Bombeo Mecánico

Theta Enterprises

Entrenamiento

Levantamiento Artificial

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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

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.

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

•Puede cambiarse fácilmente la tasa de

producción cambiando la velocidad do

bombeo o la longitud de la carrera

• •Puedes disminuir la presión de entrada de la

bomba para maximizar la producción

• •Usualmente es el método de levantamiento

artificial más eficiente.

• •Pueden intercambiarse fácilmente las

unidades do superficie

• •Pueden utilizarse motores a gas si no hay

disponibilidad eléctrica

• •Puedes usar controladores de bombeo para

minimizar golpe de fluido, costos de

electricidad y fallas de cabillas.

• Puede ser monitoreado de manera

• Es problemático en pozos desviados

• • No puede usarse costa afuera por el

tamaño del equipo de superficie y la

limitación en la capacidad de producción

comparado con otros métodos

• • No puede manejar producción excesiva

de arena

• • La eficiencia volumétrica cae

drásticamente cuando se maneja gas libre

• Las tasas de producción caen rápido con

profundidad comparada con otros

métodos de levantamiento artificial.

• No es oportuno en áreas urbanas.

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 0º-

o 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

Ventajas:

1. Costos de Mantenimiento bajos.

2. Cuesta menos que otras

Unidades.

3. Usualmente es mejor que el

Mark II con sarta de cabillas de

fibra de vidrio.

4. Puede rotar en sentido horario y

antihorario.

5. Puede bombear más rápido que

las Unidades Mark II sin

problemas.

6. 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. El barril

3. La válvula viajera

4. 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 1-

1/2" 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. Bombas de barril estacionario anclado en el fondo.

2. Bombas de barril viajero anclado en el fondo.

3. 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 xDp2 xSpxSPM 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 As 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 = Af +DipTubeOD_Area (pulg2) 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:

Vs = 2 * Ap * Sp 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 = Vs / 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:

Ap e r f =4x3.28 = 13.12 p lg 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 plg2.

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(θ-

γ) 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: 1.057.640-

1.013.720=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

115 .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.

Pasos para usar el Diagrama API Modificado de Goodman:

1. Calcular las tensiones mínima (Smin) máxima (Smax) de la sección de cabillas que se va a

analizar.

2. Localizar el punto de tensión mínima en la línea de tensión dibujando una línea horizontal

como muestra la figura 7.2.

3. Dibujar una línea vertical desde el punto de la línea de tensión mínima hasta línea de

máxima tensión permisible.

4. 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

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 (<bis/dia)/ipc]. La técnica de IP constante asume

que los cambios en la productividad del pozo son proporcionales a los cambios en la

presión de entrada de la bomba. Por lo tanto, la curva IPR es una línea recta como

muestra la Figura 8.1. Para trazar una IPR se necesitan dos puntos de la curva. Por

ejemplo, la línea recta de la IPR puede dibujarse y se conoce la presión estática del

yacimiento, la presión de entrada en la bomba y la lasa de producción actual.

También puede trazarse la línea IPR si son conocidos dos tasas de producción y los

puntos de presión [estos deben estar lo suficientemente apartados para prevenir errores).

Para pozos con (luidos espumosos en el anular revestidor tubería seria difícil obtener

un nivel de fluido confiable con un instrumento acústico. Para esos casos se puede contar

con un mejor estimado de la presión de entrada en la bomba a partir de los cálculos

realizados con la carta Dinagrafica de fondo. RODDIAC es un programa moderno

diagnostico de computadora que tiene la capacidad de ejecutar estos cálculos. El capítulo

de análisis diagnostico tiene más detalles de cómo RODDIAG realiza estos cálculos. Una

vez se traza la curva IPR entonces puede usarse para calcular la tasa de producción para

cualquier presión de entrada a la bomba.

Otra manera de usar esta técnica es desarrollar una ecuación para la línea IPR.

Entonces se puede usar esta ecuación para calcular la tasa de producción a cualquier

presión de entrada de la bomba. La forma general de la ecuación IPR es: Donde:

El siguiente ejemplo ilustra como calcular M y Ps y como utilizar la ecuación 8.1.

Ejemplo del Índice Constante de Productividad.

Problema # 1

Un pozo esta actualmente produciendo 500 bls/d. El nivel de (luido fue tomado y la

presión a la entrada de la bomba se estimo en 800 Ipc. Con el pozo parado, la presión

estática de yacimiento fue medida en 1600 Ipc.

A) Determine la ecuación de la línea recta IPR.

B) Calcule la tasa de producción si la presión de entrada a la bomba es reducida 200 Ipc.

C) Calcule la tasa de producción máxima de este pozo si la presión de entrada de la

bomba puede reducirse hasta 20 Ipc.

Solución:

Para las condiciones existentes de la ecuación 8.1:

800=M(500)+1600 Resolviendo para un M dado:

M=(800-1600)lpc/500 BFPD= -1.6 Ipc/BFPD

Por lo tanto, la IPR para este pozo viene dada por:

P= 1.6xBFPD + 1600.

Para encontrar la tasa de producción si la presión de entrada en la bomba es reducida

hasta 200 Ipc, resuelva la ecuación anterior para BFPD.

BFPD- (1600-P)/1.6=(1600-200)/1.6=875 bpd.

Para determinar la máxima tasa de producción:

BFPDmax=(1600-20)/1.6=987.5 bpd.

8.4.2 Utilizando el índice de Productividad:

En la solución de problemas tales como el ejemplo anterior es más fácil usar el IP

del pozo. El IP son los cambios en la tasa de producción por cada Ipc de cambio de

presión

.

Donde: BFPD1, es la tasa de producción correspondiente a la presión P1 y BFPD2 es la

tasa de producción correspondiente a la presión P2.

Para el ejemplo anterior, BFPD1 es la tasa de producción actual de 500 bls/d que

corresponde a un P1 de 800 Ipc. BFPD2 puede ser otro punto en la curva IPR donde se

conoce la tasa de producción y la correspondiente presión de entrada a la bomba. Para el

ejemplo anterior, la presión estática del yacimiento es conocida (a la cual la tasa de

producción es cero). Así. BFPD2 es cero y P2 es 1600 Ipc. Ahora, con la ecuación 8.2

podrás calcular el índice de productividad del pozo del ejemplo # 1.

El índice de productividad es un indicador de cómo el pozo podría responder a un

cambio en la presión de fondo. Un pozo con IP alto podría producir más (luido que un

pozo con un IP bajo para la misma caída de presión. Note que el IP está relacionado con

la pendiente de la curva IPR (M en la ecuación 8.1). Como sigue:

Una vez se conoce el índice de productividad del pozo entonces puede calcularse

que tanta producción adicional podrá esperarse para cualquier caída de presión en el

fondo. Esto se hace de la manera siguiente:

Por ejemplo, para la data del ejemplo en el problema #1|, debido a que el índice de

productividad es de 0.625 BFPD/lpc, si la presión a la entrada de la bomba es reducida

hasta 20 Ipc, entonces usando la ecuación 8.4 podrá calcularse la producción adicional d

la manera siguiente.

Luego, la tasa de producción total a 200 Ipc seria: 500+375=875 BFPD. Puede

determinarse la tasa de producción máxima calculando primeramente la producción

adicional cuando la presión a la entrada de la bomba es reducida hasta 20 Ipc.

Por lo tanto, la máxima tasa de producción será: 500+487.5=987.5 BFPD.

Problema Ejemplo #2

Un pozo con la entrada de la bomba en la mitad de las perforaciones estaba

produciendo 200 bpd con una presión de entrada a la bomba de 500 Ipc. Para aumentar I

producción, la unidad fue acelerada y ahora el pozo produce 240 bpd con una presión de

entrada a la bomba de 150 Ipc. A) Para decidir si seria económico instalar una bomba

más grande, determine cuál sería la tasa de producción si la presión a la entrada de la

bomba se bajara hasta 50 Ipc. B) Calcule la presión estática de yacimiento para este

pozo:

Solución:

De la ecuación 8.2, el Índice de productividad es:

Si la presión en la entrada de la bomba es reducida hasta 50 Ipc, la caída de presión

a partir de las condiciones actuales seria: 150 50=100 Ipc. Por lo tanto, la producción

adicional será:

100 Ipc x 0.114 BFPD/lpc= 11.4 BFPD

La producción total a 50 Ipc será: 240+11.4=251.4 BFPD.

Para calcular la presión estática de yacimiento, es conocido que a esa presión la

tasa de producción es cero. Por lo tanto, de la ecuación 8.2:

Luego, puede resolverse la ecuación anterior para Ps:

8.4.3 Método de Vogel.

El Método de Vogel es recomendado para pozos con producción de gas asociado y

cortes de agua menores al 80% produciendo por debajo de la presión de burbuja. Este

método puede aplicarse tanto usando los gráficos adimensionales de la Figura 8.2 o

usando la ecuación de la curva, que es:

Donde:

Q= Tasa de producción actual (BFPD)

Qmax= Tasa de producción máxima (BFPD)

Pp= Presión de fondo fluyente (Ipc)

Ps= Presión estática de fondo (Ipc).

El siguiente problema ejemplo muestra cómo usar el método de Vogel para determinar la

productividad de un pozo.

Problema ejemplo # 3.

Una unidad de bombeo tiene un corte de agua del 55%, una RGP de 1000, y está

produciendo 275 BFPD. La presión de fondo fluyente fue medida a 470 Ipc. El pozo tiene

una presión estática de yacimiento de 900 Ipc. La presión en el punto de burbujeo es de

1000 Ipc, Calcule la producción bruta de fluido si la presión de entrada de la bomba es

bajada hasta 100 Ipc.

Solución:

Debido a que este es un pozo con gas asociado produciendo por debajo del punto de

burbuja, debe entonces aplicarse el método de Vogel. A continuación están los pasos que

deben seguirse para resolver este problema:

8.4.4 Productividad del pozo cuando produce por encima del punto de burbuja.

Cuando se está produciendo un pozo con una presión de entrada en la bomba por

encima de la presión de burbuja entonces calcule el potencial de producción adicional

haciendo lo siguiente:

1. Para el potencial adicional de producción utilice una línea recta entre la presión actual de

entrada a la bomba hasta la presión correspondiente al punto de burbuja.

2. A partir de la presión del punto de burbuja hasta la presión de producción de fondo

deseada use la curva IPR de Vogel.

3. Calcule el potencial adicional de producción agregando los resultados del paso 1 y 2.

8.5 DISEÑO DEL SISTEMA DE BOMBEO MECANICO USANDO EL API RP11L.

Los términos del método de diseño API RP11L están definidos en la página 2 del

boletín en cuestión. El bosquejo de los pasos del método muestra un ejemplo del cálculo

de diseño. Las tres primeras líneas definen los parámetros de entrada para el diseño. La

Tabla 4.1 en el folleto API RP11L puede usarse para encontrar el porcentaje de cabillas

de cada sección. Este porcentaje depende del diámetro del pistón de la bomba y el

número API de las cabillas. El número de cabillas de la columna 1 refiere desde el más

grande al más pequeño tamaño de cabillas en la sarta en octavos de pulgadas. Por

ejemplo, un numero de cabillas de 86 define una sarta de tres secciones de: 1" (8/8), 7/8"

y 3/4" (6/8). El número 76 significa una sarta con dos secciones de: cabillas de 7/8" y 3/4" .

El numero 66 refiere a una única sarta de cabillas de 3/4" (6/8").

El porcentaje de la longitud de las cabillas de las columnas 6 11 de la Tabla 4.1

asume que si se usan estas longitudes, se podría obtener unas cargas de tensión iguales

al tope de cada una de las secciones de cabillas de la sarta. Sin embargo, con los

poderosos programas de diseño con ecuaciones de onda de hoy día puede demostrarse

que esa asunción es frecuentemente incorrecta. El porcentaje de cabillas en el API RP11L

está basado en una aproximación simplificada de las fuerzas dinámicas en la sarta de

cabillas. Los porcentajes recomendados por El API RP11L dependen solo del tamaño del

pistón. Pero, lo correcto es esperar que las fuerzas dinámicas dependen también de las

emboladas por minuto, longitud de la embolada, tipo de unidad de bombeo, etc. Los

software modernos que cuentan con la ecuación de onda toman en consideración estos

factores. Esto es por lo que usando programas como el RODSTAR resultara en la

obtención de recomendaciones de porcentajes de cabillas precisas para igualar las

cargas.

Teóricamente, la sarta de cabillas ideal debería estar realmente ahusada desde el

tope hasta la base. Sin embargo, esto no es posible en la práctica. Incluso si tal sarta de

cabillas pudieses ser fabricada a un costo razonable, no sería recomendable su uso

debido a que el fondo de la sarta no sería lo suficientemente fuerte para soportar todas las

cabillas sobre esta. Esto es importante debido a que cuando se partiese la cabilla, la base

de la sarta se destruiría. Por esto y otras razones prácticas, las sartas de cabillas tienen

usualmente un máximo de cuatro secciones. Esto también se debe a que diámetros

pequeños de cabillas tales como ½ o 5/8 " son raramente utilizados al final do la sarta.

Una vez se selecciona el número de cabillas, pueden comenzarse los cálculos de

diseño del API RP11L. Se recomienda que las cabillas sean diseñadas para las máximas

emboladas por minuto esperadas y los niveles de fluido más bajos. En el ejemplo de la

pagina 6 de el APU RP11L, el numero de la sarta de cabillas es 76. A continuación esta

una explicación de cada uno de los pasos de diseño del API RP11L con la definición de

cada parámetro:

1. Use la Tabla 4.1 para obtener Wr que es el peso de las cabillas en Ibs/pie. En el ejemplo,

para un número de cabillas de 76 y un diámetro del pistón de 1.5, Wr es igual a 1833.

2. Use la Tabla 4.1 para obtener Er que es la elongación de las cabillas por pie por cada

libra de carga sobre las cabillas.

3. El factor de frecuencia Fc esta también en la Tabla 4.1. Fc es un factor de ajuste de la

frecuencia natural. Fc es igual a uno (1.0) para sarta de cabillas lineales (un solo

diámetro). Para sartas con diferentes diámetros F: es mayor que 1.0.

4. Er es la elongación de la tubería por pie, por libra de carga aplicada. Puede obtenerse E,

de la Tabla 4.2 en la página 10 del boletín API RP11L pero solo si la tubería no esta

anclada. Si la tubería está anclada entonces la elongación de la tubería es cero y no será

necesario este paso.

5. Este paso calcula las cargas de fluido F0 en el pistón de la bomba

6. Kr es la constante de elasticidad de las cabillas. Son las cargas en libras necesarias para

alongar la sarta total de cabillas una pulgada. El termino 1/Kr es la constante elástica de la

sarta de cabillas y es el reciproco de Kr En otras palabras es la elongación de la sarta

total de cabillas en pulgadas por libra de fuerza aplicada

7. El termino SKr es la carga necesaria para alongar la sarta de cabillas una cantidad igual a

la embolada de la barra pulida.

8. El termino Fo/SKr es la elongación adimensional de las cabillas. Es la elongación en las

cabillas causada por la aplicación de cargas de fluido estáticas como un porcentaje de la

embolada de la barra pulida.

9. Ni/N0 es la relación de la velocidad de bombeo a la frecuencia natural de la sarta de

cabillas lisa (una solo diámetro).

10. N/N0' es la relación de la velocidad de bombeo a la frecuencia natural de la sarta de

cabillas ahusada (diferentes diámetros).

11. Se necesita 1/Kt solo si la tubería esta desanclada. Es la constante de elasticidad de la

tubería.

12. Se puede obtener la relación de la longitud de la embolada de la bomba Sp a la longitud

de la embolada de la barra pulida S de la Figura 4.1. Primero localice N/No' en el eje de

las X, luego suba hasta interceptar la curva correspondiente a F0/SKr. El punto del eje de

las Y corresponde a Sp/S. Un Sp/S de 1.0 significa que la embolada de la bomba es la

misma que la embolada en superficie. Un Sc/'S menor que 1.0 muestra un viaje menor en

la bomba debido a la elongación de las cabillas. Similarmente, un valor más grande a 1.0

indica un sobre viaje en la bomba.

13. En este paso se calcula el desplazamiento de fondo de la bomba en pulgadas.

14. En este paso se realiza el cálculo predictivo de la tasa de desplazamiento de la bomba

usando la embolada neta. Si esta tasa no es la deseada, entonces se deben repetir los

pasos 1 al 14 hasta que se obtenga la tasa de producción deseada.

15. Calcular el peso de las cabillas en el aire.

16. Luego se calcula el peso de las cabillas en el fluido. Esto también corresponde a la

carga en la válvula tija para una bomba en buenas condiciones.

