THETA ENTERPRISE, INC. Software Avanzado de Optimización para Bombeo por Cabillas Consultaría y Entrenamiento John G. Svinos, Presidente.

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Optimización De Bombeo Mecánico

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Nota: Este trabajo es una traducción parcial del Manual “ROD PUMPING OPTIMIZATION” con derechos de autor Theta Enterprise, Inc. Los trabajos técnicos, ensayos, documentos anexos y diapositivas de la presentación no están disponibles en este formato.

TABLA DE CONTENIDOS

INTRODUCCION 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. REVISION 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 Kinematico de la unidad de bombeo 2.3 CAJA DE ENGRANAJE Y CONTRAPESOS 2.3.1 Contrapesos 2.4 BARRA PULIDA, ESTOPERAS Y LINEAS DE FLUJO. 2.4.1 Válvulas de contrapresion 2.5 SARTA DE CABILLAS 2.6 TUBERIA DE PRODUCCION 2.7 BOMBA DE SUBSUELO 2.7.1 Acción de las válvulas 2.7.2 Acción de las válvulas y cargas de fluido 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 3.1.2.1 Instalación de la bomba 3.1.2.2 Cuando usar bombas de tubería 3.1.2.3 Cuando no usar bombas de tuberías 3.1.3 Bombas de cabillas insertables 3.1.3.1 Instalación de la bomba 3.1.3.2 Cuando usar 3.1.3.3 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 Escurriento 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 anclas 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 DINAMOMETRO 4.2 USO DEL DINAMOMETRO COMO UNA HERRAMIENTO 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 Grafico 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. ANALISIS 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 MAXIMO MOMENTO DE CONTRABALANCEO 5.5 EJEMPLO DEL ANALISIS DE TORQUE 5.6 CALCULOS 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 GRAFICOS DE

CONTRABALANCEO.

6.3 BALANCEANDO LA UNIDAD A TRAVES EL SOFWARE 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 SUCCION 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 ANALISIS DE TENSION 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 que usar barras de peso? 7.7 FALLAS EN CABILLAS DE SUCCION 8. DISEÑO DEL SISTEMA 8.1 DESARROLLO DEL METODO API RP11L 8.2 DESARROLLO DEL METODO DE LA ECUACION 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 PRODUCCION 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 CALCULOS 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. ANALISIS DIAGNOSTICO

9.1 FUNDAMENTOS EN EL ANALISIS 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 ANALISIS DINAMOMETRICO 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 EXPLICACION 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 COMBINACION DE DOS O MAAS PROBLEMAS DE BOMBAS 9.5 ANALISIS 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 • Pesio 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 dinamometricos.

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 I-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 Dinamometrico. 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. Grafico 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 dinamometricos para unidades Mark II con cabillas de acero. Figura 5.10. Ejemplo de cargas permisibles y gráficos dinamometricos para unidades convencionales con cabillas de fibra de vidrio. Figura 5.11. Ejemplo de cargas permisibles y gráficos dinamometricos 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. Malfuncionamiento del ancla de tubería. Figura 9.14. Pistón golpeando en el fondo (Bomba llena). Figura 9.15. Baril 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 controladores de bombeo. Figura 10.5. Método del área para controladores de bombeo. Figura 10.6. Limites mínimos y máximos para cargas en la barra pulida. Figura 10.7. Sistema centralizado de control.

INTRODUCCION 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 I-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 grafico 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 mas 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 I.1, a cada vez más bajos cortes de agua,

los 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 I-2 y I-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 I-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 I-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 como 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 mas 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 que tipo y

cuantas pesas ordenar al momento de comprar una unidad de bombeo

nueva.

• Controladores 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 capitulo 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 esta 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 mas 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, como 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, esta 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 ves 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 I-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 I-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 de

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 de 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.

remota con un sistema controlador de

bombeo.

• Puedes usar modernos análisis

dinamometricos de computadora para

optimizar el sistema.

CAPITULO 1 REVISION 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 TENSION Y PRESION: 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:

lpcoplbsp

lbsTension 1000lg/1000lg1

1000 22 ==

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 lpc/pie. Si un tanque contiene

agua a una altura de 100 pies la presión en el fondo

el tanque será de 43.3 lpc (100*0.433). Si el área

del fondo del tanque es de 100 plg2 entonces la

fuerza aplicada en el fondo del tanque será:

lbspplbsAPF 330.4lg100lg/3.43 22 =×=×=

El flujo de fluidos es de una región de alta presión a una de baja presión. El

fluido del yacimiento fluye 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 fluidlo por encima de si. Mientras mas

baja es la presión en el fondo del pozo, mayor será la cantidad de fluido 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

fluido 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 fondo 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 lbs a un bloque para

moverlo 10 pies, entonces el trabajo hecho será:

lbspiespieslbsDFW −=×=×= 000.10101000

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 cuanto tiempo tomo

mover el bloque.

1.3 POTENCIA: La potencia muestra que tan rápido puede realizarse el trabajo. Cuanto

mas 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:

seglbspiesseg

lbspiest

WPotencia /)(000.110

000.10−=

−==

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:

hpseglbspies

hpseg

lbspies 82.1/)(550

1)(000.1=

−×

−

También, como 1 hp=747.7 W, la potencia en vatios para este ejemplo

será:

W357.182.17.745 =×

Si se quisiera mover el mismo bloque la misma distancia de 10 pies en

5 segundos, entonces se necesitaría el doble de la potencia calculada

(1.82*2=3.64 hp). Por lo tanto, si se necesita una maquina para mover el

bloque, esta necesitaría un motor con mas de 3.64 hp.

1.4 ENERGIA: 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 esta severamente fuera de balance, o si la tubería tiene una fuga, 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 lbs a una distancia de 10

plg desde el centro del eje, el eje podría experimentar un torque igual a:

xlbspplbsXFT lg000.10lg101000 =×=×=

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:

)( θθ XsenDsenFDFT =×=×=

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 45º en torque en el eje es:

[ ] lbspsenT −=×=°××= lg070.707.71000)45(101000

Este es menor que el máximo momento calculado de 10.000 lbs-plg

calculado arriba cuando la manivela (crack) esta horizontal (=90º). Cuando el

ángulo de la manivela es 0º o 180º el torque en el eje es cero debido a que la

distancia D es igual a cero.

Posición de Máximo Torque

Figura 1.1. Ejemplo de Calculo de Torque

DIVISION DEL SISTEMA DE BOMBEO MECANICO:

CAPITULO 2 EL SISTEMA DE BOMBEO MECANICO 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 2.1, 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 capitulo se examinara cada componente del sistema para

entender como 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 kinetica 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 dinamograficas 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 9000 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:

)1.2(100)(

EcuacionS

SSS

g

flg ×−

=

Donde Sg 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:

)2.2(100)(

max

minmaxvar Ecuacion

SSS

S ×−

=

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 variar 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 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. Es como sigue:

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 otras 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 lbs-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 lbs. El ultimo numero

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. Mark II

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. Solo puede rotar en sentido antihorario. 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 toque del dedo. 2. Longitudes de carrera de hasta 20 pies para pozos con alto potencial. 3. Fácil de 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 por que 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 kinematica (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.

FIGURA 2.4FIGURA 2.4

FIGURA 2.3FIGURA 2.3

FIGURA 2.5FIGURA 2.5

REV

ERSE

MA

RK

LOW

PR

OFI

LE

CH

UR

CH

ILL

BEA

MPO

RTA

BLE

/TR

AIL

ER M

OU

NT

LUFK

IN

2.2.4 Análisis Kinematico de las Unidades de Bombeo:

Para evaluar el comportamiento de los diferentes tipos de Unidades de

bombeo, es importante simular con precisión sus características kinematicas.

El informe de la SPE al final de este capitulo titulado “Un análisis Kinematico

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 kinematico puede usarse para calcular la posición

angular, velocidad y aceleración de cualquier parte de la unidad de bombeo.

Usando este método kinematico 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 kinematico 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 esta más allá del alcance de

este curso. El método del análisis kinematico 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 grafico de amperaje del motor en la

carrera ascendente y descendente.

2.4 BARRA PULIDA, PRENSA ESTOPA Y LINEA 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 fluido.

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

perdidas 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 pressure

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

para evitar el gas se expanda y cause cabeceo. Incrementar la presión en la

tubería 50-60 lpc 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 cerrada 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 cilíndrica-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 fondo 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 TUBERIA DE PRODUCCIÓN: El fluido se produce a través del anular tubería-cabillas hasta la

superficie. Cuando la tubería esta anclada al anular, esta tiene un efecto menor

en el comportamiento del sistema en la mayoría de los casos. Si la tubería no

esta anclada entonces podría afectar las cargas sobre las cabillas y el

desplazamiento de la bomba debido a su estiramiento. El estiramiento de la

tuberia 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 esta 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 como trabaja la bomba hay que darle un vistazo a la

acción de las válvulas, asumiendo que la bomba esta llena con liquido

incompresible tal como petróleo muerto o agua. La Figura 2.8 muestra como 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 barril 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 seria 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 grafico 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 esta 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 cierra (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 hasta B).

Carrera descendente: En la carera descendente, cuando el pistón comienza el movimiento

hacia abajo, la válvula viajera abre (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 si la tuberías esta o no anclada.

2.8 ANCLA DE GAS: La bomba de cabillas de succión esta diseñada para bombear liquido. 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 entro de la bomba.

2.9 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 esta conectado

al niple perforado y es la cámara que permite que el gas se separe desde el

liquido 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 baril de

la bomba.

.

Copyright 1983 Society of Petroleum Engineers of AIME

This paperwes presenled at the 581h Annual Technical Conference and Exhibition bald in San Francisco, CA, October 5-S, 1983 The material ie subjectto correction by the author, Permission to copy ie reslrickd to an abstracl of not more than 300 words. Write SPE, 6200 North Central Expreaaway,Drawer 64706, Oallaa, Texaa 75206 USA, Telex 730989 SPEDAL

ABSTRACT the same classcan alsobe differentdependingonthe manufacturer’schoiceof the unit’sgeometric

A new pumpingunit KinematicAnalyslsmethod dimensions.was developedfor the calculationof position,velocity,accelerationof the polishedrod, and The purposeof this paperis to presenta newtorquefactorsas functionsof crankangle. Thismethod can also be used to calculatethe angular

method of analyzingand comparingthe kinematic

position,velocityand accelerationof any partofcharacteristicsof pumpingunitsand to aid in the

the pumpingunitmechanism,understandingof the complicatedmotion of thepolishedrodand rod string.

