aire. La capacidad de los motores eléctricos para entregar trabajo, depende de la cantidad de calor que pueda disipar en un intervalo de tiempo dado. Esta pérdida de calor, principalmente resultante de impulsar una carga cíclica muy variable, tal como la del bombeo mecánico es función del cuadrado de la corriente (i2xR). Con la carga proporcional mas pareja y uniforme (que resulta en una corriente proporcional. mas baja y uniforme) se genera una cantidad menor de trabajo dado en el vástago, permitiendo así que el motor trabaje mas eficientemente.-

Diagnóstico de instalaciones en bombeo mecánico La herramienta utilizada para lograr correctos diagnósticos en este sistema de extracción es el dinamómetro, que permite registrar un diagrama de cargas en función del desplazamiento del aparato de bombeo y por medio de un sistema de ecuaciones diferenciales, obtiene el correspondiente diagrama en la bomba. La utilización de este tipo de programas computacionales permite determinar los siguientes parámetros:

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Potencia en el motor El sistema de bombeo mecánico necesita para ponerse en movimiento alrededor de tres veces la potencia nominal en funcionamiento. Es por ello que los diseños de los motores son sobredimensionados. Es fundamental el correcto contrapesado del equipo de bombeo para un consumo de potencia razonable. La ecuación que permite determinar el consumo del motor para el caso de un Nema D es la siguiente: PMHP = PRHP x CLF / 0,93 En donde: PMHP: Es la potencia que consume el motor, en HP. PRHP: Es la potencia en el vástago pulido, en HP y calculada por el dinamómetro. CLF: Es el factor de carga cíclica, calculado por el dinamómetro. 0,93: Es la eficiencia mecánica de un aparato de bombeo. Potencia en el vástago pulido Representa el área de trabajo del dinamómetro de superficie y se calcula como: PRHP = TP x V / 63025 En donde: PRHP: Es la potencia en el vástago pulido, en HP TP: Es el torque promedio en un ciclo de bombeo que recibe el reductor, en libras por pulgada. V: Es la velocidad del aparato, en golpes por minuto. 63025: Es una constante. De esta ecuación se desprende que mientras menor sea el torque promedio, menor será la potencia en el vástago. Factor de carga cíclica. También llamado “Factor de Forma” de un motor eléctrico. Debido a que un motor eléctrico es un sistema mecánico disipativo, la potencia requerida está afectada por el Factor de Carga Cíclica. Es el cociente entre el valor eficaz y el valor medio de la

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intensidad de la corriente. Es la energía adicional que hay que consumir por afrontar un sistema de cargas variables. CLF =

i i

CLF = ((T12 + T22 + T32 + … +T362) / 36)1/2 / (T1 + T2 + T3 + … +T36) / 36) En donde: T1, T2, T3 es el torque calculado en los diferentes grados de giro de las manivelas en un ciclo de bombeo. Los valores óptimos de este parámetro son: para un motor Nema D y un aparato clase I es 1,375 y para un clase III es 1,1. Es siempre igual o mayor que 1. Valores mayores hacen que aumente el consumo de potencia en el motor y se deben a una unidad motriz muy sobredimensionada o a un mal contrapesado del equipo de bombeo. La corriente consumida por el motor eléctrico de un aparato de bombeo mecánico es directamente proporcional al momento de torsión mecánico aplicado al mismo, de modo que el CLF puede ser calculado a partir de las curvas de Torque Neto para varias condiciones de carga o balanceo. Carga de Torque y factor de Carga Cíclica

TORQUE

Corriente eficaz Corriente promedio

CLF = 1.05

Corriente eficaz Carrera descendente Corriente promedio

TORQUE

Carrera ascendente

CLF = 1.25

Carrera ascendente

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Carrera descendente

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Índice de eficiencia torsional Es la relación entre el torque promedio en la caja reductora del aparato de bombeo en un ciclo de bombeo y el máximo torque encontrado. De alguna manera califica a los diferentes equipos. ITE = TP / TM x 100 Valores por debajo del 30% son considerados como malos, en el orden del 30% son calificados como regulares, entre el 30% y el 40% son muy buenos, y por arriba del 40% son excelentes. Exigencias en el equipo de bombeo Determina la carga máxima en el ciclo de bombeo para verificar que la misma no exceda la carga nominal del equipo. Las cargas en el vástago, en libras, son registradas directamente desde el dinamómetro. Calcula en cada grado de giro de las manivelas el torque que recibe la caja reductora del aparato. TN = TF x (C – SU) – TC x SENO (-T) En donde: TN: Es el torque neto que recibe la caja reductora del equipo de bombeo, en Libras por pulgada. TF: Es el factor de torque, en pulgadas. C: Es la carga en el vástago pulido, en libras. SU: Es el desbalanceo estructural del aparato de bombeo, en libras. TC: Es el máximo torque de los contrapesos, en Libras por pulgada. : Es el ángulo de giro de las manivelas, en grados. T: Es el ángulo de desfasaje de las manivelas, en grados. Para equipos convencionales es cero.