17. Este paso es para calcular la relación Wrf/SKr. Este número muestra si es necesario

realizar ajustes en el torque. Si la relación es cualquier otra que 0.3 entonces deberá

calcularse el factor de ajuste del torque del paso 22. Esto debe hacerse debido a que

todos los factores de torque en el API RP11L fueron calculados usando Wrf/SKr, de 0.3.

18 19. 20 y 21. Los números de estos pasos se obtienen de las Figuras 4.2, 4.3. 4.4 y 4.5

usando el mismo procedimiento como en el paso 12.

22. El ajuste del torque puede obtenerse el factor de ajuste del torque siauiendo las

direcciones de la Figura 4.6. El ajuste del torque es 3% para cada incremento de 0.1 en

Wrf/SKr por encima de 0.3 o:

23. Calculo de los picos de carga en la barra pulida. Este número define la capacidad en

la estructura de la unidad de bombeo necesaria para evitar sobrecargas en la unidad.

24. Cálculos de la carga mínima en la barra pulida. Este número puede usarse junto con

el de cargas pico sobre la barra para calcular las cargas de tensión en las cabillas.

25. El torque pico en la caja de engranaje que se calcula en este paso es el torque pico

pronosticado si la unidad de bombeo estuviese en perfecto balance. Esto determina el

tamaño de la caja de engranaje necesario. Mantenga en mente que para condiciones de

campo reales la unidad podría no estar perfectamente balanceada. Por lo tanto, la

capacidad de la caja de engranaje que se necesita podría ser más grande que la

calculada en este paso.

26. En este paso se calcula la potencia en la barra pulida. Este número se utiliza para

determinar que tamaño debe tener el motor. Una regla de pulgar es multiplicar la potencia

de la barra pulida por dos (2.0) para obtener el NEMA D necesario. Para motores de alto

deslizamiento utilice el procedimiento indicado por el fabricante.

27. El Efecto de contrabalanceo calculado puede usarse en este paso para balancear la

unidad. Un aproximado del máximo momento de contrabalanceo puede calcularse a partir

del efecto de contrabalanceo medido de la siguiente manera:

En la ecuación anterior, el termino S/2 aproxima el factor de torque de la unidad de

bombeo a un ángulo de la manivela de 90" o 270° Sin embargo, esta aproximación es

solo válida para unidades convencionales.

Los pasos arriba descritos deberán repetirse tantas veces como sea necesario para

encontrar el diseño de sistema que pueda producir los barriles deseados sin sobrecargar

ningún componente del sistema. A pesar de que los cálculos son fáciles de realizar,

repetirlos muchas veces es tedioso. Un software hace la tarea de diseñar un sistema de

bombeo mucho más fácil.

8.6 DISEÑO DE SISTEMAS DE BOMBEO MECÁNICO:

A pesar de que el método API RP11L fue extensamente mejorado en precisión

comparado a métodos predecesores, este tiene muchas limitaciones. A medida que

nuevos equipos de bombeo, materiales, y técnicas son desarrollados, se necesitara

métodos más sofisticados para simular con precisión el comportamiento del sistema.

El API RP11L fue desarrollado con un computador análogo asumiendo una unidad

de geometría "promedio" que fuese cercano a una unidad de bombeo convencional.

Modificaciones usando valores empíricos corrigen el API RP11L para unidades Matk II,

Balanceadas por aire y de geometría mejorada tales como las Baker Torqmaster, Reverse

Mark II de Lufkin, y las American Producer II. Sin embargo, su precisión es cuestionable.

No existen correcciones para otras geometrías de unidades de bombeo 1ales como

unidades hidráulicas, unidades mecánicas de carreras largas (Rotaffex), etc. Tampoco

aplica para cabillas de fibra de vidrio, ni para sistemas con golpe de fluido o interferencia

por gas. También, debido a que solo calcula el efecto de contrabalance para condiciones

de balance, no puede usarse para estimar el efecto de una unidad fuera de balance en las

cargas de la caja de engranaje.

Para evitar las limitaciones del API RP 11L y otros métodos simplificados, modernas

técnicas de diseño utilizan modelos de computación exactos del sistema de bombeo por

cabillas. Estos modelos pueden simular el comportamiento del sistema de bombeo y

puede pronosticar su comportamiento con exactitud. Esto lo hacen usando la ecuación de

onda para simular el comportamiento de la sarta de cabillas. También usan modelos

matemáticos de unidades de bombeo que pueden simular cualquier geometría de unidad.

La ecuación de onda es un modelo matemático de la sarta de cabillas. La ecuación

de onda es una ecuación diferencial parcial que no tiene solución exacta Debido a que

solución es numérica, la única manera práctica de resolverla es con un computador.

Existen dos maneras de resolver esta ecuación dependiendo en que se desea haga el

modelo. La ecuación de onda puede usarse para calcular la carta dinagrafica de fondo a

partir de la carta dinagrafica de superficie. Esa es una aplicación de análisis diagnostico.

También puede usarse para pronosticar la carta dinagrafica para un sistema dado Esta es

la aplicación predictiva o de diseño de la ecuación de onda. La ecuación de onda es como

sigue:

8.6.1 Software RODSTAR.

RODSTAR es un programa de computadora desarrollado por Theta Enterprise.

Representa el estado del arte en diseño de pozos por bombeo mecánico. RODSTAR usa

un modelo de la ecuación de onda para la sarta de cabillas y el modelo cinemático exacto

de la geometría de la unidad de bombeo. Por lo tanto, usando RODSTAR puede

simularse cualquier sistema de bombeo y predecir su comportamiento con exactitud.

RODSTAR puede también simular pozos someros gracias a su capacidad de incluir los

efectos de inercia en el fluido ajando predice las cargas dinamométricas. Esta capacidad

es especialmente importante cuando se diseñan pozos someros de altas tasas (sistemas

con pistones de 2.25 plg o más grandes y bombeando a menos de 4000 pies). Métodos

que no incluyen los efectos de la inercia de los fluidos puede conducir hacia errores

enormes. Esto resultara en sobre cargas severas del equipo de bombeo como muestra el

ejemplo al final de este capítulo. En contraste con viejos métodos. RODSTAR proporciona

una amplia flexibilidad que capacita al Ingeniero a probar ideas, y jugar "Que pasaría si"

sin los costos de usar equipo real. A continuación una lista parcial de las preguntas que

RODSTAR puede responder cuando diseña un sistema de bombeo mecánico:

¿Qué velocidad de bombeo se necesita para obtener la producción deseada?

¿Qué tipo de unidad de bombeo debe usarse?.

¿Qué tamaño de unidad de bombeo se necesita ahora y cual en el futuro?

¿Cuál es el efecto del tipo y tamaño de unidad de bombeo en el consumo de energía?

¿Qué tipo de sarta de cabillas se necesitan y de qué grado?

¿Será una buena aplicación para las cabillas de fibra de vidrio?

¿Que pasara si el pozo comienza con golpe de fluido?

¿Cuales serian las cargas en la caja de engranaje si la unidad no estuviese balanceada?

¿Cuántas barras de peso se necesitan para asegurar que la sarta de cabillas de fibra de

vidrio no está en compresión?

¿Cuál es el efecto de la presión en la línea de flujo en el comportamiento del sistema?

Además de su modelamiento superior de algoritmos, RODSTAR tiene un conocimiento

"experto" único, característica que permiten diseñar sistemas de bombeo mecánico más

rápido y con mayor exactitud, como nunca antes.

Corriendo RODSTAR en el modo de Lote

El modelo de lote de RODSTAR es una facilidad poderosa para correr varios casos

sin tener que arrancar cada uno aparte. Para utilizar el modo de lote, deben tenerse

previamente almacenados los casos que se desean correr en el disco. Esto puede

hacerse primeramente iniciando con un caso base. Luego, se puede cambiar el

componente de entrada que se quiere comparar (por ejemplo, tipo de unidad de bombeo)

y desde la barra de menú seleccionar File, para luego Salvarlo como (Save as)...Grabe

cada archivo con un nombre diferente (Por ejemplo: caso 12.RST, Caso2.RST, etc.) hasta

haber salvado lodos los casos. Luego de haber evaluado todos los escenarios deseados

realice lo siguiente:

1. Haga clic en Archivo (File) desde la barra de menú. Luego, haga clic en Open. RODSTAR

arranca el modo del lote cuando se seleccionan mas de un archivo para abrir. Puede

hacer clic y arrastrar a través varios archivos para seleccionarlos. También puede

seleccionar un grupo de archivos haciendo clic en el primer archivo en el grupo para

seleccionarlo, luego haciendo clic en el último archivo del grupo mientras mantiene

pulsado la tecla shift.

2. Cuando se han seleccionado todos los archivos para correrlos en el modo de lote,

seleccione Ok RODSTAR solicitara la confirmación de que se desea realizar una corrida

en lote. También se puede:

a. Seleccionar si se desea RODSTAR haga impresiones de los archivos corridos

b. Seleccionar si RODSTAR tiene que crear una hoja de cálculo conteniendo los resultados

de todos los casos corridos

La información que es incluida en la hoja de cálculo puede ser seleccionado dependiendo

de las necesidades del analista, tanto como en qué orden aparecerá, en el Setup

(Opciones de corrida en lote). Seleccione si RODSTAR debería ignorar correr los cálculos

para los casos que tienen impresiones almacenadas en los archivo. Esto es útil para

regenerar un archivo de hoja de cálculo para casos ya corridos.

3. Haga clíck en Proceed to continué with batch run, RODSTAR mostrara un registro de los

casos que se han corrido, junto con un indicador mostrando el progreso del lote corrido.

4. Luego de completar la corrida en lote, puede imprimirse el registro de la corrida en lote

usando I baña de herramientas o el comando imprimir en el archivo de menú. También,

puede hacerse doble clic en cualquier nombre de archivo en el registro de lote corrido

para cargar ese archivo en RODSTAR y automáticamente mostrar sus resultados

5. Luego que la corrida en lote haya finalizado, y se hayan seleccionado los archivos para

crear la hoja de cálculo, pueden cargarse a través de la aplicación Microsoft Excel de la

siguiente manera:

a) Inicie Excel.

b) En la barra de menú haga clic en archivo y luego Open.

c) Haga doble clic en el directorio donde se ha salvado el archivo de la hoja de calculo

(por defecto este será C:Theta).

d) Desde la ventana desplegable "Tipo de Archivos", seleccione Lotus 1-2-3.

e) Haga doble clic en el archivo de la hoja de cálculo que desea cargar.

Con RODSTAR puede introducir su propio diseño del sistema, o pedirle al programa que

calcule los spm y el tamaño del pistón para obtener la producción objetivo. También

puede pedírsele al programa que diseñe automáticamente la sarta de cabillas (acero o

fibra de vidrio). RODSTAR puedo también recomendar el tamaño de la unidad de bombeo

basado en la producción deseada. Esta capacidad permite obtener diseños del sistema

muy rápido. Se estima que con RODSTAR puede diseñarse un sistema de bombeo

mecánico 10 veces mas rápido que con programas de computadora convencionales. Las

Figuras 8.3 y 8.4 muestran la diferencia entre el diseño por ensayo y error, y el diseño

"experto" de sistema con RODSTAR.

A continuación están algunos ejemplos que muestran las capacidades de

RODSTAR. Las conclusiones a partir de estas corridas son solo validas para el sistema

específico y condiciones de pozo descritas. Para otras condiciones los resultados podrían

ser diferentes.

Caso 1. Comparación de Unidades de Bombeo.

El ejemplo 1-3 muestra cómo puede usarse RODSTAR para compara la geometría

de las unidades de bombeo para las mismas condiciones de pozo. Para todas las tres

corridas la única diferencia es la geometría de la unidad de bombeo. El ejemplo #1 es con

una unidad convencional C 456-256-100. El ejemplo #2 es con un Mark II M-320 256 100

y el ejemplo #3 es con una unidad balanceada por aire A 456 320-10. Las tres unidades

son fabricadas por Lufkin. El Mark II fue seleccionado con una caja de engranaje de 320

debido a que no había una 456 con 100 plg máximo de longitud de carrera. En las tres

corridas RODSTAR calculo la longitud de las cabillas (para cada sección) necesarias para

igualar las cargas tensiónales en el tope de cada sección.

Para este ejercicio, la unidad Mark II tuvo el torque más bajo y la encienda del sistema

más alta. Sin embargo, la unidad 320 estaba sobrecargada. Por lo tanto, no sería

suficiente para este pozo. En este caso, la unidad convencional es probablemente mejor

debido a su bajo costo de capital, alta capacidad de producción, y debido a que ningún

componente del sistema está sobrecargado. También, la unidad convencional sometería

las cabillas de 7/8" a la menor cantidad de compresión comparado con las otras dos

geometrías. También, a pesar que el mínimo HP requerido por el motor es el mayor para

la unidad convencional, todas tres requieren un tamaño de motor de 50 HP como se

muestra en la segunda página de impresión del RODSTAR

Figura 8.3. Diseño tradicional por ensayo y error

Caso 2. Comparación de Unidades de bombeo. (Sarta de Fibra de Vidrio).

Los ejemplo 4 y 5 muestran una comparación entre las unidades de bombeo

convencionales y el Mark II (ejemplo 5). En este caso una combinación de sarta de

cabillas de fibra de vidrio es utilizada. Como muestran estas dos corridas, la unidad de

bombeo convencional supera al Mark II en cargas sobre la caja de engranaje y eficiencia

del sistema. Aunque el Mark II tiene las cargas mas bajas en las cabillas, la diferencia es

pequeña comparada con la gran diferencia en los torque picos. A pesar de que el Mari< II

tiene los picos de torque en la barra pulida más bajos, los picos torque en la caja de

engranaje son significativamente mayores. Puede verse la razón de esto dándole un

vistazo al diagrama de cargas permisibles. Para unidades convencionales tiene la misma

tendencia de la carta dinagrafica. El diagrama de cargas permisibles corre en paralelo al

de la carta dinagrafica y no corta la carta. Por lo tanto, las cargas en la caja de engranaje

permanecen constantes por debajo del 100%. Sin embargo, el diagrama de cargas

permisibles para el caso ejemplo # 5 de la unidad Mark II es lo contrario y corta la carta

dinagrafica tanto en la carrera ascendente como en la descendente. Esto resulta en

sobrecargas en la caja. Por lo tanto, para este sistema la unidad convencional será sin

duda la mejor elección.

Ejemplo de diseño para pozos someros con altas tasas de producción.

RODSTAR puede modelar pozos someros con altas tasas de producción de manera

muy precisa. Esto lo hace usando dos modelos de ecuación de onda; uno para la sarta de

cabillas y otro para el fluido en la tubería. Programas que no modelan las cargas

dinámicas del fluido en la tubería pueden resultar en la obtención de errores demasiado

grandes cuando se diseñan pozos con las características mencionadas. El ejemplo #6

muestra una corrida de RODSTAR para un pozo real en California que bombea 1800

BFPD desde 1228 pies. Para esta corrida, los efectos de la inercia de fluido fueron

modelados. Los resultados de RODSTAR son idénticos a la carta dinagrafica real medida.

La característica "joroba" de la carta dinagrafica pronosticada muestra las cargas

adicionales. Estas cargas son impuestas a la sarta de cabillas debido a las fuerzas extra

requeridas para acelerar la gran cantidad de fluido bombeado por el sistema. Programas

con la ecuación de onda que no modelen los efectos de la inercia de fluido podría predecir

cargas dinagraficas tales como las mostradas en el ejemplo #7.

La comparación de los ejemplos #6 y #7 muestra que si los efectos de la inercia de

fluido no están modelados grandes errores podrían ocurrir. Aquí, el torque pico correcto

balanceado es de 331 000 plg Ibs como muestra el ejemplo #6. El ejemplo #7 sin

inclusión de los efectos de inercia predice un torque pico balanceado de 260.000 plg Ibs,

que es sustancialmente mas bajo que el real Esto muestra que acá se necesita una

unidad al menos un tamaño mas grande que el existente para evitar sobrecargar la caja.

Las cargas en las cabillas, consumo de energía, y eficiencia del sistema están también

sustancialmente dentro de error si los efectos de la inercia el fluido no son modelados.

RODSTAR vs. API RP11L. Sarta de cabillas de acero.

Para evitar las limitaciones del método usado en el API RP11L. el programa

RODSTAR contiene un algoritmo que automáticamente determina la longitud apropiada

de cada sección de cabillas Esto minimiza y "balancea" las cargas tensiónales. Debido a

que RODSTAR usa la ecuación de onda para calcular la tensión al tope de cada

segmento de cabillas, ofrece resultadas realmente precisos.