It is more accuratethan previousmethods PREVIOUSMORKbecauseit producesexactresults, It can be usedto comparepumpingunits,and can analyzeunitswith varyingcrank speeds. lt can Improvegear-

Graylwas the first to developa method forthe kinematicanalysisof pumpingunits. In his

box torqueanalysisby includinginertiaeffects, paper, Gray explored the differences in theand can allow the use of conventionaldynagraphsfor the predictionof downholedynagraphs.

polishcdrod motiondue to geometryvariationsofdifferentpumpingunits,and the influenceof the

INTRODUCTIONpumpingunit on the overallbehaviorof the rodpumping system. His method, however, is

The majority of U.S. wells are on beamrelativelycomplexand requiresa digitalcomputerto solve for the position, velocity and

pumpingand theirnumberis increasing. However, accelerationof the polishedrod. Graypresents%”’althoughpumpingunitshavebeen in use for a longtime, their kinematiccharacteristicshave not

complexequationfor the calculationof polished

beenthoroughlystudiedor understood.rod positionas a functionof crank angle. Inorder to obtainthe velocityand accelerationofthe polishedrod,he differentiatesthat equation

Beam pumpingunits can be dividedinto two numerically.major classes: ClassI leversystemsrepresented

Gray’s method relates the crankangleand polishedrod positiononly. Velocities

by the conventional pumping unit shown inFigurela, and Class111 leversystemsrepresented

and accelerationsof the intermediatelinks arenot calculated.

by the Mark 11 and Air Balance units shown InFigureslb and c, respectively,All pumpingunits Since Gray’s paper, no other kinematicoperateon the same basicprincipleof convertingthe rotary motion of the crank arm into the

analysismethodhas been foundin the literature,ex;~~~,for an equationsimilarto Gray’sused by

oscillatorymotionof the polishedrod, However,that is wheretheirsimilaritiesend. Two pumpingunitsmade by two differentmanufacturersbut withthe same API maximumload and torque ratingsand

Althoughthe abovemethodis not the bestwayto cinematicallyanalyzepumpingunits,it was the

the same strokelengthwouldappearequallysuitedfor use on a givenwell. This, however,is not

firstto show the importanceof the pumpingunit

~;;s;;;e. Not onlyarei;ump;r~m~itsof differentgeometryon the polishedrodmotion.

different mover power KINEMATICANALYSISOF PUMPINGUNITSrequirements,maximwn polished rod load, anaoverallpumpingefficiency,but pumpingunits of In orderto calculatethe position,velocity,

and accelerationof the polished rod? it is

~e?erencesand il1ustrationat end of palsr.necessaryto solve the four-barlinkageproblem.The motionof the four-barlinkagecan be analyzed

. .. . .... ,,, .,.., ... . .... ... .. ._,

SPE-~~Err@wsmcf AtME

SPE 12201

Exact Kinematic Analysis of Pumping UnitsbyJ.G.Svinos,GulfResearch&Development Cs.

mathematicallyor raphlcally.!

Graphicalmethods From geometry,the followingquantitieswereare simpler but Ime consumingbecause a neti obtalned:diagrammust be made for each variationtn thecrank angle or bar lengths. They are also less

I

2w .0 +a for conventionalaccurate than mathematicalmethods. Ot the e.mathematicalmethods,the complex number vector 2 ~ . 6 + a for~rk II and Alr Balancerepresentationis best suitedfor the analysisofthe pumpingunitmechanism.

aREPRESENTATIONOF VECTORSUITHCOMPLEXNUMBERS = si~-l(+) (5)

A vectoc In the X-Y plane such as shown InFigure2 can be representedas a complexnumberRA= XA+ iY~,wherex and Y are the realpoints

lbL “ ~ “)

representlnthe X an Y coo dlnatesof point A,dand 1 = - Is the imaginarypart. The vectw

componentsXAand yA are equalto: B = eos-l L2+ K2 - R2( 2KL ) * (j) (7)

XA= R COSO (1)where

YA= R S106 (2)

I

lforOO<02<nj=

and

R=m(3)

-lfor z <02<2n

-1 P2+ L2 - C2) - ~whereR is the magnitudeof the f~SltlOnveCtOr&. e3 m COS [~From Euler’s

(8)relatlon, = cose+ Islne.

Therefore,the posltlonvectoreofpoint A can bewrittenas:

&=Rele (4) 04 m Cos-l P2- C2 - L2(~ ]-II (9]

This complex vector expression Is moreconciseand easierto differentiatethan any othervectorrepresentation.

x = COS-l(C2+L2. p2

Since the basic four-barlinkageformedby 2CL ) (lo)

vectorsK, R, P and C is the samefor both ClassIand Clas%ITITever3ystems as shownin Figures3and 4, the basicbar linkagesolutionis identicalfor bothcases. *=x+f3 (11)

For the kinematicanalysismethod of thispaper,the followingconventionswereadopted(seeFigures3and4):

At the bottomof the stroke,

● Anglese , 93, 9referenciline t-;n;;2~em~;~TZ;ef;~;~

V = $Bc = eos-l[C2+ K2 ; (P+R)21 = $TM

counterclockwisedirection for conventional (12)units,and clockwisefor Mark II.

● For conventionalpumping units, the crank At the top of the stroke,anglee is zeroat the 12 o’clockpositionandis positivein the clockwisedirection. Theangularvelocityof the crankis also,takenas ~ = +Tc = COS-l [-”1 “ *BMpositivein the clockwisedirection.

For Mark 11 and Air Balanceunits,the crank(13)

●

anglee Is zeroat the 6 o’clockpositionandis positivein the counterclockwisedirection. The positionof pointV (see Figures3 or 4) can

be expressedin complexnumbernotationas:● The symbolsusedfor the pwnpingunitgemetric

dimensionsare the same as the ones used in ie2 ie3 104the API STD 11E3, ~. Re + Pe =K+Ce (14)

SPE012201 J. G, Svlnos 31

By dlfferentlatlngthe above expressionwfth If the crank angular veloclty Is constant,respectto time,the followingexpressionfor the thene2= 0 and the aboveequationsbecome:velocltyof V is obtained:

102.,

103 ie4g= R82ie

es= 63[(64-62) cot(e4- (32) -+ Pi31e = C641e (15)

- (63-54) c0t(e3-04)1or (24)

~v IR62cose2- R~2 slne2+ IP63cos03-

Pi3 sin03.,

m lc44cos04- c14 slne4 e4 = ?4 [(62-63) cot(e2-63) -.(16)

By equating the real awl Imaginaryparts, the - (33-84) cot(e3-04)]followlngsystemof equationsis obtained:

(25)

R?i2sine2+ P83 sine3= C;4 sine4 (17)

R;2 Cosez+ Pi3cose3= C;4 cose4 (18)

By solvingthe above simultaneousequations,thefol1owing equationswere obtalned for the angularvelocitiesof barsP and C:

438%sin(e4-e2)

pv(19)

R;2 sin(03-e2)(20)84 = ~ sln~e3-e4~

or

R62 PJ3 C84= sin(e- e = sin(e3-02)’‘Q

‘fn(e3-‘4J 4 21(21)

By takingthe ratioof the derivativeof eachterm dlvlded by Itself (I.e. ~jq), and aftersimplifying,the followlngequationswereobtainedfor the angularaccelerationsof bars P and C:

.,e3=8~~-

3 82(63-64) cot(e3-04) +

+ (84-62) cot(e4-02)] (22)

., ;264= ‘34[~- (S3=64) cot(e3-e4) +

Q

+ (~2-~3) cot(e2-e3)] (23)

POLISHEOROD POSITION

From geometry,the pol1shed rod positlon isgiven:

PR = += A(64+u) (26)

Based on Equation (26), PR Is zero when thewalkingbeam A Is horizontal.It is positivewhenA is abovethe horizontal,

A more usefu~eexpressionof&he polished rodposition can obtained defining anondimensionalpositionas follows:

(27)

s= (PRB- PRT)= (vB- qIT)* A (28)

(29)

The above equationis an expressionof thepolishedrod positionas a fractionof the strokelengthabove the lowermostpositionfor a givencrank angle, W equals 1 at the top of theupstrokeand O at the bottom.

POLISHEDROD VELOCITYAND ACCELERATION

The polished rod velocity is obtained bytaking the derivative of equation (26) withrespectto time,

VR = A*84 (30)

Si~,,ilarly,the polishedrod accelerationis givenby:

AR = A;4 (31)

4 ExactKinematicAnalysisof PumpingUnits SPE 012201

TORQUEFACTORCALCULATION

The torquefactorat any crank anglee is anumber which if multipliedby the polishedrodload, wI1l give the torquerequiredat the crankshaftof the pumpingunitreducer.

By neglectingfrictionallossesand inertiaeffects,the energy suppliedat the crank shaftequalsthe energydeliveredto the polishedrod.

T*82= PRL*’. (32)

.’. T~.% (33);2

DYNAMICPOLISHEDROD LOADING

From Newton’ssecond law, the sum of theforceson the polishedrod is equalto:

The polishedrodloadis,therefore,givenby:

PRL = M+: cAR= W(I +~) (35)

The term in parentheseswill be calledtheaccelerationfactor

The accelerationfactoris a measureof the;~;~~tlonof the dynamicrod load fromthe static

APPLICATIONOF THE RESULTS

In order to understandhow the kinematicanalysis results can be used to evaluate theperformanceof pumpingunits,the effectsof thepolishedrod motionon the rod stringand systemefficiencywillbe examined.

1) PolishedRod Load

As equation(35) indicates,the polishedrod load is a function of polished rodacceleration. The peak polished rod loadoccursduringthe upstrokewhen the polishedrod supportsboththe weightof the rod stringand fluid. Therefore, the smaller theaccelerationduringthe upstroke,the lessthepeakpolishedrodloadwillbe.

The polishedrod accelerationduringthedownstrokeshows how fast the olished rodload is allowedto fall. 1’The imit of themaxlmundownstrokeaccelerationwouldtheoret-ically be equal to g. At that point, thepolishedrod load would be zero as equation(35) Indicates. However, frictionalandpressureforceson the rod string limit themaximum allowable accelerationduring thedownstroketo a valuelessthang,

Under normal pumpingspeeds,the fasterthe polished rod acceleratesdownward thelowerthe polishedrod loadwillbe duringthedownstroke. However, if the well poundsfluid, then the downstroke accelerationbecomes important depending on when fluidpoundoccurs. If it occursat the firstpartof the downstroke,then the plungeraccelera-tion (which depends on the polished rodacceleration)must not be highat thatpartofthe stroke.

2) Fill-UpTime

Duringthe upstroke,the travelingvalveof the suckerrod pumpclosesand the standingvalve opens allowing fluid to enter theworkingbarrel. The efficiencyof the pumpdependson how fullthe pump barrelis at theend of the upstroke, In orderto Increasethepump efficiency,a longer fill-up time isrequired. This can be accomplishedby alonger upstroke, The longer and slowerupstrokeensuresthat less gas comes out ofsolutionthanif the upstrokewerefast.

3) TorqueRequirements

The crank shaft torque requiredat agivencrank angle Is givenby the productofthe polishedrod load timesthe torquefactorat that angle minus tlie counterbalancetorque, For conventionalpumpingunits thenet crankshafttorqueis givenby

Tn = TF(PRL- B) - Msine (37)

As equation(37) shows,for everythingelsebeing equal, the smallerthe torque factor,thelowerthe net crankshafttorque.

SUMMARYOF DESIREDKINEMATICCHARACTERISTICS

Basedon the previousdiscussion,the desiredkinematiccharacteristicsof pumpingunitsare:

1) Smallupstrokeacceleration.

2) Smallupstroketorquefactors.

3) Longand slowupstrokeformaximumfill-up.