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El factor de torque es el brazo de palanca que ofrece el equipo de bombeo en cada ángulo de giro de sus manivelas. El mismo se calcula de la siguiente manera: TF = A x R / C x Seno / Seno  En donde: TF: Es el factor de torque, en pulgadas. A: Es la distancia entre el cojinete de cola y la cabeza de mula del aparato de bombeo, en pulgadas. R: Es la distancia entre el perno de biela y el eje de baja velocidad de la caja reductora del equipo de bombeo, en libras. C: Es la distancia entre el cojinete de cola y el cojinete del ecualizador del aparato de bombeo, en libras. : Es el ángulo medido entre la manivela y la biela del equipo de bombeo, en grados. : Es el ángulo medido entre la viga balancín y la biela del equipo de bombeo, en grados. Grafica el diagrama de cargas permisibles para la instalación en análisis. Cada carga del diagrama es el valor que debería tener en ese punto el dinamómetro para obtener como resultado el torque nominal del reductor del equipo de bombeo. Las distancias entre el diagrama de cargas permisibles y el dinamómetro dan una acabada idea del contrapesado del aparato. A continuación se representa el diagrama de cargas permisibles para equipos de bombeo convencionales y clase III: Equipos convencionales

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Equipos clase III

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MOTORES ELECTRICOS En los campos petroleros, en general se usan dos tipos de accionamiento de las unidades de Bombeo (AIB):

motores para el

Eléctrico Trifásico Asincrónicos Motor de Accionamiento

Combustión interna a Gas o Diesel

Existe una variedad de formulas para determinar la potencia requerida en una instalación de Bombeo Mecánico. La mayoría es empírica y no se ajusta a la realidad, por fijar coeficientes de seguridad variables. En la práctica es común encontrarse con motores que trabajan sobredimensionados o muy solicitados. Una formula propuesta es:

Pot. (HP) = Diferencial Cargas * Veloc. Máx. Vástago / 75 * 0.7 En donde:

Diferencial de cargas = Carga no contrapesada en el ciclo de bombeo = C. Máx. – C.P. C. Máx. Carga Línea de Contrapeso. C. Mín.

Vel. Máx. Vástago = Vt. R. = n * R / 30 = G.P.M. * S / 30 * 2 = GPM * S / 60 Como práctica resulta:

Pot. (HP) = RC * GPM * S / 250.000

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Al valor calculado, se le suele afectar para el caso de motores eléctricos; de un factor de 0,8 , considerando que el motor puede disipar el calor que generan los picos de carga.

n (rpm ) =Frec.. 60 /N° par de polos Para motores eléctricos:

Pot. (Watts) = 1,73 * U * L * cos @ 1 HP = 75 Kgrm/seg = 745 W = 0,745 Kw

n (rpm) = 50 * 60 / 1 , 2 , 3, 4 = 3000 / N° (Las rpm pueden ser: 3000, 1500, 1000 , 750) Como se usan motores asincrónicos (inducción), las rpm resultan algo menor de las nominales, debido al deslizamiento o resbalamiento del motor (Veloc. del campo giratorio – veloc. rotor). Para un yacimiento donde: U = 1000 V ; cos @ = 0,86

Pot (HP) = 1,86 * I (amp.)

Relación de Potencia (HP) vs. Kw Vs. Amperaje para motores eléctricos trifásicos:

HP 20 35 55 70 85 100

KW 15.0 28.0 41.0 52.0 66.3 74.5

Amperaje Nom. 11.0 20.2 30.0 37.6 46.0 54.0

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+20% 13.2 24.2 36 45.1 55.2 64.8

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(el aumento de 20% es para casos extremos Los motores eléctricos se fabrican según normas IRAM (Argentina) (Americana), destacándose: Tipo de Aislamiento, Intensidad de Arranque (Ia = 6 * I normal ), Par Arranque : (Pa = 6 Pot. Nominal), Rendimiento. Resbalamiento etc.

y NEMA

Artificial Lift (Beam Pumping) Power Consumption & Horsepower Required The following information is thoroughly tested (once or twice) and certified to be "close enough for government work". I will stand behind the formulas and calculations until I'm proven wrong. Please do not expect these calculations to be accurate to any number of decimal places. They exist, and should be used as a reference and a reality check

Calculating Power Consumption Method I

Calculating Power Consumption Method II

Forget Amperage, forget KWH, forget cyclic loading. This method uses none of these and still stays in the ball park. The formula is:

$/Day = 0.045 X HP X HRS Where: HP = the horsepower of the prime mover and HRS is the number of hours it runs in a day. Thus a 15 HP motor running 13 hours a day tallys up a bill of roughly $ 8.78 per day or $ 263.40 in a 30 day month. This method assumes that peak

Calculating Horsepower Required

The following formula will give excellent results, This method is based on the and even an engineer can depth of the sucker rod pump. use it. It will also obtain a number that is in the "ball park" The HP= (Dia ^2) X LS X SPM X formula is: ft /540000 $/Day = For an installation using an 0.030/bbl/m(ft) Ultra-High-Slip prime mover, Where: bbl=the number of simply divide by 720000. barrels of fluid lifted in 24 Where: Dia is the pump hours, and m(ft)= the depth of diameter, LS is the length of the pump in thousands of feet. stroke, SPM is the strokes per Thus a pump at a depth of minute and ft is the footage to 3000 ft, lifting 100 bbls of fluid the seating nipple. per day would generate an Thus a well 3000 feet deep electric bill of $ 9.00 per day or with a 1.5 bore pump, a 100

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AIB load is 15 HP. $ 270.00 / mo. inch stroke and running 9 spm would require a 11.25 hp motor. You might get by with a 10 hp but a 15 would allow future increases in SPM or DIA.

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