El ejemplo #8 y #9 son dos impresiones de RODSTAR que muestran la diferencia

entre un diseño de sarta de cabillas basado en una combinación API numero 86, y en uno

calculado con el algoritmo de diseño experto de sarta de cabillas del RODSTAR. Como

muestra el ejemplo #8, la asunción hecha por el API RP11L de cargas tensiónales iguales

es aquí incorrecta debido a que las cargas en las cabillas varían desde 81% en el tope

hasta 88% en la base. Sin embargo, usando el método mas preciso de la ecuación de

onda junto con lógica experta, RODSTAR diseño una sarta de cabillas que tiene cargas

tensiónales de 83% para las tres secciones. Como muestra el ejemplo #9, la longitud

requerida de cabillas es diferente a las recomendadas por la API.

8.7 OTROS CÁLCULOS EN EL DISEÑO DEL SISTEMA

Existen otras cantidades adicionales necesarias para completar el diseño del sistema de

bombeo mecánico. Estas incluyen:

Fuerza para desanclar la bomba

Diámetro de la barra pulida y material

Tamaño de la polea del motor y longitud de la correa

Velocidades máximas y mínimas de bombeo permitidas

La siguiente sección discute como encontrar las cantidades anteriormente mencionadas

para completar el diseño del sistema.

8.7.1 Fuerza para desanclar la bomba.

Para algunas aplicaciones, el tamaño mas pequeño de cabilla que puede usares depende

solo de las cargas tensiónales, pero también en la fuerza necesaria para desanclar la

bomba Incluso si las cabillas no están sobrecargadas bajo condiciones de bombeo

normales, estas podrían llegar a sobrecargarse cuando se trate de desanclar la bomba.

La fuerza necesaria para desanclar la bomba puede calcularse como sigue:

La Tabla 8.1 lista los tamaños de tubería más comunes y su correspondiente

diámetro y áreas de niples de asentamiento.

Luego de calcular la fuerza necesaria para desanclar la bomba entonces puede

calcularse la tensión en el diámetro menor de la sarta de cabillas de la manera siguiente

(Incluya un factor de seguridad de 1.25):

Donde:

Ar= Área del menor diámetro de cabillas en la sarta (plg2)

Luego de calcular la tensión para el menor diámetro de cabillas entonces puede

comparase la resistencia mínima a la tensión de la cabilla. Si la tensión calculada de la

ecuación 8.12 es mas grande o igual que la resistencia mínima a la tensión de estas

cabillas, entonces no será lo suficientemente fuerte para desanclar la bomba. La

resistencia mínima a la tensión para cabillas API son las siguientes:

Cabillas Grado K: 85.000 lpc

Cabillas Grado C: 90.000 ipc

Cabillas Grado D: 115.000 Ipc

8.7.2 Tamaño de la barra Pulida

El tamaño de la barra pulida depende de las cargas pico sobre la barra. Los

fabricantes de barras pulidas pueden suministrar la capacidad de carga de sus barras

pulidas. Por ejemplo. Norris'O'Bannon fabrican dos tipos de barras pulidas (matenal 1045

CF, y 4140 CF). Las barras pulidas vienen en diámetros estándar de 1 1/8", 1 1/4" y 1

1/2". Longitudes estándar en pies son: 8, 11, 16, 22. 26, y 30. Estas vienen en tamaños de

pin API estándar de 15/16", 1 1/16", 1 3/16" y 1 3'8". La única limitación con respecto al

tamaño del pin es que este no debe exceder el diámetro de la barra pulida. Las barras

pulidas pueden voltearse si se tiene corrosión o problemas de excesivo desgaste.

La capacidad de carga de la barra pulida depende del tamaño del pin. La Tabla 8.2

muestra la capacidad de carga de la barra pulida dependiendo del tamaño del pin y

materiales para barra pulidas Norris'O'Bannon. Esta Tabla se puede usar o Tablas

similares de barras pulidas de otros fabricantes con programas de computadora tal como

el RODSTAR que predice los torque picos en la barra pulida. Además del material de la

barra pulida, el fabricante de las bañas pulidas puede ofrecer diferentes capas de metal

rociado.

Ejemplo:

Recomendar el material y el tamaño del pin para la barra pulida del ejemplo #1 de

RODSTAR

Solución: Basado en los torques de cargas picos pronosticados de la barra pulida, se

deberá usar material 4140 CF con un tamaño API de pin de 1 3/8" Debido a que el

diámetro de la barra pulida debe ser más grande que el tamaño del pin, el diámetro de la

barra pulida debe ser 1 1/2", el cual es el tamaño estándar mas grande disponible.

Debido a que la longitud de la carrera en superficie de la barra pulida es 100.7 plg

(8.39 pies), se necesitara un tamaño estándar de barra pulida de al menos 16 pies. Un

tamaño de 22 pies seria recomendable en caso de ser necesario voltear la barra.

8.7.3 Tamaño de la polea del motor y longitud de las correas.

Se puede calcular el tamaño de la polea del motor necesario para obtener la

velocidad de bombeo de diseño de la manera siguiente:

La relación de reducción puede obtenerse a partir del catalogo de la unidad de

bombero o a partir de la placa en la caja de engranaje. El diámetro de la polea de la caja

de engranaje puede encontrarse en los catálogos de unidades de bombeo, o puede

medirse. Las rpm promedio del motor dependen del tipo de motor. Para motores NEMA D

use un valor del 175 si no tiene un estimado promedio mas preciso.

Debido a que las poleas del motor vienen en tamaños estándar, no estamos en

capacidad de obtener la polea con el diámetro exacto calculado a partir de la ecuación

8.13. Usualmente puede encontrarse un tamaño de polea estándar que este cerca al

necesitado. Sin embargo, si el tamaño estándar no es cercano a lo que se necesita, se

podría querer calcular que SPM serian con el tamaño de polea mas cercano disponible.

Para hacer esto, resuelva la ecuación 8.13 para los SPM como sigue:

Para el resto de los términos revise la ecuación anterior. Si el SPM calculados a partir de

la ecuación anterior es mayor a 0.5 SPM en diferencia al calculado en el diseño, se

debería realizar otra corrida en el programa con este nuevo SPM. Esto permitirá observar

los efectos de este nuevo SPM en el sistema y si será necesario cualquier otro ajuste.

Por ejemplo, las sartas de cabillas ahusadas podrían ser un poco diferentes para obtener

la igualdad de las cargas tensionales en el tope de cada sección.

Otro calculo útil es la longitud de las correas necesarias para conectar el motor con la caja

de engranaje. La longitud de las correas puede calcularse como sigue:

Donde:

C= Distancia entre la línea central de la caja de engranaje y el eje del motor (plg)

Las otras variables son las mismas de la ecuación 8.13.

Ejemplo Problema:

Recomiende el tamaño de la polea del motor y la longitud de la correa para un sistema de

unidad de bombeo con los siguientes parámetros:

SPM de diseño: 10

Unidad de bombeo: Lufkin Mark II. M-320D-256-100

Diámetro de la polea de la caja de engranaje: 47 plg

Tipo de motor: NEMA D

Distancia entre el eje central de la caja de engranaje y el motor: 75 plgs.

Solución:

De la página 2436 del catalogo de Lufkin 88 89, la caja reductora 320D tiene una relación

de reducción ® de 30.12. Esta caja de reducción puede tener cinco diferentes poleas. La

de 47 pgs es en este caso la más grande.

De la ecuación 8.13 puede calcularse el tamaño de la polea necesario de la siguiente

manera:

Así que, será necesario un motor de tamaño igual a 12 plgs. Ahora puede calcularse la

longitud de las correas a partir de la ecuación 8.15 como sigue:

Debido a que la longitud de las correas estándar no viene en tamaños de 246.7 plgs será

necesario escoger el tamaño más cercano a esta longitud. Cuando los mecánicos instalen

estas correas, estos tendrán que cambiar la distancia de la linea central entre el motor y la

caja de engranaje ligeramente para ajustar las correas.

8.7.4 Velocidades de bombeo máximas y mínimas

La velocidad de bombeo es un parámetro importante en el diseño que puede

significativamente afectar la eficiencia y las cargas del sistema de bombeo mecánico.

Velocidades de bombeo altas en más desgaste del equipo y en eficiencias bajas del

sistema. Velocidades de bombeo bajas pueden también causar problemas tales como

lubricación impropia de la caja de engranaje y más tiempo para que ocurra el

escurrimiento de fluido a través de pistón. De acuerdo a Lufkin, si la velocidad de bombeo

es menor que 5 spm, se debe usar un juego de lubricadores en los engranaje de baja

velocidad para asegurar la lubricación apropiada.

Velocidades de bombeo menores que 5 spm son usualmente raras. Existen solo

unas pocas aplicaciones donde estas velocidades son necesarias. Estas incluyen

sistemas de bombeo mecánico en Canadá y en algunas locaciones de los Estados Unidos

donde las unidades no pueden detenerse por la excesiva producción de arena o posible

congelamiento de las líneas de flujo. En estos sistemas, en lugar de controlar el golpe de

fluido con controladores de bombeo, la velocidad de bombeo es reducida hasta que se

ajuste al aporte de fluidos existente. En algunas aplicaciones, controladores de variación

de velocidad son utilizados. Estos son muy costosos y solo pueden justificarse en

locaciones donde incluso una breve parada de la unidad pueda causar problemas

severos.

Diseñadores de sistemas de bombeo mecánico frecuentemente tienen que decidir

cuál es la más alta velocidad que su sistema puede tener. La respuesta a esta pregunta

depende en lo específico del sistema. Un límite importante en la velocidad de bombeo es

la caída libre de la barra pulida. Sin embargo, un límite mas practico es la velocidad de

bombeo que podría prevenir que las cargas mínimas en la barra pulida están cercanas a

cero Un valor de 500 Ibs es un límite seguro para pozos profundos. Un límite de 100 Ibs

es suficiente para muchos sistemas someros de alta tasa. Estos límites son solo para el

descenso de las cabillas. Existen otros factores que limitan la máxima velocidad de

bombeo, tal como excesiva compresión de las cabillas, eficiencia baja del sistema, etc. La

máxima velocidad de bombeo para una aplicación dada depende de lo siguiente:

Geometría de la unidad de bombeo

Longitud de la carrera de la barra pulida

Material y diseña de la sarta de cabillas

Tamaño de pistón de la bomba

Fricción cabillas-tubería

Pandeo o compresión de la sarta de cabillas

El programa de computadora RODSTAR contiene "Conocimientos" acerca de la velocidad

máxima de máxima de bombeo para ayudar al usuario a evitar problemas. El programa

usa este conocimiento si se está introduciendo toda la data o si se le pide a que diseñe

automáticamente el sistema por nosotros.

CAPITULO 9

ANÁLISIS DIAGNOSTICO

Ya que el bombeo mecánico fue usado primero para levantar petróleo, los operadores

han estado tratando de diagnosticar las causas de la reducción de producción y las fallas

en equipos. En los primeros días, el operador experto podía detectar problemas tocando

la barra pulida con su mano u oyendo la caja de engranaje (así dicen). Sin embargo, al

aumentar la necesidad de precisión, se desarrollaron instrumentos diagnósticos para

ayudar al operador a encontrar problemas con mayor eficacia y precisión. El dinamómetro

mecánico y el nivel de fluido sonoro fueron los instrumentos que cambiaron la forma en

que se analizan los sistemas de bombeo. El primer dinamómetro mecánico se

enganchaba a la barra pulida y se movía arriba y abajo, una aguja se movía

horizontalmente sobre un tambor con un papel parafinado alrededor. Este dibujo de la

carga en la barra pulida contra la posición fue la carta dinagrafica original.

Los dinamómetros modernos son ahora universalmente utilizados para ayudar a

diagnosticar muchos problemas en sistemas de bombeo. Hasta hace pocos años, las

cartas dinagraficas se usaban para hallar problemas comparando sus formas con formas

características para diferentes problemas en el mismo campo. El operador necesitaba

mucha experiencia con los pozos en su campo para diagnosticar problemas con precisión

partiendo de cartas dinagraficas de superficie. En un intento por comprender mejor el

bombeo mecánico y las cartas dinagraficas, W. E. Gilbert, en 1935 desarrolló un

instrumento para medir las cartas dinagraficas de fondo. Estos primeros registros

dinamométricos dieron un primer vistazo a la relación entre la operación de la bomba y la

forma de la carta dinagrafica de fondo. Este trabajo fue esencial para agilizar el desarrollo

de técnicas diagnósticas más precisas.

La tecnología diagnóstica moderna se basa en una solución matemática de la ecuación

de onda. Este método fue primero desarrollado por S. G. Gibbs cuando trabajó con Shell

Oil Company en los años 60. La ecuación de onda unidimensional amortiguada modela el

comportamiento de la sarta de cabillas y permite el cálculo de cargas de fondo en

cualquier punto. La técnica para la solución de la ecuación de onda depende de un

modelo matemático de la sarta de cabillas numéricamente resuelto por computadora. El

método se puede usar para calcular cartas dinagráficas de fondo a partir de una carta

dinagráfica de superficie Las cartas dinagráficas de fondo son más fáciles de interpretar

que las de superficie porque su forma (en la mayoría de los pozos) depende sólo de lo

que está pasando en la bomba.

9.1 FUNDAMENTOS DEL ANÁLISIS DIAGNOSTICO EN SISTEMAS DE BOMBEO CON

CABILLAS.

Los métodos actuales de análisis diagnóstico computarizado tales como RODDIAG,

combinan la solución de la ecuación de onda para el análisis de equipos de subsuelo con

cálculos precisos de muchas otras cantidades. Estas incluyen torque de la caja de

engranaje, balanceo de la unidad, consumo de energía, carga estructural en la unidad de

bombeo, etc. Un programa computarizado para el análisis de los equipos de superficie y

fondo puede responder con rapidez y exactitud prácticamente todas las preguntas acerca

del desempeño del sistema.

Sin embargo, ya que no todos los pozos son iguales, se pueden requerir diferentes

herramientas para diagnosticar problemas dependiendo de las condiciones del pozo. Para

un análisis diagnóstico exacto, debemos dividir los pozos con bombeo mecánico en dos

grupos. El primer grupo, al cual llamaremos "Grupo 1", incluye pozos mayores de 4000

pies de profundidad con cualquier tamaño de pistón, y pozos con menos de 4000' y

pistones de 2" o menos. El segundo grupo, al cual llamaremos "Grupo 2" incluye pozos

con más de 4000' y con pistón de 2.00" o mayores. Estos dos grupos de pozos poseen

características únicas que debemos conocer para diagnosticar problemas con precisión.

9.1.1 Características de los pozos “Grupo 1”

Este grupo incluye pozos mayores de 4000 pies de profundidad con cualquier

tamaño de pistón, y pozos con menos de 4000' y pistones de 2" o menos. Por lo tanto,

abarca la mayoría de los pozos que hoy en día usan bombeo mecánico. Para estos

pozos, la carta dinagráfica de superficie depende de varios factores como profundidad de

la bomba, material y diseño de la sarta de cabillas, velocidad de bombeo, unidad de

bombeo, llenado de la bomba, tipo de unidad motriz, etc. Esto hace muy difícil el análisis

de las cartas dinagráficas de superficie. Por lo contrario, la carta dinagráfica de fondo sólo

depende de las condiciones de la bomba y es mucho más fácil de diagnosticar. Por

ejemplo, la forma de una carta dinagráfica de fondo correspondiente a bomba llena o

golpe de fluido será la misma, sin importar la profundidad, unidad de bombeo, sarta de

cabillas, velocidad de bombeo, etc.

Hay disponible para su verificación formas de cartas dinagráficas de fondo para el

Grupo 1" y se han publicado muchos artículos sobre técnicas de análisis diagnóstico para

estos sistemas. Un programa computarizado de diagnóstico de la ecuación de onda que

pueda calcular la carta dinagráfica de fondo a partir de una carta dinagráfica de superficie

da suficientes datos para diagnosticar problemas de bomba. Esto se puede hacer

comparando la forma de la carta dinagráfica de fondo obtenida con formas que

correspondan a condiciones conocidas. Las figuras 9.1 a 9.4 muestran varias formas

verificadas de cartas dinagráficas de fondo que pueden ser usadas para este propósito.

9.1.2 Características de los pozos Grupo 2

En comparación con el "Grupo 1", los pozos del "Grupo 2", representan un pequeño

porcentaje de los pozos actuales con bombeo mecánico. Sin embargo, ya que el Grupo 2

incluye pozos con más de 4000' y con pistón de 2.00" o mayores, ellos representan a

pozos con alto volumen que pueden resultar en grandes pérdidas de producción al

pararse. La razón para separar los pozos Grupo 2 de los pozos Grupo 1 es porque los

mismos son afectados por las fuerzas de inercia de los fluidos.