DOWNHOLEDIAGNOSTICANALYSIS

Another area where the kinematicanalysisresults can be applied is the diagnosis ofdownholeproblems,based on the methoddescribedby Gibbs4, Ordinarily,thismethodrequiresinputof load,time and positiondata for the polishedrod to predictthe dynamometerat the pump or atany otherpointin the rod string, However,sincemost operatorsare only familiarwiththe polishedrod dynamometercard which is a plot of load VS,position,this diagnosticmethodhas limitedusebecauseof the requiredspecialinput. In orderto avoid this special input, the kinematicanalysis results can be used to provide themissing time variable so that an ordinarydynamometercard can be used for the diagnosisofdownholeproblems, The only limitationof this

.

SPE 012201 J. G. Svinos 5

method is that a constantangularcrank velocitymust be assumedso that the time, positionandload data can be accuratelyobtained.

Tnet(e) = TF(e)CPRL(e)- B] - M sin(e-y)However,

this is a good assumptionfor low slip motors.The timeat crankanglee can be obtainedfrom: lb “- Ig;+TF(e) * ~ 64 (39)

t= & (38)The angularaccelerationof the crank, ; can beobtainedby differentiatingthe time historyof

wheret is in secondsand e is in degrees. the angularvelocitywith respectto time. Forlow slipmotors,e is approximatelyequalto zero.

PUMPSNGUNITCOMPARISONCONCLUSIONS

Kinematic analysis can also be used tocomparepumpingunitsin orderto selectthe unit The kinematicanalysis method presentedInwith the best kinematiccharacteristicsfor a this report can produceexact kinematicresultsspecificapplication. for ClassI and Class 111 pumpingunits, It can

be used with non-constantcrank speed, and canTo show how this comparisoncan be made,B~ allow the inclusionof inertiaeffectsin torque

conwntional pumpingunits were compared. analysiscalculations,have the same API designationC-32O-256-1OO.

It can be used to select

Althoughtheseunitswouldseemequallysuitedforpumpingunits with the best kinematiccharacter-istics and can allow the use of conventional

a givenapplication,theirkinematiccharacteristics dynacardsfor the calculationof downhole pumpwere found to be different, The kinematic cards,analysiswas performedusing a constantangularspeedof 10 SPM, The directionof crankrotationwas assumedto be clockwise,Figures5and 6 show

The desiredkinematiccharacteristicsfor themajorityof applicationsare:

the accelerationand polishedrod positioncurv~respectivelyas functionsof crank angle. 1) smallupstrokeacceleration,Figure5 shows, the unit made by A has lowerpolishedrod accelerationand longerupstrokethan 2) smalltorquefactors,the unit made by B. Also as the plot of torquefactors versus polished rod position shown in 3) longupstrokeformaximumpumpfillage.Figure7 illustrates,the unit made by B hashigher torque factors than A on the upstroke. NOMENCLATUREBased on these results,it Is obviousthat theunitmade by A is klnematicallysuperiorto B, and A,C,G, = Pumping unit geometricdimensionsasin a real application,It is expectedto have J,K,P,Rlower polishedrod load,lowertorquerequirement

specifiedin API llE, inches,

and betterpumpefficiency. AF = Accelerationfactor.

EFFECTOF DIRECTIONOF CRANKROTATION AR = Polishedrod acceleration,in/s2.

Specialgeometrypumpingunits such as the B = Structuralunbalance,lbs.Mark S1 and someconventionalgeometryunitshavea requireddirectionof crank rotationfor best 9= Accelerateon due to gravity=32.2ft/s2.operatingperformance.This is due to the offsetangles of their crank counterweights.However, Ib = Total articulatlng m~f~;e of inertiamost conventionalunits are regardedand used as referre~ to the bearing,bidirectional,This is usuallydone to wear the S1ug*ft.gears evenly. However,as Figure5 shows theupstroke and downstroke, accelerationis not

19 = Rotary moment of inertiaof counter-synvnetric. A polished rod load Increase ordecreaseis, therefore,expecteddependingon the

weights, cranks tmd low speed ge r,freferredto the crankshaft,slug*ft,

rotationof the unit.L ■ Distancefrom the centerof the crank-

CONSIOERATIONOF INERTIA EFFECTS IN COMPUTING pin bearingto the centerof the saddlebearing(to the center of the sampson~;g;asfor Class111 lever systems),

Gibbs5was the firstto show the importanceof includingthe Inertia of the pumping unit

.

structurein calculatingthe net gearboxtorque. M = Maximummoment of the rotarycounter-However, in order to use this improvedtorqueanalysismethod,the angularaccelerationof the

weights,crank and crankpin aboutthecrankshaft,in*lb.

walkingbeam is neededas a functionof the crankangle, “The angularaccelerationof the walking PR UI Polishedrod position,inches.beam is e as givenby Equation(23), Therefore,the equat!onfor the calculationof net gearbox PRB = Polished rod pos!tlonat the bottomoftorque,includinginertiaeffectsis givenby: the stroke.

>R1’ = po;;;~d rod positionat the top of the REFERENCES

1) Gray,H.E. “Kinematicsof Oi1-Wel1 PumpingT = Dimensionlesspolishedrod position. Units,“ Paper presentedat the springmeeting

of the Mid-ContinentDistrict,API DivisionofPRL = Polishedrod load,lbs. Production,March,1963.

?~ = Positionvectorof pointV. 2) Gibbs,S.C. “Predictingthe Behaviorof Sucker

Rod PumpingSystems,”Jour. Pet. Tech. (July,P = Velocityvectorof pointV. 1963)769-778.~SPM = Strokesperminute. 3) “APISpecificationfor PumpingUnits,”API STD

llE, TwelfthEdition,January,1982.s = Strokelength,inches,

4) Gibbs,S,C, “ComputerDiagnosisof Downholet = Timein seconds, Conditionin SuckerRod PumpingHells,”Jour.

Pet.Tech.(January,1966),pp. 91-98.T = Crankshafttorque.

6) Gibbs,S,Co “ComputingGearbox Torque andTn = Netcrankshafttorqueat anglee, Motor Loading for Beam Pumping Units with

Considerationof InertiaEffects.” Jour.Pet.TF = Torquefactor, Tech.(September,1975),pp. 1153-1159.

VR = Polishedrod velocity,in/s.

H = Polishedrod load withoutaccelerationeffects,lb.

ct)sseb= Ge~etry angles(seeFigures2 and 3),62se3,e4,x,$,41

$2 = Angularvelocityof R, rad/sec.

63 = Angularvelocityof P, rad/see,

;4 = Angularvelocityof A, rad/see,;2

= Angularaccelerationof R, rad/sec2.;3

= Angularaccelerationof P, rad/sec2,;4

= Angularaccelerationof A, rad/sec2.

$B = $nn!e + at the bottom of the stroke,

$T = Angleq at the top of the stroke,rad.

SUBSCRIPTS

;- ~r~;;lonal.

ACKNOWLEDGEMENTS

The authorwishes to thank Gulf Research&DevelopmentCompanyfor permissionto publishthispaper.

b) Mark 11 (Class 111)

a) Conventional (Class I)

Fr \!

II II J I UN

Fl& I-The Wee moat cwmnon pumplW unit tyTM&

IMAGINARY AXIS

YA- -

R

o )iAREAL AXIS

Flt$,~+mplox numbar voolor repreaenlatlon,

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C–320–256–100. !uwFAfxuzEIJb0 MANWAC71EU B

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MI= m PLEInmJ

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 capitulo 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:

Tabla 3.1 Anclada en el Fondo, Bomba de Pared gruesa

Pistón (plg) Espesor de la pared Profundidad máxima

1.00 0.125 11.540

1.06 0.125 11.000

1.25 0.188 13.350

1.50 0.188 11.570

1.75 0.250 11.970

2.00 0.156 7.785

2.25 0.25 10.485

Anclado en el fondo, Barril de Pared delgada

2.00 0.125 6.400

2.50 0.125 5.240

Bombas de Tubería

1.75 0.25 9.600

2.25 0.25 7.870

2.75 0.25 6.660

Bombas de Revestiros

2.75 0.25 6.660

3.25 0.25 5.770

3.75 0.25 5.090

4.75 0.25 4.120

DESIGNACION 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:

Figura 3.1 Designación API de las Bombas de Subsuelo RHA: Cabillas, Barril estacionario de pared gruesa, anclada en el tope.

RLA: Cabillas, Barril estacionario, anclada en el tope.

RWA: Cabillas, Barril estacionario de pared delgada, anclada en el tope.

RSA: Cabillas, Barril estacionario de pared delgada, anclada en el tope, pistón

de la bomba tipoo empacadura suave.

RHB: Cabillas, barril estacionario de pared gruesa, anclada en el fondo.

RLB: Cabillas, barril estacionario, anclada en el fondo.

RWB: Cabillas, barril estacionario de pared delgada, anclada en el fondo.

RSB: Cabillas, barril estacionario de pared delgada, anclada en el fondo,

empacadura suave.

RHT: Cabillas, Barril viajero de pared gruesa, anclada en el fondo.

RLT: Cabillas, Barril viajero, anclada en el fondo.

RWT: Cabillas, barril viajero de pared delgada, anclada en el fondo.

RST: Cabillas, barril viajero de pared delgada, anclada en el fondo,

empacadura suave.

TH: De tubería, barril de pared gruesa.

TL: De tubería, liner barrel puma.

TP: De tubería, barril de pared gruesa, empacadura suave.

3.1.2 BOMBAS DE TUBERIA: 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 esta 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 antihorario. 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 fija 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 esta compuesto por copas u o-rings. Están diseñados

para ajustar fuerte en el niple de asentamiento para prevenir fuga de fluido

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 mas fáciles de reparar debido a que todo

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 movil 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

fallas del barril. Esta bomba es también recomendada en pozos con problemas

de corrosión. Esto es debido a que el movimiento del barril 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 estacionario anclada en el tope: Úselas en pozos

con problemas de arena o bajo nivel de fluido, pozos con gas. Debido a que el

pozo esta 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 esta 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 esta 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 la 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 varia 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 perdidas 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

autolubricantes. 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 conciente 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 telescopicos 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.

3.4.3 Válvula “Cargadora”. La válvula cargadora esta diseñada para minimizar los efectos dañinos

del golpe de fluido y la interferencia de gas. Puede instalarse sobre la bomba

convencional. Como muestra la Figura 3.3, la “cargadora” trabaja de la

siguiente manera:

1. En la carrera ascendente (a), La válvula cargadora esta 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 valvula cargadora cierra,

soportando las cargas de fluido que ahora están fuera de la válvula viajera.

La válvula viajera abre facilmente 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 esta 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 fluido cuando no esta

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 ves 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):

:)1.3(1166.0 2

DondeEcuacionSPMSpDpPd ×××=

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:

)3.3(*1166.0:

)2.3(

2 EcuacionDpCpDonde

EcuacionSPMSpCpPd

=

××=

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

Diámetro del pistón (plg)

Área del pistón (plg2)

Constante de la bomba

(Bpd/plg/spm) 1-1/16 0.887 0.1316

1-1/4 1.227 0.1821

1-1/2 1.767 0.2622

1-5/8 2.074 0.3078

1-3/4 2.405 0.3569

1-25/32 2.490 0.3699

2 3.142 0.4662

2-1/4 3.976 0.5901

2-1/2 4.909 0.7285

2-3/4 5.940 0.8814

3-1/4 8.296 1.2310

3-3/4 11.045 1.6390

4-3/4 17.721 2.6297

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.