En pozos más profundos, la carga de las cabillas es el mayor factor limitante de la tasa de

producción. Por lo tanto, para reducir la carga de las cabillas se debe usar un pistón de

poco diámetro Además, en pozos más profundos (mayores de 4000 pies) la sarta de

cabillas actúa como un amortiguador, estirándose al aumentar la carga en el pistón. Esto

absorbe efectivamente el "golpe" de recibir la carga de fluido en la carrera ascendente y

no aparecen fuerzas de dinámica del fluido en la carta dinagráfica de fondo. Sin embargo,

en los pozos someros de alta producción del Grupo 2, la inercia del Muido es significativa

y con frecuencia duplican la carga sobre el pistón. Debido a que los pistones en estos

pozos son grandes, éstos deben recoger el Huido y acelerarlo a la tubería en tasas mucho

mayores que en pozos más profundos. Además, debido a la poca profundidad, la sarta de

cabillas está prácticamente rígida y no provee ningún nivel de amortiguación. Esto resulta

en cargas significativamente mayores de las previstas considerando sólo la carga del

fluido.

La inercia del fluido que se refleja en el pistón dependerá del tamaño y velocidad del

pistón. Esto dificulta el análisis de los pozos del Grupo 2. Para los pozos del Grupo 2, las

formas de las cartas dinagráficas de fondo y superficie dependerán de las condiciones de

la bomba, profundidad, tamaño del pistón, velocidad de bombeo y compresibilidad del

fluido. Por lo tanto, a diferencia del Grupo 1, no se puede identificar la condición de la

bomba de fondo sólo por comparación de la carta obtenida con formas conocidas de

cartas dinagráficas.

Hasta ahora, las características peculiares de los pozos del Grupo 2 no habían sido

documentadas y no se habían escrito artículos sobre el asunto. Ya que la forma de la

carta dinagráfica de fondo depende de tantos factores, las técnicas diagnósticas

convencionales son insuficientes. Comparar cartas dinagráficas de fondo obtenidas para

pozos del grupo 2 con formas de cartas conocidas para el grupo 1 puede llevar a

diagnósticos herrados. Por ejemplo, una carta de fondo con bomba llena de un pozo

Grupo 2 puede ser idéntica a una forma correspondiente a válvula fija o viajera

severamente dañada en pozos Grupo 1 . Esto puede ocasionar entradas de máquina

innecesarias y frustración. Para diagnosticar problemas de bombas del Grupo 2 se

necesita una herramienta adicional hasta ahora no disponible. Tal herramienta es un

programa predictivo de ecuación de onda que modela no sólo el comportamiento de la

sarta de cabillas sino también los efectos de la inercia del fluido. RODSTAR es la

herramienta, porque RODSTAR puede modelar los efectos de la inercia del fluido, puede

con precisión simular el comportamiento de los pozos del Grupo 2. RODSTAR puede

predecir la forma de las cartas dinagráficas de superficie y de fondo para bomba llena. Sí

la forma de la carta dinagráfica predictiva coincide con la carta tomada sabremos que la

bomba está en buenas condiciones mecánicas.

9.1.3 Beneficios Adicionales de un Análisis Diagnostico Computarizado.

Además de diagnosticar la condición de la bomba, los programas modernos de

análisis diagnóstico computarizado dan información cuantitativa precisa acerca de cada

componente del sistema. Aun con considerable experiencia en formas de cartas

dinagráficas, el diagnóstico de problemas a partir de cartas dinagráficas de superficie es

muy limitado Aunque se puede identificar un barril gastado o un llenado incompleto sólo

mirando una carta dinagráfica de superficie, aun resulta difícil responder muchas

preguntas sobre el sistema. Por ejemplo, con un análisis computarizado se puede

detectar no solo un golpe de fluido sino mucha más información. Esta incluye, recorrido

neto del pistón, carga en casa sección de las cabillas, efecto del golpe de fluido sobre la

carga en la caja de engranaje y muchos otros parámetros no disponibles en un análisis

cualitativo de una carta dinagráfica de superficie. RODDIAG da aun más información

como consumo diario de energía, costo de producción por barril, tensiones al comienzo y

el fin de cada sección de cabillas, etc.

La interpretación de las caitas de fondo permite distinguir entre problemas

mecánicos de la bomba como fuga por válvulas o pistón, y problemas con el manejo de

fluidos como interferencia por gas o golpe de fluido. Esto ayuda a evitar innecesarias

entradas de máquina y ayuda a identificar problemas como mal espaciado que se pueden

corregir sin entrada de máquina.

9.2 ANÁLISIS DE CARTAS DE FONDO EN POZOS DEL "GRUPO 1"

Las figuras 9.1 a 9.4 muestran una serie de formas de cartas dinagráficas de fondo que

corresponden a la mayoría de las condiciones operativas de bombeo o problemas en

pozos del Grupo 1. Luego de obtener una carta dinagráfica de fondo usando un programa

computarizado de diagnóstico de ecuación de onda, se puede comparar con las formas

en estas figuras para determinar las condiciones de la bomba. Recordando siempre que

estas formas son válidas sólo para pozos del Grupo 1.

Aunque esta comparación permite hallar problemas más fácil que con una carta de

superficie, no explica de dónde vienen éstas formas. Para comprender las formas de las

cartas dinagráficas es necesario entender la física detrás de la acción de la válvula

durante el ciclo de bombeo. La carta dinagráfica de fondo es un gráfico de carga contra

posición de la acción de las cabillas sobre el pistón. La carga sobre el pistón depende de

la presión del fluido (Pa) sobre él, y la presión del barril de la bomba (Pb) debajo de él (ver

Figura 9.5). La presión Pa es la sumatoria de las presiones de la columna de fluido y la

presión en el cabezal. Esta presión suele ser constante durante todo el ciclo de bombeo

(excepto en casos de pozos someros con aceleración de fluido, los cuales discutiremos

luego). La presión (Pi) en la entrada de la bomba depende del nivel de fluido y de la

presión del casing. Esta presión también es constante durante todo el ciclo de bombeo. La

presión del barril de la bomba (Pb) es la única presión que cambia significativamente.

Comprender cómo la Pb cambia en la carrera ascendente y descendente es la clave para

entender las formas de las cartas.

9.2.1 Acción de la Válvula como Función de la Presión del Barril de la Bomba.

Para bombear fluido, tanto válvula fija como la viajera deben abrir y cerrar durante el ciclo

de bombeo. Si alguna válvula permanece abierta o cerrada, no se bombeará fluido.

Respecto a la Figura 9.5, para que la válvula viajera abra, la presión del barril de la bomba

Pb debe exceder la presión Pa sobre la bomba. Para que la válvula fija abra. Pb debe ser

menor que la entrada de presión a la bomba Pi. Si la bomba está en buenas condiciones

mecánicas y con llenado completo, al inicio de la carrera ascendente la válvula viajera

cierra y la válvula fija abre. Similarmente, al inicio de la carrera descendente la válvula

viajera abre y la válvula fija cierra. E consecuencia, se forma el paralelograma

característico de bomba llena. Para otras formas de cartas tales como fuga en válvulas,

interferencia por gas y otros problemas, la explicación de la forma de la carta dinagráfica

es un poco más compleja. En la mayoría de los casos, comprender cómo cambia la

presión del barril de la bomba durante el ciclo de bombeo es la clave para entender las

formas de las cartas de fondo.

Longitud de Embolada "Aparente" Versus "Efectiva"

Una nueva y útil rutina de cálculo fue añadida a RODDIAG y RODSTAR para

calcular con mayor precisión la producción que se puede esperar basándose en la carta

de fondo. Esta afecta los casos donde la forma de la carta muestra llenado incompleto de

la bomba debido a golpe de fluido o interferencia por gas. El fin del recorrido neto

corresponde al punto donde la carga de fluido es transferida de la válvula viajera a la

válvula fija.

El recorrido neto es menor o igual al recorrido neto aparente dependiendo de la

cantidad y presión de gas en la bomba. La razón para esta diferencia se debe a que

cuando la presión en el barril de la bomba es suficiente para abrir la válvula viajera en la

carrera descendente hay una capa de gas comprimido en la bomba, Aunque la presión en

el barril de la bomba es lo suficientemente alta para abrir la válvula viajera, la capa de gas

comprimido reduce el recorrido neto (que produce fluido) y por ende, hay menos fluido

producido por embolada que lo indicado por la forma de la carta. La siguiente imagen

ilustra lo que sucede en la bomba cuando hay un llenado incompleto y la diferencia entre

recorrido aparente y recorrido efectivo del pistón.

A menor carga de fluido (es decir cuánto más somero sea el pozo), mayor diferencia

habrá entre los recorridos real y aparente. La diferencia puede ser mayor en pozos

someros con bajo volumen. Esto se debe a que no se necesita mucha presión en la

bomba para abrir la válvula viajera en la carrera ascendente. Entonces, una porción

significativa del recorrido neto del pistón se debe a gas comprimido, no a liquido. En

pozos profundos, la presión en el barril de la bomba en la carrera descendente debe ser

muy alta para contrarrestar la gran presión hidrostática de fluido sobre la válvula viajera

en la carrera descendente. Por lo tanto, cuando abre la válvula viajera y la carga de fluido

es transferida de la válvula viajera a la válvula fija, el gas en la bomba es transferido a un

volumen muy pequeño. Esto hace que la diferencia entre el recorrido aparente y el

recorrido neto del pistón sea muy pequeña.

El desplazamiento neto se calcula usando el recorrido neto del pistón y debe

concordar con la producción real del pozo.

9.2.2 Cálculo de Entrada de Presión a la Bomba y Nivel de Fluido.

Como se ve en la Figura 9.5, durante el ciclo de bombeo la carga del fluido sobre el

pistón va a depender del nivel de fluido, la gravedad específica del fluido y las presiones

de revestidor y tubería Se puede usar una carta dinagráfica de fondo obtenida con un

programa de ecuación de onda para estimar la entrada de presión a la bomba y el nivel de

fluido. La carga del fluido (Fo) sobre el pistón de la bomba dependerá de presión sobre y

bajo él, ó:

Ya que sólo hay un pequeño salto de presión entre la entrada de presión a la bomba y el

barril de la bomba podemos remplazar Pb con Pi en la ecuación 9.1 y obtenemos:

Con la siguiente ecuación se puede calcular la presión Pa si se conoce la gravedad

específica promedio del fluido producido en la tubería:

La presión de entrada a la bomba se puede calcular mediante la ecuación 9.2:

Pa se puede calcular con la ecuación 9.3 y Ap según el diámetro del pistón como se

ve en la Figura 9.5. La carga del fluido (Fo) se obtiene de la carta dinagráfica de fondo

como muestra la Figura 9.5. Las dos líneas horizontales dibujadas en la carta dinagráfica

de la Figura 9.5 separan las fuerzas de fricción de la carga real de fluido sobre el pistón.

Más adelante se explica cómo se trazan esas líneas. Podemos asumir que se puede

obtener Fo a partir de una carta dinagráfica de fondo. Sin embargo, ya que el cálculo de la

carga de fluido depende de cómo se dibujan dichas líneas, la entrada de presión a la

bomba calculada mediante la ecuación 9.4 es una aproximación. Conociendo cómo

colocar las líneas horizontales y la gravedad específica promedio del fluido producido,

entonces, la ecuación 9.4 da resultados exactos.

Luego se puede usar la presión de entrada a la bomba para determinar cuánto mas

fluido puede producir el pozo o si el pozo está achicado. Sin embargo, muchas personas

están más familiarizadas con el nivel de fluido que con la presión de entrada a la bomba.

Por eso, es útil poder obtener el nivel de fluido usando este método. Como se ve en la

Figura 9.5, se puede despejar una ecuación para presión de entrada a la bomba desde el

revestidor así:

Luego de calcular la presión de entrada a la bomba con la ecuación 9.4, podemos

despejar H en la ecuación 9.5:

H son los pies de fluido sobre la bomba. Se puede calcular el nivel de fluido desde

superficie (correspondiente a un disparo de nivel de fluido) asi:

FL= L - H Ecuación (9.7)

Donde:

FL - Nivel de Huido desde la superítele (pies)

L - Profundidad de la bomba (pies)

H - Nivel de fluido (Pies sobre la bomba)

Como muestra la ecuación 9.6, se debe conocer la gravedad especifica del fluido en

la tubería. Si el pozo está produciendo petróleo, entonces se puede asumir que el fluido

en el anular es petróleo Esto se debe a que el petróleo, por ser más liviano que el agua.

Mota encima. Sin embargo, si hay mucho gas o vapor burbujeando a través del fluido del

revestidor, es difícil obtener una gravedad específica exacta para el fluido en el revestidor.

Además, aun si se pueden calcular los pies de fluido espumoso sobre la bomba, no sería

un dato significativo o útil a menos que se conozca el gradiente de dicho fluido. Una forma

más práctica de usar la ecuación 9 6 es calcular un nivel de fluido “efectivo" usando la

misma gravedad especifica del fluido en la tubería o usando la gravedad específica del

petróleo. Sustituyendo SGt por SGc en la ecuación 9.6 se pueden calcular los pies

"producibles” de fluido sobre la bomba. Por ejemplo, para un fluido muy espumoso, se

puede descubrir que 300 pies de fluido sobre la bomba equivalen a 5 pies de fluido con la

misma gravedad específica que en la tubería. Si esto es así, entonces no se puede

esperar producción adicional.

9.2.3 Cálculo de la Carga de Fluido y Recorrido Neto del Pistón

Para calcular la carta dinagráfica de fondo usando la ecuación de onda se debe

asumir una fricción promedio entre las cabillas y la tubería. El programa computarizado

utiliza este número para calcular las cargas en la tracción de las cabillas mientras la

bomba sube y baja. Si se pudiera modelar la cantidad exacta de fricción en las cabillas, el

programa de ecuación de onda podría calcular con exactitud la carta dinagráfica de fondo.

Por ejemplo, para golpe de fluido, el programa calcularía una carta dinagráfica similar a la

de la Figura 9.6. La razón para la forma de la carta dinagráfica de fondo será explicada

luego. Por ahora, es suficiente saber que no hay suficiente fluido para llenar la bomba, en

la carrera descendente la válvula viajera permanece cerrada hasta que el pistón golpea la

superficie del fluido.

En consecuencia, para la primera parte de la carrera descendente la carga de fluido

permanece alfa hasta que el pistón golpea el fluido y la válvula viajera abre. Aquí, la

distancia entre las líneas de tope y de base en la carta dinagráfica es la carga de fluido

sobre el pistón. El recorrido total de la bomba es el movimiento total del pistón como se ve

en la Figura 9.6. La embolada neta es la porción del recorrido de la bomba durante la cual

el pistón se mueve a través del fluido en la bomba En otras palabras, embolada neta es la

porción de recorrido de la bomba que produce fluido.

9.2.4 Ajuste de Líneas para Separar Fricción de Carga de Fluido Real.

Al resolver la ecuación de onda para calcular la carta dinagráfica de fondo, se asume

una fricción uniforme entre las cabillas y la tubería Pero, debido a que tal fricción es

diferente en cada pozo, es imposible saber cuánta fricción usar para resolver la ecuación

de onda. Afortunadamente, no es necesario saber la fricción exacta para obtener

resultados útiles. Al resolver la ecuación de onda para calcular la carta dinagráfica de

fondo es mejor subvalorar la fricción de las cabillas en lugar de sobrevaluarla. Al

sobrevaluar la fricción de las cabillas, la ecuación de onda eliminará más carga de la carta

dinagráfica de fondo que lo que debería. Esto se traduciría en una forma errada de carta

dinagráfica de fondo. En consecuencia, se recomienda usar un bajo coeficiente de fricción

durante la solución de la ecuación de onda al calcular la carta dinagráfica de fondo. Por

ejemplo, la fricción cabilla tubería en RODDIAG es 1.0 por defecto, esto es menos que la

fricción real en la mayoría de los casos. El único efecto colateral de esta práctica es que

las cartas dinagráficas de fondo calculadas serás "más gordas" que lo real porque la

ecuación de onda remueve sólo parte de la carga de fricción. Las fuerzas de fricción

remanentes aparecen como carga extra en la carta dinagráfica de fondo. En el ejemplo de

la Figura 9.6, la carta dinagráfica calculada real se parecerá más a la Figura 9.7. Esta

forma de carta dinagráfica sigue siendo útil al identificar que la bomba está golpeando

fluido. Sin embargo, para obtener la carga de fluido necesaria para calcular la entrada de

presión a la bomba, es necesario ahora remover las fuerzas de fricción excedentes. Esto

se puede hacer dibujando dos líneas horizontales como en la Figura 9.7, la carga sobre la

línea superior y bajo la línea inferior es fricción. La distancia entre las dos líneas

horizontales es la carga de fluido real.

Para dibujar correctamente las líneas horizontales se debe tener experiencia en

interpretación de formas de cartas dinagráficas. También se debe tener una idea de

cuánta fricción cabilla-tubería existe en el pozo. Si asumimos que las fricciones en

ascenso y descenso son casi iguales, entonces para el caso de golpe de fluido se pueden

dibujar las líneas como en la Figura 9.7. La línea horizontal superior intercepta la "nariz"

de la carta dinagráfica. Esto divide la fricción equitativamente entre ascenso y descenso.

La línea inferior se dibuja de manera tal que remueva casi la misma cantidad de fricción

que la línea superior. Para golpe de fluido, el ajuste de las líneas es sencillo porque la

carta dinagráfica de fondo tiene una nariz. También, ya que la bomba golpea fluido, el

nivel de fluido debe estar cerca de la entrada a la bomba. Una vez decidido dónde colocar

las líneas cuando el pozo golpea fluido se puede usar la misma ubicación con llenado

completo. Si el pozo no golpea se puede disparar un nivel de fluido y tomar una carta

dinagráfica al mismo tiempo. Luego se calcula la carta dinagráfica de fondo, se ajustan las

líneas horizontales de manera que concuerden con el nivel de fluido. Se elimina igual

cantidad de fricción en la carrera ascendente y la descendente. Desde este momento, se

usa el mismo ajuste de líneas cada vez que se analiza el pozo.

Sin embargo, se debe recordar que hay otros factores que pueden afectar la exactitud de

la presión de entrada a la bomba y el nivel de fluido calculados. Como se ve en la

ecuación 9.2, el cálculo de la carga de fluido depende de la exactitud de los valores para

Pa y Ap. Como se ve en la ecuación 9.3, depende del valor promedio de gravedad

específica del fluido en la tubería. Este número puede afectar la exactitud de la presión de

entrada a la bomba y el nivel de Huido efectivo calculado por RODDIAG. Al estimar la

gravedad específica del fluido en tubería se debe considerar el agua, gas y petróleo

producidos. Si el pozo está produciendo sólo petróleo y agua con poco gas se puede

calcular la gravedad específica del fluido de esta manera:

Se puede convertir la gravedad del petróleo en grados API a gravedad específica así:

En pozos productores de gas se debe considerar el gas libre en la tubería al estimar

la gravedad específica promedio en la tubería. Esto se puede lograr mediante

correlaciones de flujo multifasico si se tienen los dalos o por ensayo y error. Una forma de

revisar la gravedad específica estimada del fluido es usando RODDSTAR para predecir la

carta dinagráfica del pozo en cuestión. Si la gravedad específica estimada es correcta, la

carta predictiva debe coincidir con la tomada en campo (asumiendo que la bomba esta en

buenas condiciones mecánicas).

El programa computarizado RODDIAG viene con un manual de usuario que muestra

varios ejemplos de cómo ajustar las líneas en diferentes formas de cartas. El ajuste de

líneas para determinar la carga del fluido sólo debe hacerse para cartas dinagráficas de

fondo que muestren buena condición mecánica de la bomba. Si la bomba está gastada,

no puede tomar toda la carga del fluido. Entonces, si se colocan líneas horizontales en

tales cartas se obtendrán resultados errados. Además, es difícil colocar las líneas en

cartas tales como fuga en válvula viajera o bomba gastada.

El programa computarizado RODDIAG permite calcular la presión de entrada a la

bomba y nivel de fluido implementando la técnica de colocar líneas horizontales en la

carta dinagráfica de fondo. RODDIAG usa las ecuaciones arriba indicadas y una técnica

interactiva de cálculo única que permite colocar las líneas horizontales sobre la carta

dinagráfica de fondo en la pantalla del computador. Mientras se mueven las lineas,

RODDIAG calcula la presión de entrada a la bomba y el nivel de fluido en tiempo real. Al

ver cuan sensitivos son estos números a donde se colocan las lineas, se puede tener una

idea del rango real de la presión de entrada a la bomba. RODDIAG usa la misma técnica

para permitir un cálculo preciso del recomdo neto del pistón y la producción según el

recorrido neto del pistón (fluido a través de la bomba)

9.3 EXPLICACIÓN DETALLADA DE LAS FORMAS DE LAS CARTAS DINAGRAFICAS

DE FONDO.

El análisis diagnóstico de los problemas en bombas de subsuelo por comparación con

formas de condiciones conocidas es simple, siempre y cuando forma de la carta

dinagráfica de fondo calculada coincida con una forma conocida. El diagnóstico se

dificulta cuando la carta tomada difiere de las formas conocidas. Para detectar con

precisión problemas en las bombas se deben comprender las razones detrás de las

formas de las cartas dinagráficas. Se debe entender cómo la condición mecánica de la

bomba y la presión del fluido afectan la forma de la carta dinagráfica. La siguiente

explicación detallada de formas comunes de cartas dinagráficas facilitará este

conocimiento.

9.3.1 Interferencia por Gas

La figura 9.2 muestra una típica carta dinagráfica de fondo para interferencia por gas.

Para entender por qué la carta tiene tal forma debemos ver en detalle los cambios de

presión en el barril de la bomba durante el ciclo de bombeo. La Figura 9.8 muestra lo que

sucede en la bomba en puntos clave del ciclo de bombeo. Debemos recordar que la

presión en el barril de la bomba debe ser mayor que la presión sobre el pistón para abrir

la válvula viajera. Para abrir la válvula fija, la presión en el barril de la bomba debe ser

menor a la presión de entrada a la bomba. La presión en la tubería sobre el pistón de la

bomba permanece constante durante todo el ciclo. La entrada de presión a la bomba

también permanece constante ya que ésta depende del nivel de fluido en el revestidor.

Cuando hay interferencia por gas una mezcla de líquido y gas libre están entrando en la

bomba. A continuación una explicación detallada de cómo la carga en el pistón cambia

durante la carrera ascendente y la descendente:

1 En el punto A, el pistón comienza a subir. Sin embargo, antes que la válvula fija pueda

abrir, la presión en el barril de la bomba debe ser menor que la entrada de presión a la

bomba. El pistón se mueve de A hasta B antes que la presión en el barril caiga lo

suficiente para recoger completamente la carga del fluido y abra la válvula fija. Desde A

hasta B el pistón está expandiendo el gas en la bomba. Si no hubiere gas en el barril de la

bomba, la presión caería muy rápido y la válvula fija abriría tan pronto el pistón comience

a subir. Pero, debido al gas libre en la bomba, una parte significativa de la embolada se

desperdicia expandiendo gas en lugar de producir más líquido. Espaciando el pistón de la

bomba más cerca del fondo de la bomba se puede minimizar ésta pérdida de recorrido

debido a la expansión de gas.

2 En el punto B. la carga del fluido es soportada completamente por el pistón, la válvula fija

está abierta, y el fluido está entrando en el barril de la bomba. Esto continúa durante el

resto del recorrido hasta el punto C.

3 En el punto C, el pistón de la bomba ha alcanzado el tope de su recorrido y se acerca a

una parada momentánea antes de empezar a descender.

4 En el punto D, el pistón se está moviendo hacia abajo. La válvula viajera está cerrada ya

que la presión sobre ella es mayor que la presión debajo. Debido a que la presión del

barril está aumentando, la carga en las cabillas está bajando

5 En el punto E. el pistón ha bajado más y ha comprimido la mezcla de gas y líquido en la

bomba a una presión aun mayor. Esto reduce aun más la carga de las cabillas. Ya que la

presión en este punto sigue siendo menor que la presión sobre el pistón, la válvula viajera

continúa cerrada.

6 En el punto F, el pistón ha bajado lo suficiente para comprimir el fluido en el barril a una

presión mayor que la que está sobre el pistón. En este instante la válvula viajera abre v el

fluido en el barril de la bomba es transferido a la tubería. La válvula viajera permanece

abierta durante el resto de la carrera descendente.

Durante la carrera ascendente, el pistón tubo que moverse desde A hasta B antes que

la válvula fija abriera. El recorrido de A hasta B no produjo fluido alguno. Similarmente, en

la carrera descendente el pistón tubo que moverse desde C hasta F antes que la válvula

viajera abriera. De nuevo, esta parte del recorrido no produjo fluido. En consecuencia, el

recorrido neto aquí es desde B hasta F como se ve en la Figura 9.8 ya que es la única

parte del ciclo de bombeo donde se produce fluido. Note que debido a la interferencia del

gas, el recorrido neto (de B a F) es pequeño comparado con el recorrido total (de A a C).

Esto explica por qué la eficiencia del sistema es baja con interferencia por gas.

9.3.2 Golpe de Fluido

La figura 9.9 muestra lo que sucede en la bomba cuando el pozo se achicó y golpea

fluido, en el punto A el pistón comienza a subir. La válvula viajera cierra, y la válvula fija

abre. Desde A hasta B, el fluido está entrando en el barril y el pistón soporta toda la carga

del fluido. Sin embargo, debido a que no hay suficiente fluido para llenar el barril de la

bomba, al final de la carrera ascendente la bomba está parcialmente llena con fluido y

parcialmente llena con gas a baja presión.

Al iniciar la carrera descendente, al no haber fluido para abrir la válvula viajera,

permaneció cerrada. La carga en el pistón permanece alta (excepto por una pequeña

caída debido a la fricción cabilla-tubería), hasta que el pistón golpea el fluido en el punto

D. En este instante, la válvula viajera abre y el fluido se transfiere rápidamente del pistón

a la tubería. Debido a que en este punto el pistón está viajando cerca de su máxima

velocidad, el pistón, el barril de la bomba y las cabillas están sujetos a un fuerte impacto

como se ve en la figura en la figura 9.9. Este impacto del pistón sobre el fluido a alta

velocidad es la causa de muchos problemas asociados a golpe de fluido.

9.3.3 Fuga en Válvula Viajera o en Pistón

Una fuga por la válvula viajera o por el pistón son problemas muy comunes. La

figura 9.10 ayuda a explicar la forma de una carta dinagráfica de fondo que corresponde a

una válvula viajera o un pistón con fuga. La principal característica de la forma de esta

carta dinagráfica es lo redondeado en la mitad superior de la carta. Esto sucede porque la

válvula viajera o el pistón no pueden tomar completamente la carga del fluido como

sucede en una carta de bomba llena.

Al ¡ruciar el pistón su carrera ascendente, toma lentamente la carga del fluido. Pero,

debido a que el fluido se está fugando hacia el barril de la bomba, la presión en el barril de

la bomba no cae lo suficientemente rápido para que el pistón recoja la carga completa del

fluido. Para crear suficiente diferencial de presión el pistón para tomar la carga del fluido

el pistón debe moverse más rápido que la fuga presente en él. Dependiendo de la

severidad de la fuga, el pistón podrá o no, recoger completamente la carga del fluido. La

carga máxima de fluido en el pistón ocurre aproximadamente a la mitad de la carrera

donde el pistón viaja a su máxima velocidad. Sin embargo, después de este punto, al

bajar la velocidad del pistón, la fuga de fluido provoca una pérdida de carga en el pistón.

El paso del fluido del pistón hacia el barril, hace aumentar la presión dentro del barril de la

bomba. Esto se traduce en menos y menos carga de fluido sobre el pistón a medida que

su velocidad se reduce hacia el final de su recorrido.

En la carrera descendente, cuando la válvula viajera abre y la carga de fluido es

transferida a la tubería, la fuga en la válvula viajera o el pistón no tiene efecto alguno. Por

tanto, la carga del fluido durante la carrera descendente permanece constante e iguala la

fuerza de flotación en el fondo de la sarta de cabillas.

9.3.4 Fuga en la Válvula Fija.

Como muestra la Figura 9.11, la forma de una carta dinagráfica de fondo

correspondiente a fuga en la válvula fija es una imagen de espejo de la forma de una

carta para fuga en la válvula viajera o pistón. Para comprender la forma de una fuga por

válvula fija debemos recordar que una carta dinagráfica de fondo representa los cambios

de carga contra posición justo sobre el pistón. En consecuencia, la forma de una fuga a

través de la válvula fija muestra el efecto que tiene sobre la carga del pistón una fuga en

la válvula fija.

En la carrera ascendente, al iniciar el pistón su movimiento hacia el punto A, la

válvula viajera cierra y el pistón recoge la carga del fluido. Simultáneamente la válvula fija

abre permitiendo que el fluido entre en el barril de la bomba. Hasta este punto, la fuga en

la válvula fija no tiene efecto sobre la carga en el pistón. Al iniciar la bomba su carrera

descendente la válvula fija gastada tiene un impacto significativo sobre la carga del pistón

y de allí la forma de la carta.

Si la válvula fija está en buenas condiciones, al iniciar el pistón su viaje descendente

comprime el fluido en el barril de la bomba. Esto hace que la presión en el barril de la

bomba aumente rápidamente a una presión mayor que la presente sobre el pistón. Esto

abre la válvula viajera y transfiere la carga del fluido de las cabillas a la tubería. Sin

embargo, debido al desgaste de la válvula fija, la presión en el barril de la bomba no

puede aumentar con suficiente rapidez ya que el fluido se está fugando a través de la

válvula fija. Entonces, para que la presión en el barril de la bomba aumente con suficiente

velocidad para liberar por completo la carga del fluido del pistón a la tubería, el pistón

debe moverse rápido para sobreponerse a la fuga. Dependiendo de la severidad de la

fuga puede no ser posible liberar completamente la carga del fluido. La carga mínima de

fluido sobre el pistón durante la carrera descendente ocurre aproximadamente a la mitad

de la carrera cuando el pistón tiene su máxima velocidad. Después de este punto.

Mientras el pistón desacelera, la fuga de fluido provoca aumento de carga en el pistón. Al

pasar el fluido por la válvula lija disminuye la presión dentro del barril de la bomba. Esto

resulta en un aumento cada vez mayor de la carga de fluido sobre el pistón mientras su

velocidad disminuye hacia el final de la carrera descendente.

9.3.5 Tubería no Anclada

Cuando la tubería no está anclada o si el ancla no está sujetando, la forma de la

carta dinagráfica de fondo para bomba llena se inclina a la derecha. La Figura 9.12 ayuda

a explicar la razón de esta forma. Para comprender esta forma recordemos que cuando la

válvula viajera abre durante la carrera descendente, la carga del fluido es transferida del

pistón a la tubería. Esto provoca estiramiento de la tubería. Cuando la válvula viajera

cierra durante la carrera ascendente, se transfiere la carga de fluido de la tubería a las

cabillas. Esto hace que la tubería retorne a su posición no-estirada como se ve en la

Figura 9.12.

Cuando el pistón comienza a subir en el punto A, la válvula viajera empieza a tomar

la carga del fluido mientras la presión en el barril de la bomba comienza a caer. Cuando el

pistón comienza a tomar la carga del fluido de la tubería, la tubería empieza a contraerse.

En un primer momento la tubería y la válvula fija suben a la misma razón que el pistón. Ya

que la distancia relativa entre la válvula viajera y la fija permanece constante, la carga en

el pistón no cambia.

Al aumentar la velocidad del pistón, rápidamente alcanza la tasa de contracción de la

tubería y en el punto B, el pistón ha recogido más del 50% de la carga del fluido.

Finalmente, en el punto C, la tubería ha retornado a su posición no estirada y el pistón ha

recogido la carga del fluido. De C a D la válvula viajera ha cerrado, la válvula fija está

abierta, y el pistón soporta la carga del fluido. Por lo tanto, la carga de fluido en el pistón

permanece constante.

9.3.6 Ancla de Tubería Mal funcionando

Si el ancla de tubería funciona mal, puede resultar en una carta dinagráfica de fondo

con forma similar a la de la figura 9.13, en el punto A, al empezar el ascenso del pistón, el

ancla de tubería está reteniendo y el pistón empieza a recoger la carga del fluido. En el

punto B, el ancla de tubería se afloja y sube. Cuando esto sucede, la tubería (y la válvula

viajera) están subiendo a la misma velocidad que el pistón. Durante el corto periodo de

tiempo que esto ocurre (desde B hasta B i. la distancia relativa entre la válvula viajera y la

válvula fija permanece constante y no suceden cambios de carga. Pero, a medida que el

pistón aumenta su velocidad, rápidamente recoge toda la carga del fluido en el punto C.

Como se ve en la Figura 9.13, del punto B' hasta C la carta dinagráfica tiene la forma

característica de tubería desanclada.

Durante el resto de la carrera ascendente (desde el punto C hasta el punto D) nada más

cambia y por ello la carga continúa constante.