)5.3(100% sup EcuacionPd

BPDP erficie

ef ×=

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 spm, una

carrera total de 108 pulgadas, y una tasa de producción de 250 bls/d, entonces

la eficiencia volumétrica puede calcularse como sigue:

%81100308250%

/30881083569.0

=×=

=××=

efP

dblsPd

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 barril.

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:

)6.3(

:1032.2

1416.37

3

Ecuacion

DondeLpVCpdpTE

××××∆××

= −

TE= Tasa de escurrimiento en pls3/min

Dp=Diámetro del pistón, pls

∆P=Caída de presión a través del pistón, lpc

C0 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:

)7.3(2

2

:1097.4 7

3

EcuacionF

DondeLpV

CpdpTE r−×

××××∆×

= −

TE= Escurrimiento en Bls/d

Fr=Relación de llenado en la carrera descendente. (=1 cuando la bomba esta 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 esta 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 esta 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 ves 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 lpc

Llenado de la bomba= 75%

Viscosidad del fluido= 1 cps

Solución: El desplazamiento volumétrico e la bomba dado por la ecuación (3.2)

usando la constante de la bomba de la tabla 3.1 es:

dBlsPd /838101157285.0 =××=

El escurrimiento de la bomba es dado por la ecuación (3.7):

dBlsTE /5.102

75.02)124(11097.4

004.025005.27

3

=−

×××××

××= −

La perdida de producción como un porcentaje del desplazamiento de la

bomba es:

%25.1100838/5.10% =×=Perdida

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:

dbls /6185.10)75.0838( =−×

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 mas

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 mas 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 mas 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 revestidotes 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 ¾”. 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

evitar que se libere gas desde la entrada de fluido hasta la toma de la bomba.

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:

flujodeAreaAffluidodelVelocidaVel

oducciondeTasaQDonde

EcuacionVelQAftoloPorAfVelQ

==

=

=×=

Pr:

)8.3(tan.

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:

)9.3(00936.0 EcuacionVel

BFPDAf ×=

Donde: Af=Área de flujo en pulgadas cuadradas

BFPD=Producción de fluido de diseño bruta.

Vel=Velocidad del fluido (pies/seg)

Para velocidades mínimas de descenso del fluido de 0.5 pies/seg. (para

una separación efectiva de gas), la ecuación 3.9 da:

)10.3()lg(01872.0 2 EcuacionpBFPDAf ×=

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:

dbls /32485.0/275 =

Basado en la tasa de producción de diseño seleccione el tamaño del tubo

de 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

para una velocidad de descenso del fluido de 0.5 pies/seg.

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:

)11.3()lg(4 2 EcuacionpAfAperf ×=

5. Si se desea utilizar un nicle ranurado, puede calcularse el numero de

ranuras de ½” por 4” (recomendado) de la siguiente manera:

)12.3()lg(2

_ 2 EcuacionpA

slotsNNipple perf=

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 ¼” por 4”,

puede calcularse el número de ranuras necesarias de la siguiente

manera:

)13.3(4_ EcuacionAslotsNdipTube sv×=

Asv es el área de flujo de la valvuela 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:

)14.3()lg(_ 2 EcuacionpAeraDipTubeODAMinAma f +=

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:

)15.3(_ EcuacionAreaTubeODDipPipeIDareaAma −−=

10. Calcule el volumen del área quieta. Se recomienda usar dos veces el

desplazamiento volumétrico de la bomba:

)16.3(2 EcuacionSAV pps ××=

Donde:

Ap=Área del pistón de la bomba (plg2)

Sp=longitud de la carrera de fondo (plg)

11. Calcule la longitud del área quieta:

)17.3(EcuacionAV

Lma

ss =

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.

Tabla 3.3 – Diámetros y áreas del pistón y la Válvula Fija

Diámetro del pistón (plg)

Área del pistón (plg)

ID del Asiento de la VF (plg)

Área de flujo del asiento de la VF (lpg2)

1-1/16 0.887 0.500 0.196

1-1/4 1.227 0.578 0.262

1-1/2 1.767 0.656 0.338

1-5/8 2.074 0.656 0.338

1-3/4 2.405 0.844 0.559

1-25/32 2.490 - -

2 3.142 0.937 0.689

2-1/4 3.976 1.062 0.887

2-1/2 4.909 1.312 1.350

2-3/4 5.940 1.312 1.350

3-1/4 8.296 1.688 2.238

3-3/4 11.045 1.75 2.405

4-3/4 17.721 - -

Tabla 3.4 – Tamaños, Dimensiones y áreas de Tuberías Standard

Tamaño de la tubería

(nominal)

ID (plg) Área ID (plg2)

OD (plg) Área OD (plg2)

diámetro del cuello (plg)

3/4 0.824 0.533 1.05 0.866 1.313

1 1.049 0.867 1.315 1.358 1.576

1-1/4 1.380 1.496 1.66 2.164 2.054

1-1/2 1.61 2.036 1.90 2.835 2.20

2 1.995 3.1245 2.375 4.43 3.063

2-1/2 2.441 4.68 2.875 6.492 3.668

3 3.068 7.393 3.50 9.62 4.25

3-1/2 3.548 9.886 4.00 12.566 4.625

4 4.026 12.73 4.50 15.90 5.20

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 1plg.

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:

2lg28.317501872.0 pAf =×=

4. El área perforada del niple debe ser cuatro veces Af:

2lg12.1328.34 pAperf =×=

5. Usando la ecuación 3.12, el número de ranuras ½” por 4” del nicle

ranurado será:

ranurasUseslotsNNipple 756.6212.13_ ==

6. Para calcular el número de ranuras de ¼” 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:

ranurasdosUseslotsNdiptube 35.1338.04_ =×=

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. 2lg638.4358.128.3 pMinama =+=

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:

2lg32.3358.168.4 pAma =−

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:

3lg31188767.122 pSAV pps =××=××=

11. La longitud del área quieta puede calcularse con las ecuación 3.17:

lg7.9332.3

311 pLs ==

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 externo de los

cuellos de la tabla 3.4 es de 3.668 plg. 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 DINAMOMETRICO. Una carta dinagrafica es un grafico de cargas vs. posición. Puede

registrarse una carta dinagrafica desde la barra pulida con un sistema

dinamometrico. 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 grafico 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 capitulo explicara qué es un

dinamómetro, como trabaja, y como utilizarlo. Describe de manera práctica, el

procedimiento paso a paso de cómo usar el equipo dinamometrico 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 grafico X-Y en una

hoja de papel, o un registro electrónico de los puntos de cargas vs. Posición.

Un sistema dinamometrico 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 dinamometricos utilizan pequeñas

computadoras en lugar de plotters analógicos. En ves de plotear la carta

dinagrafica solo en papel, como lo hecho con el estilo viejo de sistemas

dinamometricos, 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 posición 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 DINAMOMETRO COMO UNA HERRAMIENTA DE DIAGNOSTICO

El sistema dinamometrico 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 dinamometrico

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 mas 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 ves

sea opuesta 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 grafico 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 esta 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 frenos

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: Para 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 mas. 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 esta

detenida. La porción ondulante son las cargas en la barra 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 registre 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 fluido aun están en la válvula fija y en cambio se esta 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 flotación 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 flotación.

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 si 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 lbs/seg. del grafico de chequeo de

válvula viajera. 2) Calcula la constante de estiramiento de las cabillas Er del informe API

11L como sigue:

( )∑ ××=N

irir EcuacionEL

LE )1.4(1

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:

)lg/(Pr segpLRbombaladeofundidadEShrinkageRod tvr ××=

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

)2.4(4

2

Ecuaciond

shrinkageRodTasa pesc ××= π

Donde:

Dp=Diámetro el pistón (plg).

5) Calcule la tasa de escurrimiento de la bomba en barriles de fluido por

día:

)3.4(2

2905.8 EcuacionFTasaBFPD rescperdida

−××=

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:

diablspblsdiahrshrsegsegp /905.8)lg9702/1()/24()min/60(min)/60(/lg 33 =××××

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 lbs/seg.

Solución: Del API RP11L, Er=0.717x10-6 plg/lbs-pies

Tasa de encogimiento cabillas= 0.717x10-6x6000x850=3.66 plg/seg.

Tasa de escurrimiento volumétrico= 3.66x(3.1416)x(1.5)2/4=6.47

plg3/seg.

Tasa de Escurrimiento= 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 tercios 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 esta 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 esta entonces realizando un

chequeo de válvula viajera. Esto puede ocurrir si se detiene la unidad temprano

en la carrera descendente o si es detenida muy abruptamente, causando

pandeo de las cabillas. Si el pozo esta 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 antihorario 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 posible a los 90º o 270º, en la

carrera descendente. Con los frenos 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 “Cabilla 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 freno accionado, instale una grapa

en la barra pulida justo 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 Grafico de Amperaje Puede grabarse un grafico 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

grafico 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 data de momento máximo de

contrabalance no estaría disponible. El Capitulo 6 muestra un ejemplo del

grafico 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 kinematico de unidades de bombeo al

final del Capitulo 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, calculo 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 sanson. 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.

CAPITULO 5 ANALISIS 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 fuerza (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:

)1.5(EcuacionTTT wpnet −=

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 barra

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

grafica 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.

Tabla 5.1. Tabla de Factor de Torque para una Unidad C-456-304-144 (para carrera de 144 plg).

Posición de la Manivela (Grados)

Posición de la barra pulida

Factor de Torque (plg)

0 0.001 -3.897

15 0.017 22.226

30 0.079 46.827

45 0.181 65.074

60 0.307 74.003

75 0.441 74.165

90 0.570 68.450

105 0.685 59.841

120 0.784 50.233

135 0.866 40.378

150 0.929 30.232

165 0.974 19.248

180 0.997 6.639

195 0.996 -8.240

210 0.966 -25.176

225 0.905 -42.472

240 0.815 -57.464

255 0.702 -68.065

270 0.574 -73.539

285 0.441 -74.000

300 0.311 -69.690

315 0.194 -60.628

330 0.097 -46.617

345 0.029 -27.528

360 0.001 -3.897

Si se conoce el factor de torque para la unidad entonces el término Tp

de la ecuación 5.1 puede expresarse:

)2.5()( EcuacionBPRLTFTp −=

Donde:

Tp=Torque causado por la barra pulida (plg-lbs)

TF=Factor de Torque (plg)

PRL=Cargas en la barra pulida (lbs)

B= Desbalance estructural de la unidad (lbs)

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 CALCULOS 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:

)3.5()sin( EcuacionMTw γθ −=

Donde:

M= Máximo momento de contrabalance de las manivelas y los contrapesos (plg-lbs).

θ= Angulo de la manivela (grados)

γ = Angulo de compensación de la manivela.

Ahora que se definieron los dos componentes del torque neto en la caja

puede escribirse la ecuación del torque neto como sigue:

)4.5()()( EcuacionMsenBPRLTFTnet γθ −−−=

Donde:

Tnet=Torque neto en la caja de engranaje (plg-lbs)

TF= Factor de torque a un ángulo θ (plg)

PRL= Cargas en la barra pulida a un ángulo θ (lbs)

B= Desbalance estructural (lbs)

M= Máximo momento de contrabalance (plus-lbs)

θ= Angulo de la manivela (grados)

γ=Angulo de compensación de la manivela (grados)

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 barra pulida y el torque por contrabalance.

Puede usarse la ecuación 5.4 para hacer 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

barra 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 esta en la carrera ascendente o descendente observando el

signo del factor de torque. Un factor de torque positivo significa que se esta en

la carrera ascendente. Un factor de torque negativo significa que se esta 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 MAXIMO 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 ves 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 contrablace

directamente, entonces debemos obtenerlo de manera indirecta.

2. El dinamómetro esta 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 esta detenida. Esta carga se

denomina efecto de contrabalance debido a que esta 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 como puede calcularse el momento máximo de contrabalace

a partir del efecto de contrabalance debes observar que pasa mientras se esta

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:

)()(0 γθ −−−== ccnet MsenBCBETFT

Por lo tanto:

)5.5()(

)( Ecuacionsen

BCBETFMc

c

γθ −−×

=

Donde: θc=Angulo de la manivela del efecto de contrabalanceo.

TFc= Factor de torque a θc

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 θc=90° y TFc

(De la Tabla 5.1) es igual a 68.45 plg. El efecto de contrabalance es 10.000 lbs,

el desbalance estructural es -520 lbs, y el ángulo de compensación de la

manivela es cero. El momento máximo de contrabalance en este caso

entonces es:

( )[ ] lbspsen

M −=°−°−−×

= lg094.720)090(

520000.1045.68

5.5 EJEMPLOS DE ANALISIS 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 lbs a 255°. El desbalance estructural de la

unidad es -520 lbs. 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:

( )[ ] [ ] lbspsensen

TFM −=

°+×−

=°−°−−×

= lg235.882)255(

520000.12065.68)0255(520000.12255

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. 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 ves 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 barra 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 ves 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 grafica 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-lbs.

Tabla 5.2 – Determinación de las cargas en la Barra Pulida

Angulo Manivela

PRP Posición (plg)

TF PRL

0 0.001 0.144 -3.897 11.400

15 0.017 2.448 22.226 11.300

30 0.079 11.376 46.827 13.200

45 0.181 26.064 65.074 14.750

60 0.307 44.208 74.003 16.200

75 0.441 63.504 74.165 14.750

Angulo Manivela

PRP Posición (plg)

TF PRL

90 0.570 82.080 68.450 12.500

105 0.685 98.640 59.841 12.500

120 0.784 112.896 50.233 13.450

135 0.866 124.704 40.378 14.100

150 0.929 133.776 30.232 13.400

165 0.974 140.256 19.248 12.750

180 0.997 143.568 6.639 13.000

195 0.996 143.424 -8.240 12.650

210 0.966 139.320 -25.176 11.800

225 0.905 130.320 -42.472 10.600

240 0.815 117.360 -57.464 8.300

255 0.702 101.088 -68.065 6.900

270 0.574 82.656 -73.539 8.500

285 0.441 63.504 -74.000 10.000

300 0.311 44.784 -69.690 9.550

315 0.194 27.936 -60.628 8.750

330 0.097 13.968 -46.617 9.100

345 0.029 4.176 -27.528 10.700

360 0.001 0.144 -3.897 11.400

Tabla 5.3 – Ejemplo de Calculo de Torque en la Caja de Engranaje.

Angulo Manivela

TF -M(senθ) (plg-lbs)

Tneto

0 -46.452,24 0 -46.452,24

15 262.711,32 -228.339,22 34.372,10

30 642.466,44 -441.117,50 201.348,94

45 993.679,98 -623.834,35 369.845,63

60 1.237.330,16 -764.037,92 473.292,24

75 1.132.499,55 -852.173,57 280.325,98

90 891.219,00 -882.235,00 8.984,00

105 779.129,82 -852.173,57 -73.043,75

120 701.755,01 -764.037,92 -62.282,91

135 590.326,36 -623.834,35 -33.507,99

150 420.829,44 -441.117,50 -20.288,06

165 255.420,96 -228.339,22 27.081,74

180 89.759,28 0.00 89.759,28

195 -108.520,80 228.339,22 119.818,42

210 -310.168,32 441.117,50 130.949,18

Angulo Manivela

TF -M(senθ) (plg-lbs)

Tneto

225 -472.288,64 623.834,35 151.545,71

240 -506.832,48 764.037,92 257.205,44

255 -505.042,30 852.173,57 347.131,27

270 -663.321,78 882.235,00 218.913,22

285 -778.4480,00 852.173,57 73.693,57

300 -701.778,30 764.037,92 62.259,62

315 -562.021,56 623.834,35 61.812,79

330 -448.455,54 441.117,50 -7.338.,04

345 -308.864,16 228.339,22 -80.524,94

360 -46.452,24 0.00 -46.452,24

5.6 CALCULOS 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 mas bajos

de lo real. Podrías superar este problema usando una formula 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 capitulo 2 de análisis kinematico 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 esta sobrecargada. Esta

técnica permite determinar si la caja de engranaje esta sobrecargada sin tener

que rehacer un análisis de torque cada ves 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.

)()( γθ −−−= senMBPLTFGR

Donde: GR= Relación de reducción de la caja (plg-lbs)

PL=Cargas permisibles en la barra pulida (lbs)

Las otras variables son las mismas a la ecuación 5.4

Resolviendo la ecuación 5.6 para un PL dado:

BTF

MsenGRPL +−+

=)( γθ

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 grafica de cargas permisibles define los límites de cargas 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:

lbssenPL 966.15520003.74

)60(235.882000.45660 =−

°×+=

Las cargas en la barra pulida a 60° en la Tabla 5.2 son 16.200 lbs, que

exceden las cargas permisibles de 15.966 lbs. Esto significa que la caja esta

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 dianagrafica (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 ejmplo, si las cargas en la carrera descendente cayeron por

debajo de 5000 lbs 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 mas torque para levantar las contrapesas. Cuando la carta

dinagraficas corta el diagrama de cargas permisibles, esto indica que la caja

esta sobrecargada a esa posición.

Como muestra la ecuación 5.6, el diagrama de cargas permisibles puede

calcularse independientemente de la carta dinagrafica. Si se grafica 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 esta 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 ves 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 esta 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 dinagraficva 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 AMPERIMETRO El método mas 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

grafico de amperaje vs. posición de la barra pulida. El amperímetro se conecta

a el sistema dinamometrico. Puede usarse para grabar la carta dinagrafica y el

grafico 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 grafico de amperaje. Si

la unidad todavía no esta 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 grafico

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 grafico de amperaje. El grafico

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 GRAFICOS 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 variando el máximo momento

de contrablance 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 ves 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 grafico 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-lbs. Por lo

tanto, el momento para solo dos contrapesas 5CRO es de:

(300.000-183.000)/2=58.500 plg-lbs

Por lo tanto, el momento total es: M=183.000+58.500=241.500 plg-lbs.

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 como 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:

lbspMlcw lg/610.1264/)200.551640.057.1( =−=

El momento Total es la suma del momento de la manivela mas el

momento de las dos contrapesas RJ.

lbspM −=×+= lg420.804)610.126(2200.551

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/(2x10.980)=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 cuan 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 ves 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 esta disponible para muchas de las unidades

viejas. Para estas unidades todavia 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 riesgo 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 varias 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 COMPORTAMNIENTO 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 sobredimensionado. 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:

)1.6(EcuacionIICLF

ave

rms=

Donde:

Irms=La raíz cuadrada de la corriente del motor para una embolada.

Iave=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:

)2.6(... 22

22

1 EcuacionN

TTTT n

rms++

=

Donde: N= numero de puntos de torque

El torque promedio puede calcularse como sigue:

)3.6(...21 EcuacionN

TTTT nave

++=

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

)4.6(EcuacionTTCLF

ave

rms=

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:

)5.6(.Re. EcuacionFffCLFPRHPHPMotorqMin

s

×=

Donde:

PRHP= Potencia en la barra pulida

CLF= Factor de cargas cíclicas

Effs=Eficiencia del equipo de superficie (RODSTAR y RODDIAG usan 0.9).

CAPITULO 7 SARTA DE CABILLAS DE SUCCION 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

carga 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 pie/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 capitulo 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.

Composición

Química Mínima MáximaK AISI 46XX 85,000 115,000C AISI 1536 90,000 115,000D Carbón y Aleación 115,000 140,000

Fuerza Tensil (psi)Grado 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.

Tamaño de la Tubería

Diámetro Mínimo de Cabilla

Diámetro Máximo con Acople Completo

Diámetro Máximo con Acople Slimhole

1-1/4" -- -- 1/2"1-1/4" -- -- 5/8"2,0" -- 5/8" 3/4"

2-3/8" 5/8" 3/4" 7/8"2-7/8" 3/4" 7/8" 1,03-1/2" 7/8" 1-1/8" --4,0" 7/8" -- --

4-1/2" 1,0 -- --

Tabla 7.2 - Limitación en Tamaño de Cabillas por el Tamaño de la Tubería

7.2 CARGA EN LAS CABILLAS La carga en las cabillas depende del nivel de fluido, tamaño del pistón de

la bomba (ya 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 sartas 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 Theta 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 carcaza

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 lpc

y un límite de esfuerzo de trabajo de 50.000 lpc.

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 lpc 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 mas 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 mas 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 mas 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 resina

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 240º F (avances recientes en

materiales y fabricación han llevado este límite sobre los 300º F)

7. Son difíciles de pescar cuando se parten.

7.5 ANALISIS DE TENSION DE LAS CABILLAS DE SUCCION 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 7.1 muestra la fuerza tensil

mínima para cabilla API grados K, C y D. Para el grado K, es 85.000 lpc, para

el grado C es 90.000 lpc, y para el grado D es 115.000 lpc.

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 lpc.

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 45º conectando la esquina inferior izquierda con la

superior derecha del cuadrado como se ve en la figura 7.1. Esta línea de

45º es la línea de la tensión mínima.

5. Localizar el punto T/4 en el eje vertical. Para el grado C es 90.000/4 =

22.500 lpc.

6. Localizar el punto T/1.75 en el eje vertical. Para el grado C es

90.000/1.75 = 51.429 lpc

7. Localizar la intersección de la línea horizontal desde el punto T/1.75 (ver

paso 6) a la línea de 45º como muestra la figura 7.

8. Conectar el punto del paso 7 con el punto T/4 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.

Figura 7.1 – Construcción del Diagrama API Modificado de Goodman

Ejemplo de Análisis de Tensión del Diagrama Modificado de Goodman

Problema: Según una carta dinagráfica, 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:

lpcplbs

cabilladeAreaimaaCS 403.33

lg785.0235.26maxarg

2max ===

0

22500

45000

67500

90000

0 22500 45000 67500 90000Paso 3

Paso 8

Paso 7

Paso 2

Paso 3

Paso 4

Paso 3

Paso 6

Paso 5

T/4=22.500

T/1.75=51.429

La tensión mínima es:

lpcplbs

cabilladeAreaimaaCS 051.6

lg785.0750.4minarg

2min ===

Al usar el Diagrama de Goodman de la figura 7.2, con una tensión

mínima de 6.051 lpc, 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 lpc (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 lpc. Esto corresponde a la

intersección de la línea vertical del paso 2 y la línea de la mayor tensión

permisible.