Cuando el pistón empieza a moverse hacia abajo, el ancla de tubería se mantiene desde

D hasta E pero se mueve en E resultando en una forma similar a la de la carrera

ascendente.

9.3.7 Pistón Golpeando Abajo

Cuando el pistón esta espaciado muy bajo, puede estar golpeando el fondo al final

de la carrera descendente. Cuando esto ocurre, la forma de la carta dinagráfica de fondo

es similar a la forma de la Figura 9.14, la única diferencia entre esta forma y la forma de

una carta dinagráfica de bomba llena es el pico de carga justo al final de la can-era

descendente. Como muestra esta figura, al golpear el pistón el fondo en el punto D. un

gran golpe compresivo reduce la carga del pistón y explica la punta al final de la carrera

descendente. Cuando el pistón golpea el tope de la bomba, un pico de carga similar

aparece justo al final de la carrera ascendente.

9.3.8 Barril de la Bomba Doblado o Pegándose

La figura 9.15 ayuda a explicar la forma para un barril de bomba doblado o

pegándose. En el punto A, el pistón está por debajo de la sección doblada y la carga

sobre el pistón es la misma que para bomba llena. Cuando el pistón alcanza la dobles en

el punto B. la carga sobre el pistón aumenta ya que el pistón debe escurrirse por esta

porción del barril de la bomba. La carga del pistón llega al máximo en el punto C y luego

baja mientras el pistón se aleja de la dobles.

En la carrera descendente, la carga sobre el pistón es normal hasta que el pistón

llega al punto malo en el barril en el punto E. Luego de este punto, la carga del pistón

decrece hasta el punto F, y luego regresa a la normalidad después que el pistón se aleja

de la porción doblada del barril de la bomba.

9.3.9 Barril de la Bomba Gastado o Partido.

Cuando el barril de la bomba está gastado o partido, la carta dinagráfica de fondo

puede tener una forma como la de Figura 9.16, desde el principio de la carrera

ascendente en el punto A hasta el punto gastado en el barril, las cargas son normales.

Cuando el pistón atraviesa la porción gastada del barril en C, una fuga de liquido pasa el

pistón causando una caída de carga hasta que el pistón pasa la sección gastada y se

establece de nuevo un buen sello entre el pistón y el barril.

En la carrera descendente, ya que la válvula viajera permanece abierta, la carga del

pistón parece normal. Sin embargo, si el barril de la bomba está gastado, se puede ver un

aumento de carga correspondiente al mismo punto. Esto puede suceder si la sección

gastada causa suficiente pérdida de presión en el barril de la bomba para que la válvula

viajera comience a tomar la carga del fluido.

9.3.10 Alta Aceleración del Fluido (Inercia del Fluido)

Todas las formas de cartas de fondo hasta ahora discutidas son válidas sólo para los

pozos Grupo 1. El análisis diagnóstico de pozos Grupo 2 requiere técnicas diagnósticas

diferentes. La figura 9.17 es un ejemplo de una forma de cada dinagráfica de fondo con

bomba llena de un pozo Grupo 2. Debido a que estos pozos tienen pistones grandes y

son someros (menos de 4000 pies), la presión sobre el pistón no es constante en la

carrera ascendente. Cuando la válvula viajera cierra al principio de la cañera ascendente,

el pistón recoge y acelera toda la columna de fluido Esto coloca una onda de presión en el

fluido en la tubería que viaja subiendo por la tubería, se refleja en superficie, y baja de

nuevo.

La inercia del fluido en la tubería hace aumentar la carga del pistón mientras éste

realiza la carrera ascendente y acelera el fluido sobre él. En el punto B el pistón alcanza

su valor máximo. Luego mientras el pulso de presión asciende por la columna de fluido, la

carga del pistón cae hasta que la onda de presión viaja por (a tubería v se refleja

nuevamente abajo. Al alcanzar ésta onda reflejada al pistón, aumenta la carga del pistón

pero no tamo como antes.

Como se ve en la Figura 9.17, la carga del pistón para los pozos Grupo 2 está

influenciada no sólo por la carga hidrostática del fluido en la tubería sino también por los

efectos dinámicos de la inercia del fluido.

En consecuencia, las formas de las cartas dinagráficas de superficie y de fondo son

afectadas por el tamaño del pistón, profundidad de la bomba, velocidad de bombeo, etc.

Esto dificulta diagnosticar problemas en bombas ya que las formas de las cartas

dinagráficas de fondo no se pueden comparar con formas fijas de cartas.

Para comprender cómo la forma de las cartas dinagráficas de superficie y de fondo

son afectadas por parámetros de sistema en pozos del Grupo 2, se debe contar con un

programa predictivo de ecuación de onda que modele la dinámica tanto de la sarta de

cabillas como del fluido en la tubería. El programa RODDSTAR usa dos ecuaciones de

onda (una para las cabillas y una para el fluido en tubería) para simular los pozos del

Grupo 2. La Figura 9.18, muestra el efecto de la profundidad de la bomba en un ejemplo

de sistema de bombeo Grupo 2 con las siguientes características:

Profundidad de la bomba: 500' - 2500'

Nivel de fluido: 100' sobre la bomba

Sarta de cabillas: API 77, Grado D

Diámetro del pistón: 2.75"

Unidad de bombeo: C-228-173-100

Longitud de embolada: 103"

Velocidad de bombeo: 12 spm

Como se ve en la Figura 9.18, ambas cartas dinagráficas de fondo, la de superficie y

la de fondo, muestran diferencias significativas de forma a diferentes profundidades.

Todas estas formas corresponden a bomba llena y son cartas predictivas del

programa RODSTAR, Estas predicciones son muy cercanas a las mediciones

dinamométricas reales para pozos del Grupo 2. Ya que los efectos de inercia del

fluido son dinámicos, están significativamente influenciados por la velocidad de

bombeo. La Figura 9.19 muestra el efecto de los spm sobre la forma de las cartas

dinagráficas de fondo en un pozo de 1500' con las siguientes características:

Profundidad de la bomba: 1500'

Nivel de fluido: 100' sobre la bomba

Sarta de cabillas: API 66, Grado D

Diámetro del pistón: 2.75"

Unidad de bombeo: C-228-173-100

Longitud de embolada: 103"

Velocidad de bombeo:8 - 14 spm

Como muestra la Figura 9.19, un cambio de spm puede significativamente

afectar tanto las formas de las cartas dinagráficas de fondo como las de superficie en

pozos del Grupo 2.

Otro parámetro del sistema con fuerte impacto sobre las formas de las cartas

dinagráficas de fondo y de superficie es el tamaño del pistón. En la Figura 9.20 se ve

el efecto del tamaño del pistón sobre una carta dinagráfica de fondo en un pozo con

las siguientes características:

Profundidad de la bomba: 1500'

Nivel de fluido: 100' sobre la bomba

Sarta de cabillas: API 66, Grado D

Diámetro del pistón: 2.75" - 3.75"

Unidad de bombeo: C-228-173-100

Longitud de embolada: 103"

Velocidad de bombeo: 12 spm

9.4 COMBINACIÓN DE DOS MAS PROBLEMAS DE BOMBA

Al analizar pozos del Grupo 1, si la carta dinagráfica de fondo calculada coincide

con una de las formas mostradas en las figuras 9.1 a 9.4, es fácil determinar cuál es

el problema. Sin embargo, con frecuencia podemos hallar formas que corresponden a

una combinación de condiciones de la bomba. Esto hace considerablemente más

difícil decir qué está pasando. Cuando ocurren dos o más problemas de bomba de

subsuelo simultáneamente, la carta dinagráfica calculada será una combinación de

todos los problemas. Por ejemplo, la Figura 921 muestra la forma correspondiente a

una combinación de tubería desanclada y fuga en la válvula viajera o en el pistón.

La inclinación a la izquierda en la carta de tubería desanclada y la inclinación a la

izquierda de la carta de válvula viajera con fuga se suman para dar una inclinación

mayor. Las inclinaciones en el lado derecho de las cartas están en direcciones

opuestas. Por lo tanto se cancelan una a otra, dando un lado vertical a la carta

combinada. Este ejemplo muestra cómo se pueden probar diferentes combinaciones

de condiciones de bombas que pueden resultar en la forma de la carta de fondo

calculada con el programa de diagnóstico computarizado.

9.5 ANÁLISIS DIAGNOSTICO CON EL PROGRAMA RODDIAG

RODDIAG es una herramienta diagnóstica para pozos existentes. Se basa para

sus cálculos en los datos dinamométricos reales aportados. Hay que recordar que

sólo se usa RODDIAG para detectar problemas en sistemas existentes de bombeo

mecánico. RODDIAG no es un programa de diseño, y por lo tanto no puede ser

usado para realizar corridas predictivas. Para diseñar sistemas de bombeo por

cabillas o para evaluar cambios a sistemas existentes se debe usar un programa

computarizado predictivo como RODSTAR.

RODSTAR predecirá con precisión en un sistema, su rendimiento, carga,

eficiencia, consumo de energía y la carta dinagráfica de superficie esperada para

cualquier sistema de bombeo por cabillas.

RODDIAG usa la ecuación de onda para modelar el comportamiento de la sarta de

cabillas y modelos cinemáticos exactos para simular el movimiento de la unidad de

bombeo. Con RODDIAG se puede analizar el desempeño de cualquier sistema de

bombeo mecánico sin importar la profundidad, material de las cabillas o geometría de

la unidad de bombeo, incluyendo unidades de embolada larga como el Rotaflex.

Usando RODDIAG se pueden detectar problemas en sistemas de bombeo mecánico

existentes tales como bomba mala, cabillas sobrecargadas, caja de engranaje

sobrecargada, unidad no balanceada, causas de baja eficiencia del sistema, fuga en

tubería, excesiva fricción cabilla-tubería debido a parafina o escala, espaciado

incorrecto de la bomba que pueda ocasionar golpe amba o abajo, etc. En general,

RODDIAG es una herramienta que ayuda a mejorar la eficiencia, reducir los costos

de mantenimiento y producción y revisar la carga de cualquier parte del sistema de

bombeo. RODDIAG también puede ayudar a balancear unidades de bombeo,

supervisar el consumo de energía del sistema, revisar si la unidad motriz está bien

dimensionada y determinar si un pozo es rentable.

9.5.1 HOJA DE DATOS RODDIAG

Para correr RODDIAG se debe registrar una carta dinagráfica cuantitativa.

También se debe llenar la hoja de datos RODDIAG. La Figura 9.22 muestra un

ejemplo de una hoja de datos RODDIAG. Como se ve en ésta hoja de datos, muchos

renglones deben ser introducidos en el sitio del pozo. Otros datos como la descripción

de la sarta de cabillas, tipo de bomba, gravedad API del petróleo, etc. se pueden

completar en la oficina. Es importante que estos datos sean exactos y fácilmente

accesibles.

9.5.2 Explicación de los Resultados RODDIAG

Las Figuras 9.23 a 9.25 son ejemplo de resultados RODDIAG. La primera parte

de los resultados muestran el nombre de la compañía, nombre del pozo, nombre del

usuario, fecha del análisis y el nombre del archivo RODDIAG que contiene la entrada

de datos para este sistema. La parte izquierda superior de los resultados, a

continuación de la compañía, pozo y nombre del usuario muestra los datos de

entrada para tiempo de muestreo, spm, etc. La parte superior derecha de los

resultados muestra un sumario de las cantidades mayores calculadas como carga

máxima y mínima en la barra pulida, potencia en la barra pulida, etc. A continuación

una explicación detallada de las cantidades calculadas por el programa.

Cargas Pico y Mínimas en la Barra Pulida

RODDIAG calcula estos números a partir de la escala en la carta dinagráfica.

Ellos corresponden a las cargas reales soportadas por la barra pulida basándose en

la carta dinagráfica suministrada. La exactitud de éstos y otros números arrojados por

RODDIAG dependerán de la precisión de la celda de carga y el transductor de

posición del sistema dinamométrico.

Potencia de la Barra Pulida

Estos números muestran la potencia aportada por la unidad de bombeo a la

sarta de cabillas. Su valor depende de la profundidad de la bomba, nivel de fluido,

tamaño del pistón, condición de la bomba, fricción cabilla-tubería, etc. Es proporcional

al área de la carta dinagráfica de superficie medida

Eficiencia del Sistema

La eficiencia del sistema es un indicador importante de las condiciones

operativas del sistema. Si tuviéramos acceso a sólo un número en los resultados

RODDIAG, este sería es número a revisar. El programa calcula la eficiencia del

sistema considerando todo el sistema de bombeo como una caja negra con

electricidad entrando por un extremo y con fluido producido saliendo por el otro

extremo. Este número muestra cuán eficientemente el sistema de bombeo mecánico

convierte la energía eléctrica en el trabajo necesario para llevar a superficie el fluido

producido. Una eficiencia de sistema de 40% a 50% es excelente. Pozos más

profundos tienen menor eficiencia que los pozos someros ya que los pozos profundos

presentan más pérdida por fricción. Eficiencias de sistema de 20% - 30% son

comunes en pozos con fuga en válvulas o pistón gastado. Eficiencias de sistema

menores a 10% pueden indicar tugas por tubería, bomba gastada, interferencia de

gas severa o golpe de fluido. Debido a que la eficiencia general del sistema depende

del registro exacto de la producción de fluido, la utilidad de este número depende de

la exactitud de los dalos de producción.

La eficiencia del sistema depende del nivel de Huido. Al introducir un nivel de

fluido, RODDIAG usa este número para calcular la eficiencia del sistema. Es de hacer

notar que RODDIAG utiliza el nivel de fluido que se le aporte aun si se calcula otro

nivel de fluido mediante el ajuste de las líneas horizontales en la carta dinagráfica de

fondo. Si no es introducido un nivel de Huido RODDIAG usará el nivel de fluido

ajustado según las líneas horizontales en la carta dinagráfica de fondo. Si no se

introduce un nivel de fluido, y no se ajustan las líneas horizontales en la carta de

fondo. RODDIAG no calculará la eficiencia del sistema.

Eficiencia Volumétrica de la Bomba

Este número muestra la eficiencia de la bomba para desplazar fluido. Una

eficiencia de bomba entre 75% y 95% es excelente. Una alta eficiencia volumétrica de

la bomba sugiere que la bomba está en buenas condiciones mecánicas y que

bombea poco o ningún gas libre. Una baja eficiencia volumétrica de la bomba

muestra que la bomba está en pobres condiciones mecánicas o que hay llenado

incompleto de la bomba debido a golpe de fluido o interferencia por gas. La forma de

la carta dinagráfica tomada en sitio puede ayudar a determinar qué está sucediendo

en la bomba. Una fuga en tubería puede causar baja eficiencia volumétrica en la

bomba. Las fugas en tubería no suelen afectar la forma de la carta dinagráfica de

fondo. La única pista que puede sugerir la presencia de una fuga en tubería es una

baja eficiencia volumétrica de la bomba. Para detectar fugas en tubería a partir de la

eficiencia volumétrica se deben tener datos de producción exactos. Entonces, antes

de decidir sacar la tubería bajo sospecha de la existencia de una fuga en la tubería,

hay que realizar una prueba de presión para verificar que tal fuga existe. La eficiencia

de la bomba en conjunto con la forma de la carta dinagráfica de fondo calculada,

pueden ayudar a diferenciar entre un problema con la bomba mecánica y un

problema de manejo de fluido. Los problemas de una bomba mecánica incluyen

válvula o pistón gastados, barril gastado o partido, etc. Los problemas con el manejo

de fluido incluyen interferencia de gas, bloqueo por gas y golpe de fluido.

Costo Eléctrico por Barril

RODDIAG calcula el consumo eléctrico de la unidad motriz, facturación

mensual, $/bbl de fluido, y $/bbl en condiciones existentes y al balancear. Aunque

estos cálculos se basan en curvas de motor sólo para motores NEMA D, son buenos

indicadores generales del desempeño del sistema. Estos números también dependen

del nivel de fluido medido o del calculado por ajuste de las líneas horizontales. La

exactitud del cálculo eléctrico depende de la exactitud de los datos de costo de

energía, producción de fluido y nivel de fluido.

El costo por barril de petróleo ayuda a determinar la rentabilidad del sistema de

bombeo. Este número depende de las condiciones de la bomba y del corte de agua.

Si el corte de agua es alto, este número puede ser alto a pesar de las condiciones

mecánicas del sistema.