Figura 7.2 – Uso del Diagrama API Modificado de Goodman

7.5.2 Factores de Servicio 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 lpc (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 diarias, se debe

recalcular la tensión máxima permisible multiplicándola por 0.9, por ende, el

factor de servicio efectivo total a ser usado sería:

81.09.09.0 =×=FS

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:

)1.7()5625.025.0( min EcuacionFSSTS A ×+×=

Donde:

SA = Tensión máxima permitida (lpc)

Smin= Tensión mínima medida o calculada (lpc)

SF = Factor de Servicio.

El rango de tensión permisible se calcula así:

)2.7(min EcucionSSDS AA −=

Existe un número útil que muestra cuán cargadas están las cabillas

porcentualmente, el mismo se define así:

)3.7(100arg% minmax EcuacionDS

SScabillasasC

A

×⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ −=

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:

[ ] lpcS A 904.25)0.1()051.6(5625.0)000.90(25.0 =×+=

El rango de tensión permisible es: 25.904 – 6.051 = 19.853 lpc

El rango de tensión real es: 33.403 – 6051 = 27.352 lpc.

Por lo tanto la carga porcentual en las cabillas es:

%8.137100853.19352.27

=×

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:

[ ] lpcS A 154.32)0.1()051.6(5625.0)000.115(25.0 =×+=

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:

)4.7(000.50 EcuacionFSS A ×=

El porcentaje de carga se obtiene así:

)5.7(100arg% max EcuacionS

ScabillasasC

A

×⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

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:

%2.74100000.45403.33arg% =×⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛=cabillasasC

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 160º 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.

70

60

50

40

30

20

10

1

2

3

Tens

ión

(X 1

,000

psi

)

Smin

SA

Línea de Máxima Tensión Permisible

Línea de Mínima Tensión

1) Ubicar la tensión mínima real y dibujar la línea 1.

2) Dibujar línea vertical hasta la línea de máxima tensión permisible.

3) Leer la tensión máxima permisible en el eje Y.

Figura 7.3 – Diagrama de Tensión para cabillas Norris 97, LTV HS y UPCO 50K.

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:

)6.7(100

4

5625.0arg% minmax Ecuacion

FSTSS

cabillasasC ×⎟⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜⎜

⎝

⎛

×

×−=

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 lpc, una

tensión máxima de 33.403 lpc, y un factor de servicio de 1.0, la carga para

cabillas grado C sería:

%33.1331000.1

4000.90

051.65625.0403.33arg% =×⎟⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜⎜

⎝

⎛

×

×−=cabillasasC

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.

Tabla 7.3 Información de Barras de Peso

Diámetro de la barra de peso

Peso (lbs/pie)

Tamaño mínimo de tubería requerido

1-1/4” 4.2 1.90”

1-3/8” 5.0 2-3/8”

1-1/2” 6.0 2-3/8”

1-5/8” 7.0 2-7/8”

1-3/4” 8.2 2-7/8”

2” 10.7 3-1/2”

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 lbs. Esta regla 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 ¾” en una sarta ahusada de tres secciones es menor de 4.527 lpc,

teniendo esta sarta una sección 1” encima y una sección central de 7/8” con las

cabillas de ¾” 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 tabla 7.4, es necesario cambiar el

diseño hasta que la tensión sea igual o supere a los valores de la tabla 7.4, se

pueden añadir barras de peso, bajar la velocidad de bombeo, usar un tamaño

diferente de pistón, etc.

Tabla 7.4 – Tensión Mínima en el Tope para Evitar Pandeo

Diámetro de Cabillas

Tensión mínima en el tope (lpc)

1” 2546

7/8” 3326

¾” 4527

5/8” 6519

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 fallar 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.

Figura 7.4 – Aumento de Tensión Debido a Ataque Corrosivo

1”

F = 20.000 lbs

Tensión = 22.857 lpc

Sección Transversal de Cabilla

Ac = 0.875 pulg2

(a) Cabilla Antes del Ataque Corrosivo

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 Mill’s 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 METODO API RP11L En 1954, en un intento por desarrollar un método mas 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 fluidos.

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 METODO DE LA ECUACION 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 mas 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 MECANICO 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 mas

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 mas 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 tasa. 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 el 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 practica 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 mas 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 PRODUCCION 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 mas comúnmente usados

para modelar la curva de comportamiento de afluencia (IPR) de un pozo. La

IPR es un grafico 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 mas que los cambios en la tasa de

producción por caída de presión. Son unidades son [(bls/dia)/lpc]. La técnica de

IP constante asume que los cambios en la productividad del pozo es

proporcional 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

Figura 8.1. Índice de Productividad Constante. Curva IPR

Figura 8.2 – Curva IPR de Vogel

puede dibujarse y se conoce la presión estática del yacimiento, la presión de

entrada en la bomba y la tasa 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 fluidos 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.

RODDIAG es un programa moderno diagnostico de computadora que tiene la

capacidad de ejecutar estos cálculos. El capitulo de análisis diagnostico tiene

mas 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: )1.8(EcuacionPsBFPDMP +×=

Donde: P= Presión de la formación (lpc)

M=Pendiente de la curva IPR (lpc por bls)

BFPD=Tasa de producción de fluido bruta

Ps=Presión estática de yacimiento (lpc)

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 fluido fue

tomado y la presión a la entrada de la bomba se estimo en 800 lpc. Con el pozo

parado, la presión estática de yacimiento fue medida en 1600 lpc. 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 lpc. C) Calcule la tasa de producción

máxima de este pozo si la presión de entrada de la bomba puede reducirse

hasta 20 lpc.

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 lpc/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 lpc, 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 lpc

de cambio de presión.

( ) )2.8()(

12

21 EcuacionPPBFPDBFPDIP

−−

=

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 lpc. 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 lpc. Ahora, con la ecuación 8.2 podrás calcular el índice de

productividad del pozo del ejemplo #1.

lpcBFPDIP /625.0)801600(

)0500(=

−−

=

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 mas fluido que un pozo con un IP bajo para la misma caída de presión.

Note que el IP esta relacionado con la pendiente de la curva IPR (M en la

ecuación 8.1), como sigue:

)3.8(1 EcuacionM

IP −=

Una ves 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:

)4.8(PrPr EcuacionessChxIPodCh=

Donde: ProdCh=Cambios en la tasa de producción (BFPD)

PressCh=Cambio en la presión de fondo (lpc)

IP= Índice de productividad del pozo (BFPD/lpc)

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 lpc, entonces usando la ecuación 8.4 podrá

calcularse la producción adicional d la manera siguiente.

BFPDxodCh 375625.0)2080(Pr =−=

Luego, la tasa de producción total a 200 lpc 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 lpc.

BFPDxodCh 5.487625.0)20800(Pr =−=

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

lpc. Para aumentar l producción, la unidad fue acelerada y ahora el pozo

produce 240 bpd con una presión de entrada a la bomba de 150 lpc. A) Para

decidir si seria económico instalar una bomba más grande, determine cual seria

la tasa de producción si la presión a la entrada de la bomba se bajara hasta 50

lpc. B) Calcule la presión estática de yacimiento para este pozo:

Solución: De la ecuación 8.2, el índice de productividad es:

lpcBFPDIP /1143.0)150500()200240(=

−−

=

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

caída de presión a partir de las condiciones actuales seria: 150-50=100 lpc. Por

lo tanto, la producción adicional será:

100 lpcx0.114 BFPD/lpc= 11.4 BFPD

La producción total a 50 lpc 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: ( )( )150

0240143.0−−

−=sP

IP

Luego, puede resolverse la ecuación anterior para Ps:

lpcPs 22501501143.0240

=+=

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:

)5.8(8.02.00.12

max

EcuacionPP

PP

QQ

s

p

s

p⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−×−=

Donde:

Q= Tasa de producción actual (BFPD)

Qmax= Tasa de producción máxima (BFPD)

Pp= Presión de fondo fluyente (lpc)

Ps= Presión estática de fondo (lpc).

El siguiente problema ejemplo muestra como 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 esta produciendo 275 BFPD. La presión de fondo fluyente fue medida a

470 lpc. El pozo tiene una presión estática de yacimiento de 900 lpc. La presión

en el punto de burbujeo es de 1000 lpc. Calcule la producción bruta de fluido si

la presión de entrada de la bomba es bajada hasta 100 lpc.

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:

Paso 1: Calcule la relación Pp/Ps par las condiciones existentes:

Pp/Ps=470/900=0.522

Paso 2: Calcule Q/Qmax usando la ecuación 8.5:

Q/Qmax=1.0-0.2(0.522)-0.8(0.522)2=0.678

Paso 3: Calcule Qmax:

Qmax=Q/0.678=275/0.678=406 BFPD

Paso 4: Calcule Pp/Ps para la nueva presión de 100 lpc:

Pp/Ps=100/900 = 0.111

Paso 5: Calcule Q/Qmax para el anterior Pp/Ps usando la ecuación 8.5:

Q/Qmax=1.0-0.2(0.111)-0.8(0.111)2=0.968

Paso 6: Resuelva la ecuación anterior para la nueva tasa de producción:

Q=0.968xQmax=0.968x406=393 BFPD.

8.4.4 Productividad del pozo cuando produce por encima del punto de burbuja. Cuando se esta 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 esta en

la pagina 6, que muestra un ejemplo del calculo 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 ¾” (6/8). El número 76 significa una sarta con dos

secciones de: cabillas de 7/8” y ¾”. El numero 66 refiere a una única sarta de

cabillas de ¾” (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 esta 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 seria recomendable su uso debido a que el fondo de la sarta no

seria 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 de 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 lbs/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 Fc es mayor que 1.0.

4. Et es la elongación de la tubería por pie, por libra de carga

aplicada. Puede obtenerse Et de la Tabla 4.2 en la pagina 10 del

boletín API RP11L pero solo si la tubería no esta anclada. Si la

tubería esta anclada entonces la elongación de la tubería es cero

y no será necesario este paso.

5. Este paso calcula las cargas de fluido Fo 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. N/No es la relación de la velocidad de bombeo a la frecuencia

natural de la sarta de cabillas lisa (una solo diámetro).

10. N/No´ 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 Fo/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 Sp/S menor que 1.0 muestra un viaje menor en la

bomba debido a la elongación de las cabillas. Similarmente, un

valor mas 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 calculo 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 fija para una bomba en

buenas condiciones.

17. Este paso es para calcular la relación Wrf/SKr. Este numero

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

siguiendo 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:

)6.8(0.11.0

3.0

6.4Ecuacion

SkW

TT r

rf

aa +⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

×=

Donde Ta 4.6= numero porcentaje decimal de la Figura 4.6 de el

boletín API RP11L.

Por ejemplo, si Ta 4.6=4% y Wrf/SKr=0.5 entonces:

( )08.10.1

1.03.05.004.0 =+

−×=aT

23. Calculo de los picos de carga en a 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

contrabalceo puede calcularse a partir del efecto de contrabalanceo

medido de la siguiente manera:

)7.8(2

)( EcuacionSBCBEM −=

Donde: M=Máximo momento de contrabalance (lbs-plg)

CBE= Efecto de contrabalance del paso 27. (lbs)

B= Desbalance estructural de la unidad de bombeo (lbs)

S= Longitud de la carrera de superficie (pulgadas).

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 valida 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 MECANICO: 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 mas 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 Mark 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 tales como

unidades hidráulicas, unidades mecánicas de carreras largas (Rotaflex), 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 dianagrafica 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:

)8.8(),(),(),(2

22

2

2

Ecuaciont

txucx

txut

txu∂

∂−

∂∂

=∂

∂ α

Donde:

α=Velocidad del sonido en el acero.

c= coeficiente de amortiguación (1/seg)

t= tiempo (seg)

x=distancia desde la barra pulida (pies)

u(x,t)= desplazamiento a partir de la posición de equilibrio (pies)

La Velocidad del sonido en el acero puede calcularse de la siguiente

manera:

)9.8(09.68 EcuacionEυ

α =

Donde:

E=Modulo de Young (lpc)

Eacero=30.5 millones de lpc

Efibra de vidrio= de 6.1 hasta 7.2 millones de lpc.

ρ=Densidad del material de la cabillas (lbs/pie3)

ρacero=490 lbs/pie3

ρfibra de vidrio= 150 lbs/pie3

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 kinematico 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 cuando predice las cargas dinamometricas. Esta capacidad

es especialmente importante cuando se diseñan pozos someros de altas tasas

(sistemas con pistones de 2.25 plg o mas 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 capitulo. 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:

¿Que velocidad de bombeo se necesita para obtener la

producción deseada?.

¿Qué tipo de unidad de bombeo debe usarse?.

¿Qué tamañote 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 que 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?.

Cuantas barras de peso se necesitan para asegurar que la sarta

de cabillas de fibra de vidrio no esta 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

todos 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

ultimo 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 calculo puede ser

seleccionado dependiendo de las necesidades del analista, tanto como

en que 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 click en Proceed to continue 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 l barra 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 calculo, pueden

cargarse a través de l a 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 calculo 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 conclusiónes 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 como 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 de320 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 mas bajo y la

eficiencia del sistema mas alta. Sin embargo, la unidad 320 estaba

sobrecargada. Por lo tanto, no seria 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 esta 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 pagina de impresión del RODSTAR.

Introduzca SPM y Tamaño del Pistón

Introduzca Grado de Cabillas O Material

Introduzca el Diseño de las cabillas

Introduzca tipo de Unidad,Tamaño, y longitud

de la carrera

¿Se alcanzo la producción?

¿Sobrecarga en las cabillas?

¿Sobrecarga en la caja?

Terminado

NO

NO

SI

SI

SI

NO

Figura 8.3. Diseño Tradicional por Ensayo y Error

Introduzca SPM y Tamaño del Pistón

Introduzca Grado de Cabillas O Material

Introduzca el Diseño de las cabillas

Introduzca tipo de Unidad,Tamaño, y longitud

de la carrera

¿Se alcanzo la producción?

¿Sobrecarga en las cabillas?

¿Sobrecarga en la caja?

Terminado

NO

NO

SI

SI

SI

NO

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 Mark II tiene los picos de torque en la barra

Introduzca la Producción objetivo

Introduzca Grado de Cabillas O Material

Introduzca limites en diámetro de cabillas

Introduzca tipo de Unidad,Tamaño, y longitud

de la carrera

¿Sobrecarga en las cabillas?

¿Sobrecarga en la caja?

Terminado

NO

NO

SI

SI

Figura 8.4. Diseño con Sistema experto RODSTAR

Introduzca la Producción objetivo

Introduzca Grado de Cabillas O Material

Introduzca limites en diámetro de cabillas

Introduzca tipo de Unidad,Tamaño, y longitud

de la carrera

¿Sobrecarga en las cabillas?

¿Sobrecarga en la caja?

Terminado

NO

NO

SI

SI

Figura 8.4. Diseño con Sistema experto RODSTAR

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 cunado 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-lbs como muestra el ejemplo #6. El ejemplo #7 sin inclusión de los

efectos de inercia predice un torque pico balanceado de 260.000 plg-lbs,

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 tensionales

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 CALCULOS 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:

)10.8(EcuacionWsFLF snunseat +=

Donde:

Funseat=Fuerza para desanclar la bomba (lbs)

FLsn=Cargas de fluido en el nicle de asentamiento (lbs)

Ws=Peso del menor diámetro de la sección de cabillas (lbs)

Las cargas de fluido en el nicle de asentamiento pueden

calcularse como sigue:

)11.8()433.0( EcuacionAPPNFFL snctfluidosn ×−+×∗= γ

Donde:

γfluido=Gravedad especifica del fluido en la tubería

NF= Nivel de fluido desde la superficie (pies)

Pt=Presión de cabezal (lpc)

Pc=Presión de revestidor (lpc)

Asn=Área del nicle de asentamiento (plg2)

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

correspondiente diámetro y áreas de niples de asentamiento.

Tabla 8.1 – Áreas y Diámetros del Niple de asentamiento Tamaño de la Tubería (plg)

Diámetro del nicle de asentamiento (plg)

Área de niple de asentamiento (plg2)

Bomba Insertable

1.9 1.46 1.674

2 3/8 1.78 2.488

2 7/8 2.28 4.083

3 ½ 2.78 6.07

Bomba de tubería

2 3/8 1.71 2.297

2 7/8 2.21 3.836

3 1/2 2.71 5.768

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):

)12.8(25.1 EcuacionA

FS

r

unseatunseat ×=

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 lpc

Cabillas Grado D: 115.000 lpc

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 (material 1045 CF, y 4140 CF). Las barras pulidas vienen en diámetros

estándar de 1 1/8”, 1 ¼” y 1 ½”. 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

barras pulidas puede ofrecer diferentes capas de metal rociado.

Tabla 8.2 – Capacidad de Barras Pulidas Norris/O´Bannon

API Barra Pulida Tamaño del Pin

1045 Material CF. Cargas Máximas de

Trabajo (lbs)

4140 CF Material. Máximas cargas de trabajo (lbs)

15/16” 7.450 11.175

1 1/16” 9.738 14.606

1 3/16” 12.338 18.506

1 3/8” 16.813 25.219

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

½”, 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:

)13.8(EcuacionRPM

DRSPMD

ave

gp

××=

Donde:

Dp=Diámetro de la polea del motor (plg)

SPM=Emboladas promedio por minuto

R=Relación de reducción de la caja (usualmente cercana a 30)

Dg=Diámetro de la polea de la caja de engranaje (plg)

RPMave=rpm promedio del motor

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 de1175 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:

)14.8(EcuacionDR

RPMDSPM

g

avep

×

×=

Donde:

Dp=Diámetro estándar disponible de polea (plg)

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 en las carga tensiónales en el tope de cada sección.

Otro cálculo 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:

( ) ( ))15.8(

457.12

2

EcuacionCDD

DDCcorreadeLongitud pgpg

−+−+=

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 pagina 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:

048.121175

4712.3010=

××=pD

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:

( ) splenthBelt lg7.246)75(4

1247)1247(57.1)75(22=

−+++=

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 línea 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 impropida 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 cual 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 lbs es un límite seguro para pozos profundos. Un límite de 100 lbs 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 lascadillas, 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 bombeo para ayudar al usuario a evitar

problemas. El programa usa este conocimiento si se esta introduciendo toda la

data o si se le pide a que diseñe automáticamente el sistema por nosotros.

CAPITULO 9 ANALISIS 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 dinagráfica

original.

Los dinamómetros modernos son ahora universalmente utilizados para

ayudar a diagnosticar muchos problemas en sistemas de bombeo. Hasta hace

pocos años, las cartas dinagráficas 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

dinagráficas de superficie. En un intento por comprender mejor el bombeo

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

instrumento para medir las cartas dinagráficas 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 dinagráfica 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 esta pasando en la bomba.

9.1 FUNDAMENTOS DEL ANALISIS DIAGNÓSTICO 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, ect. 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 fluido 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 fluido 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. Si 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 Diagnóstico

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 cartas 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 ANALISIS 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 mas 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 cuanto 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 líquido. 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:

)1.9()( EcuacionAPPFo pba ×−=

Donde: Fo = Carga de fluido sobre el pistón (Lbs)

Pa = Presión sobre el Pistón (psi)

Pb = Presión en el barril de la bomba bajo el Pistón (psi)

Ap = Área del pistón de la bomba (pulg2)

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:

)2.9()( EcuacionAPPFo pia ×−=

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

la gravedad específica promedio del fluido producido en la tubería:

)3.9()433.0( EcuacionPLSGP tta +××=

Donde:

0.433 = Gradiente de presión de agua (psi/pie)

SGt = Gravedad específica promedio del fluido en tubería

L = Profundidad de la bomba (pies)

Pt = Presión en tubería (psi)

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

)4.9(EcuacionAF

PPp

oai −=

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:

)5.9()433.0( EcuacionPSGHP cci +××=

Donde:

H = Nivel de fluido (Pies sobre la bomba)

SGc = Gravedad específica del fluido en el revestidor

Pc = Presión en el revestidor (psi)

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

podemos despejar H en la ecuación 9.5:

)6.9(433.0

EcuacionSGPP

Hc

ci

×−

=

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:

)7.9(EcuacionHLFL −=

Donde:

FL = Nivel de fluido desde la superficie (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 específica

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, flota 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 específica 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 alta 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 sub-

valorar 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 “mas 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 el 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

fluido 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:

( )BFPD

BWPDSGBOPDSGSG woil

t+×

=

Se puede convertir la gravedad del petróleo en grados API a gravedad

específica así:

APISGo º5.131

5.141+

=

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 datos 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 líneas, RODDIAG calcula la presión de

entrada a la bomba y el nivel de fluido en tiempo real. Al ver cuán sensitivos

son estos números a donde se colocan las líneas, 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 recorrido neto del pistón y la

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

9.3 EXPLICACION 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 interfencia

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

perdida 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 y 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 iniciar 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 mas

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 fija 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 completamente la carga del fluido. De C a D la

válvula viajera ha cerrado, la válvula fija está abierta, y el pistón soporta la

carga de 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 esta 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´), 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 carrera 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

carta 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 carrera 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 la tubería y se refleja nuevamente abajo. Al alcanzar ésta

onda reflejada al pistón, aumenta la carga del pistón pero no tanto 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 si no

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 Grupo2.

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 COMBINACION 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 9.21 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 ANALISIS 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 Kinemáticos 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 arriba 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 éstos

datos sean exactos y fácilmente accesibles.