Potencia Mínima Requerida en el Motor

Es el tamaño mínimo requerido de unidad motriz basado en las condiciones

existentes. Ya que las unidades motrices vienen en tamaños estándar se debe usar el

tamaño requerido de unidad motriz en la segunda página de resultados para verificar

el tamaño de la unidad motriz existente. Se debe recordar que esta comparación es

válida sólo para las condiciones de bombeo existentes. Si hay fluido sobre la bomba o

si la bomba está gastada, entonces quizás el motor tiene el tamaño correcto. Sin

embargo, si el motor existente es mucho más grande que el requerido, quizás se

pueda mejorar la eficiencia del sistema usando un motor más pequeño.

Para predecir el tamaño correcto de la unidad motriz para cualquier nivel de fluido,

tamaño de bomba, etc. Se debe usar el programa RODSTAR Sólo se debe usar

RODDIAG para analizar sistemas existentes. RODDIAG no es un programa predictivo.

Sus cálculos son válidos sólo para condiciones de pozos existentes basadas en la

carta dinagráfica introducida.

Peso de las Cabillas en el Fluido

Este número se puede comparar con la carga medida en la válvula fija. La carga

sobre la válvula fija que corresponde a una válvula fija en buenas condiciones debe

ser cercana al peso de las cabillas en el fluido. Si estos dos números difieren en más

del 10%, puede ser un indicador de que la celda de carga del sistema dinamométrico

está fuera de calibración. Para que esta conclusión sea válida, se debe realizar

correctamente la revisión de la válvula fija y se debe demostrar que la válvula fija está

en buenas condiciones mecánicas. Es una buena idea registrar dos o más pruebas

de válvula fija para asegurar que se ha tenido un buen registro. También, la sumatoria

del peso de las cabillas en el fluido más la carga del fluido sobre la bomba se debe

acercar a la carga sobre la válvula viajera en una bomba en buenas condiciones.

Carga en la Estructura de la Unidad

Este número es un porcentaje y muestra si la carga pico en la barra pulida

excede el rango estructural de la unidad. Debe ser menor a 100% para evitar daños o

fallas estructurales en la unidad de bombeo. Si este número es muy bajo, demuestra

que la unidad está sobredimensionada para esa aplicación.

Información de Tubería

En la sección de tubería se ve el diámetro interno y externo de la tubería, la

profundidad del ancla de tubería (si está anclada), el estiramiento calculado de la

tubería y el coeficiente de fricción cabilla-tubería introducido.

Información de la Bomba

Esta sección contiene la profundidad de la bomba, tipo de bomba, tamaño del

pistón, recorrido neto calculado del pistón y deslazamiento volumétrico calculado en

barriles por día. El deslazamiento volumétrico de la bomba muestra cuánto fluido

puede manejar la bomba si es 100% eficiente y si hay suficiente fluido para llenar la

bomba. El programa compara este número con la producción real de fluido para

calcular la eficiencia volumétrica de la bomba. RODDIAG usa el tiempo de muestreo

introducido para calcular el desplazamiento neto de la bomba.

Cálculos Basados en la Carta Dinagráfica de Fondo

El primer renglón en esta sección es la eficiencia volumétrica de bomba en

porcentaje. Este número indica cuan eficiente es la bomba de subsuelo. Depende de

la condición de la bomba, golpe de fluido o interferencia por gas, fuga en tubería, etc.

La eficiencia volumétrica de la bomba también aparece en el tope de la primera

página bajo la eficiencia del sistema. El resto de los renglones en esta sección se

calculan a partir del ajuste de las líneas horizontal y vertical en la carta dinagráfica de

fondo calculada.

El recorrido neto del pistón muestra la porción de la embolada que produce fluido. El

desplazamiento neto del pistón se calcula en base al receñido neto del pistón y el

tiempo de prueba. Este indica cuánto fluido pasa a través de la bomba según las

condiciones de la bomba La carga del fluido sobre el pistón depende del nivel de

fluido. RODDIAG calcula el nivel de (luido desde superficie, los pies sobre la bomba y

la entrada de presión a la bomba. Estos cálculos dependen de la carga de fluido

sobre el pistón como se explica luego en este capítulo.

Análisis de Tensión en la Sarta de Cabillas

Esta sección muestra el porcentaje calculado de carga sobre cada sección de

cabillas según el factor de servicio que se haya introducido. También indica las

tensiones máxima y mínima en el tope y la tensión mínima al final de cada sección de

cabilla. Para sistemas con cabillas de fibra de vidrio la tensión mínima de fondo indica

si la base de las cabillas de fibra de vidrio está en compresión. Una tensión mínima

de fondo negativa puede causar ruptura prematura en las cabillas de fibra de vidrio.

Además, para maximizar la vida de las cabillas, la carga de tensión debe ser inferior a

100%. Si RODDIAG arroja una tensión negativa en el fondo de las cabillas de fibra de

vidrio o si la carga de alguna sección de cabillas excede el 100% se debe rediseñar la

sarta de cabillas. Luego, cuando las cabillas fallen se puede entrar y cambiar el

diseño. Esto ayuda a maximizar la vida de la sarta de cabillas.

Pero se debe recordar la necesidad de usar un programa predictivo computarizado

como RODSTAR para rediseñar la sarta de cabillas.

Datos de la unidad de bombeo

Esta sección muestra el tamaño y tipo de la unidad de bombeo, la longitud de

embolada calculada, el desbalance estructural y la orientación de rotación

seleccionada con el pozo a la derecha. También muestra el numero del agujero de la

manivela, el ángulo offset de la manivela y los datos de contrabalanceo que se hayan

introducido. Si se han introducido las dimensiones de la unidad de bombeo, el

programa las imprimirá. Si la longitud de embolada es diferente a la originalmente

introducida se deberán revisar los datos de la unidad de bombeo. Dimensiones de

unidad de bombeo erradas o un transductor de posición descalibrado pueden causar

discrepancias.

Análisis de torque

En esta sección el programa imprime el torque pico calculado para la caja de

engranaje, porcentaje de carga en la caja de engranaje, factor de carga cíclica,

momento máximo de contrabalanceo y efecto de contrabalance. Si se ha introducido

un momento máximo de contrabalance o efecto de contrabalance, el programa

calcula los datos anteriores tanto para los datos existentes como para condiciones

balanceadas. Si se introduce cero para el momento máximo de contrabalance,

RODDIAG calculara estos números solo para condiciones balanceadas.

Para maximizar la vida de la caja de engranajes se debe mantener la carga en la caja

de engranaje en menos de 100%. El factor de carga cíclico muestra cuán suave está

el torque en la caja de engranaje Cuanto menor sea éste número, menos fluctuará el

torque en la caja de engranaje. Además, un factor de carga cíclica pequeño resultará

en mayor eficiencia del sistema. Se puede usar el efecto de contrabalance o el

momento máximo de contrabalance en condiciones balanceadas para determinar

hacía dónde mover las contrapesas y poder balancear apropiadamente la unidad de

bombeo. Los fabricantes de las unidades de bombeo pueden aportar gráficos o tablas

que muestren cuánto momento o contrabalance se obtiene en función de la posición

de las pesas.

Tamaño Requerido de Unidad Motriz Para un Pozo Existente

Esta sección indica el tamaño de unidad motriz requerida según las condiciones

existentes en subsuelo, para las unidades motrices más comúnmente usadas.

RODDIAG da estas recomendaciones para las condiciones existentes y para

condiciones balanceadas. Estos tamaños de motor recomendados dependen del nivel

de fluido y la condición de la bomba. Si el nivel de fluido está cerca de la entrada de

la bomba y la carta dinagráfica de fondo indica bomba llena, entonces se puede usar

el tamaño requerido de unidad motriz para compararlo con la unidad motriz en uso.

Recordemos que si el nivel de fluido esta encima de la bomba el tamaño del motor

debe ser mayor al recomendado por RODDIAG. Usualmente, cuanto más se parezca

la unidad motriz existente a la del tamaño requerido, mejor será la eficiencia del

sistema.

Consumo Eléctrico

Esta sección muestra una predicción del consumo eléctrico basado en el tipo de

medidor y el costo de la energía que se le indique al programa. RODDIAG estima los

KWH consumidos por día, la facturación mensual, costo por barril de fluido, para

condiciones existentes y condiciones balanceadas. Los cálculos en esta sección

dependen de las curvas de desempeño en motores NEMA D. Los datos de esta

sección se pueden usar los resultados del análisis de torque para decidir si se debe

balancear la unidad. Obviamente, si la carta dinagráfica calculada de fondo indica

problemas con la bomba, no se debe balancear la unidad hasta haber resuelto el

problema de subsuelo.

Gráficos dinamométricos

RODDIAG dibuja las cartas dinagráficas de fondo y de superficie y el diagrama

de carga permisible. También muestra los ajustes de línea vertical y horizontal. En un

monitor a color, la carta dinagráfica de superficie estará en verde, la carta dinagráfica

de fondo en amarillo y el diagrama de carga permisible en rojo. En un monitor

monocromático, la carta dinagráfica de superficie estará en línea cortada, la carta

dinagráfica de fondo en línea sólida, y el diagrama de carga permisible en línea

punteada. Si la línea curva del diagrama de carga permisible corta el dibujo de la

carta dinagráfica de superficie, es evidencia de que el torque neto de la caja de

engranaje excede el rango de la caja de engranaje. Si se introducen datos de

contrabalance existentes registrando un momento máximo de contrabalance o un

efecto de contrabalance entonces el diagrama de carga permisible corresponderá a

las condiciones existentes. Si se introduce cero como momento máximo de

contrabalance existente (para especificar que se desconocen los dalos de

contrabalance), RODDIAG dibujará el diagrama de carga permisible en condiciones

de balanceo. Para los números exactos torque pico neto en la caja de engranaje y

carga en la caja de engranaje revise la sección de análisis de torque en los

resultados.

Además de mostrar si la caja de engranaje está sobrecargada. El diagrama de

carga permisible de RODDIAG indica si la carga en la barra pulida excede el rango

estructural de la unidad de bombeo o si la carga mínima en la barra pulida está cerca

de cero. El diagrama de carga permisible muestra qué barra pulida está cerca de

cero. El diagrama de carga permisible muestra qué tanto una unidad de superficie

cumple con los requerimientos de carga del sistema. & la carta dinagráfica de

superficie encaja bien en sobre del diagrama de carga permisible y tiene la misma

tendencia que el diagrama de carga permisible, demuestra una buena concordancia

entre el equipo de fondo y el de superficie. Si la carta dinagráfica predictiva de

superficie muestra una tendencia opuesta al diagrama de carga permisible, es una

evidencia que la unidad de superficie puede no rendir el mejor desempeño basado en

el equipo de fondo.

Si se ajustan las líneas en la caria de fondo, para calcular el nivel de fluido, la

presión de entrada a la bomba y el recorrido neto del pistón, dichas líneas también

son dibujadas en la carta dinagráfica de fondo como se ve en la Figura 9.25. Se

puede comparar la carta dinagráfica obtenida de fondo con formas conocidas de

cartas para determinar qué está pasando en la bomba.

CAPITULO 10

CONTROLADORES DE BOMBEO.

Cuando se diseñe un sistema de bombea de mecánico, la tasa de bombeo necesaria

depende en cuanto fluido se espera fluya hacia el pozo. El sistema ideal es aquel

capaz de bombear una tasa igual a la que fluye desde el yacimiento. Esto permitiría

producir al máximo evitando el golpe de fluido o incrementos en el nivel de fluido. En

realidad la operación ideal del sistema es raramente alcanzada. Incluso sí se logra

diseñar un sistema que bombee tanto fluido como el que el yacimiento aporto, esta

condición seria temporal. En la medida que la bemba se desgasto, o la tasa de

producción decline, la capacidad de bombeo podría nuevamente ser diferente que la

tasa de fluidos aportada por el yacimiento. Cambios en el flujo de fluidos también

pueden ser causados por inyección de agua* recobro mejorado de crudo, u otros

cambios en las condiciones del yacimiento. Esto resulta o en golpe de fluido o

incrementos en el nivel de fluido dependiendo si el aporte del yacimiento se

incrementa o decrece. Debido a que maximizar la producción es usualmente la más

alta prioridad, los sistemas de bombeo mecánico están usual mente sobre diseñados.

Estos excesos en la capacidad de bombeo maximiza la producción. Sin embargo,

también resultara en golpe de fluido, lo cual es la más común de las condiciones de

operación en pozos de bombeo. Si el golpe de fluido no se controla puede causar

varios problemas en los equipos de fondo y superficie.

10.1 PROBLEMAS DE GOLPE DE FLUIDO

Tener un pozo produciendo con golpe de fluido las 24 hrs. del día es ineficiente y va

en detrimento de las cabillas, bomba, tubería, y equipo de superficie. El efecto de

"Golpe de martilla" del golpe de fluido en el fondo de la sarta de cabillas causa ondas

de compresión que viajan hacia arriba a través de las cabillas a la velocidad del

sonido. Esto es fácil de percibir cuando se está parado cerca del cabeza del pozo.

Las ondas de tensión causadas por el golpe de fluido producen cambios severos en

la tensión que acelera fallas en la sana de cabillas y en la bomba. Como se explico

previamente, cuando el pozo golpea el fluido, la bomba está parcialmente llena.

Dependiendo de la tasa de desplazamiento la bomba puede operar con una carrera

neta (porción de la carrera que produce liquido) de 10% a 95% de la carrera total de

la bomba. La onda de choque que el repentino contacto del pistón con el fluido

produce su peor daño cuando el llenado de la bomba esta cercano a 50%. La razón

de esto es porque a la mitad de la carrera descendente, el pistón esta alcanza su

velocidad máxima. Algunos operadores desean que sus pozos trabajen con golpe de

fluido para asegurarse que están obteniendo toda la producción posible. Esla practica

no es recomendad. Si no se utiliza un controlador de bombeo o temporizador al

menos dimensione el sistema para que el golpe de fluido ocurra en el primer cuarto

de la carrera descendente para minimizar la severidad del mismo.

Un golpe de fluido incontrolado causara sin dudas daños severos y fallas prematuras

en la bomba y las cabillas. Golpe severo de fluido podría afectar lodos los

componentes del sistema. A continuación una lisia parcial de los problemas

esperados si mantiene la condición de golpe de fluido en los pozos y no utiliza

consoladores de bombea a temporizadores correctamente configurados:

1. Altos costos de levantamiento debido a eficiencia baja del

sistema,

2. Altos costos de trabajos de pulling debido a la reducción de la

vida útil de la sarta de cabillas y la bomba. El golpe de fluido causa el desenrosque de

las cabillas cuando estas golpean las paredes de la tubería en la medida que las

ondas de tensión compresivas viajan a través de la sarta de cabillas. Esla acción

puede también remover la película inhibidora de corrosión de la superficie de las

cabillas que contactan la tubería. Esto incrementa las fallas relacionadas con

abrasión y corrosión,

3. Perdidas de producción debido a incrementos en los periodos que el pozo permanece

fuera de servicio (diferida de producción).

4. Incrementos en las fallas por fatiga de la tubería y fugas en los cuellos (si la tubería

no está anclada) debida a cambios repentinos en las cargas causado por el golpe de

fluido.

5. Reducción de la vida útil de la caja de engranaje debido a cargas de choque en los

dientes del engranaje cuando las ondas de choque debido al golpe de fluido pasan do

la barra pulida y luego a la caja.

Frecuentemente el golpe de fluido puede minimizarse reduciendo la velocidad de

bombeo, cambiando a una longitud de carrera más pequeña, o a través del uso de

pistones más pequeños. Aun, frecuentemente el sistema esta tan sobre diseñado que

no se puede reducir la tasa de bombeo lo suficiente para evitar el golpe de fluido

También, el flujo de fluidos hacia el pozo podría variar como en los casos de

inyección de agua o inyección cíclica de vapor. En tales casos, la única manera de

evitar el golpe de fluido es usando un controlador de bombeo. Los controladores de

bombeo detienen el pozo por un tiempo predeterminado cuando estos detectan el

golpe de fluido.

10.2 TEMPORIZA DO RES vs CONTROLADORES DE BOMBEO

Un temporizador es un dispositivo de tiempo usado para controlar el motor de

un pozo bombeando. Este puede ser configurado para arrancar el motor por

intervalos de 15 min y luego detenerlo por el tiempo restante. Por ejemplo, un

temporizador puede ser configurado para operar una unidad por 5 min y luego

detenerla por 10 min. (Para bombear el 33% del tiempo). Los temporizadores son

simple, fáciles de utilizar, y de bajo costo. Pero, estos son efectivos solo si el

operador puede mantenerlos correctamente ajustados basados en las condiciones

del pozo. Si el pozo permanece estable por largo tiempo, un temporizador podría ser

suficiente para minimizar el golpe. Un pozo con fluctuaciones en producción podría

ser muy difícil de controlar con un temporizador. En esta situación un controlador de

bombeo es la única manera práctica de minimizar los daños por golpe de fluido

mientras se mantiene la producción al máximo,

Un controlador de bombeo detiene la unidad solo cuando detecta el golpe de

fluido. Por lo tanto, automáticamente ajusta la tasa de bombeo para ajustarse a los

cambios de las condiciones del pozo. Puede pensarse en controladores de bombeo

como temporizadores "inteligentes". Por el contrario, los temporizadores Son

dispositivos "tontos" debido a que ellos arrancar o detienen el molar al tiempo

programado sin importar las condiciones del pozo.

Por ejemplo, si el aporte del pozo se incrementa debido a respuesta por inyección de

agua, un temporizador continuaría bombeando el pozo a la misma lasa que antes.

Esto provocaría un aumento en el nivel de flujo y consecuentes pérdidas en la

producción. Para pozos con declinación en la producción, un temporizador que no se

ajuste frecuentemente no prevendría el golpe de fluido. Por lo tanto, la eficiencia del

sistema y la vida del equipo disminuirán.

10.3 OPERACIÓN DE LOS CONTROLADORES DE BOMBEO:

Para entender cómo trabaja un consolador de bombeo, es importante saber que

ocurre cuando el pozo se queda sin nivel. La Figura 10.1 ilustra la secuencia de

eventos a partir del momento que el sistema de bombeo con una capacidad excesiva

instalada comienza la operación, para el momento que alcanza su condición de

estabilización.

Cuando el sistema de bombeo es inicial mente arrancado existe suficiente

fluido en el anular para mantener la bomba llena como se muestra en la Figura 10,1

(a). Sin embargo, debido a que el sistema bombeo fluido más rápido que el aporte del

yacimiento hacia el pozo, el nivel de fluido se mantiene cayendo. Eventualmente, el

nivel de fluido cae tan bajo, que no hay suficiente fluido para llenar la bomba como se

muestra en la Figura 10.1 [b). En este punto comienza el golpe de fluido en el pozo,

El llenado de la bomba continúa decreciendo hasta que el desplazamiento e la bomba

es igual a la tasa de indujo del pozo, ver Figura 10.1 fe). En este punto la tasa de

bombeo es exactamente igual al máxima flujo de fluidos del yacimiento y ambas, las

formas de las cartas dinagraficas de superficie y de fondo no cambiaran.

Los controladores de bombeo minimizan el golpe de fluido deteniendo la unidad

cuando esta condición es detectada. Esto permite que algo de fluido se acumule en el

anular del pozo durante el tiempo que permanece fuera de servicio así que cuando el

controlador vuelve a arrancar la unidad, la bomba está llena. Las funciones básicas

de un controlador de bombeo son:

1. Detectar el golpe de fluido

2. Detener la unidad por un tiempo pre configurado.

3. Arrancar la unidad luego que expire el tiempo de parada.

4. Repetir el ciclo.

Además de las funciones básicas anteriores, controladores de bombeo

modernos ofrecen opciones de alarma y otras características como se explicara luego

en este capítulo.

La Figura 10.2 muestra que ocurre cuando se instala un controlador de bombeo

en un pozo que bombea sin nivel. Como se observa en la Figura, utilizando un

controlador de bombeo se puede obtener la máxima producción mientras se minimiza

el golpe, Si bien algún golpe de fluido es todavía permitido que ocurra antes que el

controlador detenga el pozo, esto Solo pasa durante solo unas pocas emboladas. Si

el pozo operara sin un controlador de bombeo, existiría golpe las 24 horas del día.

10.4 MÉTODOS DE DETECCIÓN DEL GOLPE DE FLUIDO.

Un controlador de bombeo debe detectar el golpe de fluido de manera confiable

para operar apropiadamente. La mayoría de los control a dores de bombeo de hoy

día monitorean los cambios en las cargas de la barra pulida para determinar si el

pozo esta pumping off o no. Estos o miden la carga directamente con una celda de

carga en la barra pulida, o indirectamente con una celda de carga en la viga viajera.

Otros métodos usados con menos frecuencia incluyen la velocidad del motor,

corriente del motor, y vibración en la estructura de la unidad de bombeo. Todos los

consoladores de hoy día usa microprocesadores para procesar la data colectada por

los transductores del sistema y para ejecutar muchas más funciones además de

controlar el bombeo.

Controlador es que miden las cargas en la barra pulidla usan técnicas similares

para delectar el golpe de fluido. Lo que estos tiene en común es que estos dependen

en los cambio de cargas durante la carrera descendente.

10.4.1 Método de carga en un punto.

Cuando un pozo se queda sin nivel, los cambios más grandes en las cargas de

la barra pulida ocurren en la primera mitad de la carrera descendente. Los

consoladores de bombee que usan el método de "cargas en un punto" permiten al

usuario seleccionar un punto fijo en la carrera descendente para el control del

bombeo. La Figura 10.3 muestra como el controlador de bombeo detecta el golpe de

fluido usando este método. Cuando la bomba está llena, las cargas en la barra pulida

es mas baja que las cargas en el punto de control. Pero, a medida que el pozo se va

quedando sin nivel, las líneas de cargas en la carrera descendente comienzan a

moverse más y más hacia la izquierda. Esto continúa hasta que las cargas en la barra

pulida esta sobre la carga en el ponto de control a una posición especificada de la

barra pulida. Cuando esto ocurre, el controlador detiene la unidad por el tiempo pre

configurado de parada.

10.4.2 El Método del Cuadrante.

Otra técnica para delectar el golpe de Huido que es similar al método de las cargas

en un punto es el método del cuadrante. Como muestra la Figura 10.4, si la carta

dinagrafica cruza el cuadrante especificado por el usuario en la carrera descendente

el pozo no será detenido- A medida que el pozo se queda sin nivel la línea de la carta

dinagrafica en la carrera descendente se mueva fuera del cuadrante, el controlador

detiene la unidad por el tiempo pre configurado de parada

10.4.3 Método del área.

El método del área para la detección del golpe de fluido es similar a los métodos

mencionados con anterioridad. Como se muestra en la Figura 10.5, con el método del

área el usuario especifica un área entre una porción de la carrera desándenle de la

carta dinagrafica y la posición del eje. Cuando el pozo comienza a quedarse Sin nivel,

esta área de control llega a hacerte más grande hasta que excede los límites

especificados por el usuario. A este punto el controlador detiene la unidad por un

tiempo de parada especificado por el usuario.

10.4.4 Método de la velocidad del motor

Los métodos de control de bombeo anteriores se basan en la medida directa o

indirecta de las cargas en la barra pulida. El método de la velocidad del motor se

basa en las variaciones de la velocidad del motor para detectar el golpe de fluido. El

controlador monitorea confitentemente las rpm del motor. Esto la hace contando

cuantas veces por minuto un imán instalado al eje del molar pasa un transductor

montado en la carcasa del motor. Un microprocesador monitorea la impresión del

transductor y calcula las rpm promedias para cada embolada. Cuando el pozo se

queda sin nivel, la velocidad promedia del motor para la carrera es mayor que cuando

el pozo está lleno. Cuando las rpm de la carrera aumentan por encima del límite

configurado por el usuario, el controlador detiene la unidad por el tiempo pre

configurado de parada. Este método trabaja bien para detectar golpe de fluido. La

desventaja de este método comparado con los consoladores que miden las cargas en

la barra pulida es que no se puede obtener una caria dinagrafica cuantitativa para un

análisis detallado del sistema. Sin embargo, este sistema es simple y menos costoso

que los consoladores que miden las cargas,

10.5 EL ESTADO DEL ARTE EN SISTEMAS DE MONITOREO Y CONTROL DE

BOMBEO MECÁNICO.

Los control adores de bombeo han evolucionado a partir de dispositivos que solo

monitoreaban de golpe de fluido a los microprocesadores de hoy basados en

sistemas que pueden realizar múltiples tareas. Consoladores modernos usan lógica

sofisticada que les permite detectar no solo el golpe de fluido sino muchos oíros

problemas. Monitoreando el rango de cargas, cargas de cabillas máximas y mínimas,

tiempo promedio de bombeo, etc., los consoladores modernos pueden detectar

muchos problemas del sistema de bombeo. Esto lo hacen comparando estas

medidas con los valores configurados por el usuario, Cuando estos límites son

violados el controlador, dependiendo en cómo fue programado, detendrá la unidad o

advertirá al operador que ha detectado un problema. Por lo tanto, con tales sistemas

pueden detectarse problemas con el sistema de bombeo cuando ocurren permitiendo

tomar acciones inmediatas para remediarlos. Por ejemplo, cuando hay cabillas

partidas, las cargas en la barra pulida caen y violando el límite de cargas mínimas. En

este instante el controlador detiene la unidad y advierte al operador que ha ocurrido

una violación a las carga mínimas en este pozo. La Figura 10.6 muestra como los

límites mínimos y máximos son configurados. Una violación a los límites máximos de

carga podría ser causada provocada por una bomba atascada, acumulación de

parafinas, escamas, etc.

Además de reaccionar a los problemas del sistema de bombeo, los

consoladores basados en modernos microprocesadores se monitorean a sí mismos

por fallas en los transductores, fallas en la alimentación de poder AC, o baja potencia.

Si ocurre un problema con el propio controlador, puede programarse el controlador

para transferir el control a un temporizador provisional o de reserva.

Los consoladores de bombeo también pueden ser usados para obtener data

dinamométrica para un análisis diagnostico completo del sistema de bombeo

subsuelo-superficie. Debido a que la celda de carga y el transductor de posición están

permanentemente conectados, toma muy poco tiempo tornar las cartas dinagraficas.

Esto es por mucha más conveniente que utilizar un sistema dinamométrico

convencional que requiere la instalación y luego remoción de la celda de carga y el

transductor.

10.5.1 Sistema Stand alone

Se pueden utilizar consoladores de bombeo modernos o como sistemas Stand

Alone o como parte de un sistema automatizado centralizado. Esto puede hacerse

debido a que los controladores modernos contienen la lógica necesaria para operar el

sistema de bombeo por cabillas independientemente. Sin embargo, cuando estos se

usan stand-alone, deben inspeccionarse visual mente por luces de alarma y mal

funciones electrónicas. También se debe chequear la calibración periódicamente del

transductor de cargas y posición con un sistema dinamométrico independiente. Si

bien un sistema de control de bombeo mecánico stand-alone requiere menos capital

que un sistema su per visorio centralizado, estos necesitan ser inspeccionados

manualmente para asegurar que estas funcionando apropiadamente. Parámetros

lógicos de control, y cartas dinagraficas de arranque y parada pueden ser revisados o

cambiadas con un analizador portátil que usualmente es una lap lop. Este analizador

portátil se conecta en un puerto paralelo fuera de la caja del controlador.

10.5.2 Sistema de supervisión de un controlador de bombeo.

Los sistemas supervisarlos de un controlador de bombeo representan el

estado del arte en aplicaciones de control de bombeo. Estos sistemas consisten en

un computador central que se comunica con varios computadores vía radio □

conexiones directas de cable como se muestra en la Figura 10-7. El operador del

sistema de control central puede monitorear cualquier pozo individualmente o puede

escanear varios pozos usando un software diseñado especialmente. El sistema

puede producir reportes del comportamiento individual por pozos que muestra el

promedio de bombeo, estatus actual del pozo (bombeando o parado), alarmas por

violaciones en las cargas o tiempo de bombeo, etc. Las cartas dinagraficas pueden

ser transferidas desde los controladores individuales hasta el computador central para

más análisis. Un análisis diagnostico completo de los equipos de fondo y superficie

puede hacerse en el computador central para detectar problemas. También,

parámetros de control pueden ser vistos o cambiados vía sistema central. Los

sistemas centralizados tiene mayores costos de capital que los sistemas stand-alone

y requiere cambios en las funciones de trabajo del personal de campo. Sin embargo,

debido a que los sistemas centrales pueden detectar problemas de pozos más rápido

y más preciso que sistemas stand-alone estos ayudan a optimizar el recurso humano.

En lugar de inspeccionar manualmente cada pozo, el personal de campo podría ir

solo a los pozos con problemas.

10.6 SISTEMA EXPERTO PARA DIAGNOSTICO REMOTO DE PROBLEMAS

En la medida que la tecnología evoluciona, sistemas supervisores de

controladores de pozo llegan a ser más confiables y más precisos en la detección de

problemas. Estos sistemas permiten la rápida adquisición de dala que deberá

procesarse de manera precisa para maximizar los beneficios de estos sistemas. Esto

requiere de la aplicación de nuevos tipos de programa de computadoras llamados

"Sistemas Expertos".

10.6.1 Programa de computadora Xdiag

XDIAG es el primer programa de computadora para diagnostico experto

disponible comercialmente. XDIAG utiliza experticia humana pre programada para

rápidamente y con precisión detectar problemas en el sistema de bombeo mecánica

con poca intervención humana. Este programa sofisticado per mi le al operador lomar

las máximas ventajas de un dinamómetro independiente o un sistema centralizado de

control de pozo. En lugar de colectar la data y luego tener que manualmente analizar

cada caso, XDIAG de manera automática puede comenzar todos los casos

deseados. El XDIAG diagnostica y reporta problemas tales como fuga en la válvula

viajera o válvula fija, mal funcionamiento del a ñola de tubería, barril de la bomba

dañado o rajado, caja de engranaje sobrecargada o fuera de balance, cabillas

sobrecargadas, etc.

El uso de tales programas de computadoras poderosos con sistemas de

consoladores de pozo centralizados permite optimizar el recurso humano. XDIAG

permite la detección y corrección más rápida posible de problemas en el sistema de

bombeo. De ese modo, ayuda a extender la vida económica de viejos campos

petrolíferos que de otra manera no serian rentables. En esencia, XDIAG permite

pasar más tiempo solucionando los problemas que tratando de solucionarlos,

Sumario de las Características de XDIAG:

Determina la condición de la bomba usando la acumulación de

conocimiento experto y técnicas de reconocimiento de patrones.

Detecta y corrige errores en la data de entrada tales como celda de

cargas que leen demasiado bajo o demasiado alto o un incorrecto nivel de

fluido.

Lista recomendaciones para solucionar problemas de fondo, para

balancear la unidad, etc.

Imprime un reporte del análisis experto que es similar al reporte escrito

por un humano experto y gráfica las cartas dinagraficas de superficie y de

fondo, además de los gráficos de torque de la caja dinagrafica. También,

puede imprimir una sola página que incluye todas las cantidades calculadas

por el programa, incluyendo los gráficos dinamometrícos y de torque.

Calcula la carrera total de la bomba, eficiencia volumétrica, eficiencia

general del sistema, torques pico y cargas en la caja de engranaje para las

condiciones existentes y de balance, y el contrabalance necesario para

balancear la unidad. También, muestra la diferencia entre balancear la unidad

para mínimo torque y mínima energía.

A partir de la caria dinagrafica de fondo calcula automáticamente las

cargas de fluido, nivel de fluido, presión de entrada a la bomba, carrera neta,

producción de fluido de la carrera neta, y llenado de la bomba.

La opción de corridas en lote permite realizar corridas sin supervisión

de tantos archivos RODDIAG o XDIAG desee.

Cuando utilice XDIAG con un sistema de control de pozo centralizado

puede configurarlo para hacer lo siguiente:

o Cargar automáticamente los casos para nuevos archivos dinagráficos.

o Iniciar el análisis de pozos con nueva data de cartas dinagraficas para

cualquier momento dentro de un periodo de 24 hrs.

o Guardar un resumen conciso de todas las corridas en una hoja de

cálculo lotus (.WK!) lo que es compatible con cualquier programa de

hojas de cálculo. La próxima página muestra un ejemplo del tipo de

hoja de cálculo que crea XDIAG. El diseño de la hoja de cálculo es

customizable para permitir crear muchos diferentes tipos de reportes

de resumen diagnostico.

Existen dos maneras en que XDIAG puede analizar gran número de pozos

automáticamente:

1. Corridas en lote de los casos creados por XDIAG para cada caso. Luego seleccione

todos los casos, y ejecútelos. XDIAG guarda los resultados de cada caso en disco,

pudiendo crear una impresión para cada caso.

2. Correr XDIAG en el modo "desatendido". Esto puede hacerse configurando el XDIAG

(especificar el momento para que XDIAG comience el análisis, la ruta para los

archivos XDIAG o RODDIAG, la rula para los archivos dinagráficos. y la rula para las

hoja de cálculo).

A la hora especificada (por ejemplo 2:00 a.m.) XDIAG carga cada archivo, lee la

nueva data dinagrafica, analiza el sistema, y guarda los resultados de cada caso en

disco. También, su manea los resultados para lodos los casos en un archivo de hoja

de cálculo,