Pozo: Gassy # 101 Compañía: First OilFecha: 25/01/1991 Archivo Dyna: GAS-101 Archivo Roddiag:Tpm: 8.4 Tiempo de Bombeo (hrs/dia): 24 Prof. Bomba (pies): 5350

4322 Prof. Perf. (pies):150 Corte de Agua (%): 75 Producción Neta (BPPD): 37

RGP: 8502-7/8" Prof. Ancla (pies): no

Tipo de Bomba: Ø Casing (plg): Ø del Pistón (plg): 01/01/2002THP(lpc): 129 CHP (lpc): 129 Coef. Fricción Cab-tub: 0.8γ Del agua: γ Mezcla: 0.85 γ Del Petróleo: 29

Data de la Sarta de Cabillas Factor de Servicio:

# Sección Diametro (plg) Longitud (pies) Material/Grado

11950

23375

3

4

5

LUFKIN Modelo: CONVENCIONALDesignación API: C-456-305-144 ID Unidad: CL19

Manivela: 94110C Rotación de la Manivela (con el pozo a la derecha) Tamaño polea motor (plg):

Longitud de la carrera (plg): 145 Otra Informaciòn:

Desbalance estructural (lbs):S(psig):

M(in²):Vo(in³):

Grados de la manivela:

Solo para Unidades balanceadas por aire: Pres. Tanque Final downstroke:

Solo para Rotaflex Pesas contrabalanceo (1000xLbs):

Unidad Motriz. Tipo y Tamaño: HP: 30SN#: Company number: RPM:$/KWH: Medición de Potencia:

Maestro CWTs Auxiliar 1 Auxiliar 2 Posición

1RO Ninguno Ninguno 55"

1RO Ninguno Ninguno 55.5"

1RO Ninguno Ninguno 53.5"

1RO Ninguno Ninguno 55.5"Dimensiones de la unidad de bombeo (Requerida si la unidad no esta en la base de datos):

ACI

KPHG

R1R2R3R4R5

Front lag

Back lead

Back lag

F - UPCO - PROD - 002

Producción Bruta (BFPD):

Diametro de la Tuberia:

Fuga en la val. Viajera?:Fuga en la val. Fija?:

DATOS PARA SIMULACION (Xdiag/Rodstar)

Horificio manivela #:

Prof. del Nivel de Fluido:

Angulo de Compensación del crank:

Notas/Comentarios

La Unidad parece estar desbalanceada, La bomba fue cambiada el 15 dediciembre de 1990

Fabricante Unidad de bombeo:

Front lead

Unicamente para unidades balanceadas por aire:

Pesas (Con el pozo a la derecha)

O Efecto de contrabalanceo: O El efecto de contrbalanceo fue grabado en:

Momento maximo de contrabalnceo(M In-lbs):

Insertada De Tuberia

Si NoSi No

D (API)

D (API)

7/8"

3/4"

cw ccw

Carrera ascendente Carrera descendente

UPCO DE VENEZUELA S.A

Detent No Detent

MARK II RECORRIDO LARGO CONVENCIONAL BALANCEADAS POR AIRE

THETA ENTERPRISE

1 2 3 4 5TIRO MIN. TIRO MAX.

Figura 9.22-Ejemplo de Hoja de datos RODSTAR

Pozo: Gassy # 101 Compañía: First OilFecha: 25/01/1991 Archivo Dyna: GAS-101 Archivo Roddiag:Tpm: 8.4 Tiempo de Bombeo (hrs/dia): 24 Prof. Bomba (pies): 5350

4322 Prof. Perf. (pies):150 Corte de Agua (%): 75 Producción Neta (BPPD): 37

RGP: 8502-7/8" Prof. Ancla (pies): no

Tipo de Bomba: Ø Casing (plg): Ø del Pistón (plg): 01/01/2002THP(lpc): 129 CHP (lpc): 129 Coef. Fricción Cab-tub: 0.8γ Del agua: γ Mezcla: 0.85 γ Del Petróleo: 29

Data de la Sarta de Cabillas Factor de Servicio:

# Sección Diametro (plg) Longitud (pies) Material/Grado

11950

23375

3

4

5

LUFKIN Modelo: CONVENCIONALDesignación API: C-456-305-144 ID Unidad: CL19

Manivela: 94110C Rotación de la Manivela (con el pozo a la derecha) Tamaño polea motor (plg):

Longitud de la carrera (plg): 145 Otra Informaciòn:

Desbalance estructural (lbs):S(psig):

M(in²):Vo(in³):

Grados de la manivela:

Solo para Unidades balanceadas por aire: Pres. Tanque Final downstroke:

Solo para Rotaflex Pesas contrabalanceo (1000xLbs):

Unidad Motriz. Tipo y Tamaño: HP: 30SN#: Company number: RPM:$/KWH: Medición de Potencia:

Maestro CWTs Auxiliar 1 Auxiliar 2 Posición

1RO Ninguno Ninguno 55"

1RO Ninguno Ninguno 55.5"

1RO Ninguno Ninguno 53.5"

1RO Ninguno Ninguno 55.5"Dimensiones de la unidad de bombeo (Requerida si la unidad no esta en la base de datos):

ACI

KPHG

R1R2R3R4R5

Front lag

Back lead

Back lag

F - UPCO - PROD - 002

Producción Bruta (BFPD):

Diametro de la Tuberia:

Fuga en la val. Viajera?:Fuga en la val. Fija?:

DATOS PARA SIMULACION (Xdiag/Rodstar)

Horificio manivela #:

Prof. del Nivel de Fluido:

Angulo de Compensación del crank:

Notas/Comentarios

La Unidad parece estar desbalanceada, La bomba fue cambiada el 15 dediciembre de 1990

Fabricante Unidad de bombeo:

Front lead

Unicamente para unidades balanceadas por aire:

Pesas (Con el pozo a la derecha)

O Efecto de contrabalanceo: O El efecto de contrbalanceo fue grabado en:

Momento maximo de contrabalnceo(M In-lbs):

Insertada De Tuberia

Si NoSi No

D (API)

D (API)

7/8"

3/4"

cw ccw

Carrera ascendente Carrera descendente

UPCO DE VENEZUELA S.A

Detent No Detent

MARK II RECORRIDO LARGO CONVENCIONAL BALANCEADAS POR AIRE

THETA ENTERPRISE

1 2 3 4 5TIRO MIN. TIRO MAX.

Figura 9.22-Ejemplo de Hoja de datos RODSTAR

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 fugas 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 datos de producción.

La eficiencia del sistema depende del nivel de fluido. 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 fluido

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 cuán 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 recorrido 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 fluido 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 capitulo.

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 número

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 calculará estos números sólo

para condiciones balanceadas.

Para maximizar la vida de la caja de engranaje 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 hacia 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 datos 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

tanto una unidad de superficie cumple con los requerimientos de carga del

sistema. Si 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 carta 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 bombeo 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 si se logra diseñar un sistema que

bombee tanto fluido como el que el yacimiento aporte, esta condición seria

temporal. En la medida que la bomba se desgaste, 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 mas alta prioridad, los sistemas de bombeo

mecánico están usualmente 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 martillo” 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 esta 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 sarta de cabillas y en la bomba. Como se explico

previamente, cuando el pozo golpea el fluido, la bomba esta 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. Esta 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 todos los componentes del sistema. A continuación una lista

parcial de los problemas esperados si mantiene la condición de golpe de

fluido en los pozos y no utiliza controladores de bombeo o

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. Esta 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 esta anclada) debido 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 de 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 TEMPORIZADORES vs. CONTORLADORES 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 motor 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

tasa que antes. Esto provocaría un aumento en el nivel de fluido 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 como trabaja un controlador 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 inicialmente 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 mas

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

influjo del pozo, ver Figura 10.1 (c). En este punto la tasa de bombeo es

exactamente igual al máximo 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

esta llena. Las funciones básicas de un controlador de bombeo son:

1. Detectar el golpe de fluido

2. Detener la unidad por un tiempo preconfiguarado.

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 capitulo.

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 METODOS DE DETECCION DELGOLPE DE FLUIDO. Un controlador de bombeo debe detectar el golpe de fluido de manera

confiable para operar apropiadamente. La mayoría de los controladores 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 controladores de hoy día usa

microprocesadores para procesar la data colectada por los transductores del

sistema y para ejecutar muchas mas funciones además de controlar el

bombeo.

Controladores que miden las cargas en la barra pulida usan técnicas

similares para detectar 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 controladores de bombeo 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 esta 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 punto de control a una posición especificada de la

barra pulida. Cuando esto ocurre, el controlador detiene la unidad por el tiempo

preconfigurado de parada.

10.4.2 El Método del Cuadrante. Otra técnica para detectar el golpe de fluido 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

preconfigurado 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 descendente de la carta dinagrafica y la posición del eje. Cuando el

pozo comienza a quedarse sin nivel, esta área de control llega a hacerse 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 constantemente las rpm del motor.

Esto la hace contando cuantas veces por minuto un imán instalado al eje del

motor 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

esta lleno. Cuando las rpm de la carrera aumentan por encima del límite

configurado por el usuario, el controlador detiene la unidad por el tiempo

preconfigurado de parada. Este método trabaja bien para detectar golpe de

fluido. La desventaja de este método comparado con los controladores que

miden las cargas en la barra pulida es que no se puede obtener una carta

dinagrafica cuantitativa para un análisis detallado del sistema. Sin embargo,

este sistema es simple y menos costoso que los controladores que miden las

cargas.

10.5 EL ESTADO DEL ARTE EN SISTEMAS DE MONITOREO Y

CONTROL DE BOMBEO MECANICO. Los controladores 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. Controladores

modernos usan lógica sofisticada que les permite detectar no solo el golpe de

fluido sino muchos otros problemas. Monitoreando el rango de cargas, cargas

de cabillas máximas y mínimas, tiempo promedio de bombeo, etc., los

controladores modernos pueden detectar muchos problemas del sistema de

bombeo. Esto lo hacen comparando estas medidas con los valores

configurados por el usuario. Cuando estos limites son violados el controlador,

dependiendo en como 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 par remediarlos. Por ejemplo, cuando

hay cabillas partidas, las cargas en la barra pulida caen y violando el limite 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

controladores basados en modernos microprocesadores se monitorean a si

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 controladores 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 tomar las

cartas dinagraficas. Esto es por mucha más conveniente que utilizar un sistema

dinamometrico 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 controladores 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

visualmente por luces de alarma y mal funciones electrónicas. También se

debe chequear la calibración periódicamente del transductor de cargas y

posición con un sistema dinamometrico independiente. Si bien un sistema de

control de bombeo mecánico stand-alone requiere menos capital que un

sistema supervisorio centralizado, estos necesitan ser inspeccionados

manualmente para asegurar que estas funcionando apropiadamente.

Parámetros lógicos de control, y cartas dinagráficas de arranque y parada

pueden se revisadas o cambiadas con un analizador portátil que usualmente es

una lap top. 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 supervisorios 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 o 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 mas rápido y mas 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 supervisorios de

controladores de pozo llegan a ser más confiables y más precisos en la

detección de problemas. Estos sistemas permiten la rápida adquisición de data

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 preprogramada

para rápidamente y con precisión detectar problemas en el sistema de bombeo

mecánico con poca intervención humana. Este programa sofisticado permite al

operador tomar 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,

malfuncionamiento del ancla 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

controladores 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 mas 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 grafica 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 dinamometricos 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 carta 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

dinagraficos.

o Iniciar el análisis de pozos con nueva data de cartas

dianagraficas para cualquier momento dentro de un

periodo de 24 hrs.

o Guardar un resumen conciso de todas las corridas en una

hoja de calculo lotus (.WK!) lo que es compatible con

cualquier programa de hojas de calculo.

La próxima página muestra un ejemplo del tipo de hoja de cálculo

que crea XDIAG. El diseño de la hoja de calculo 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 ruta para los archivos dinagraficos, y la ruta para

las hoja de calculo).

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, sumariza los

resultados para todos los casos en un archivo de hoja de calculo.

APENDICE A Tablas de Utilidad

Cabillas. Diámetros y áreas

Diámetro Área

½” 0.1963

5/8” 0.3068

¾” 0.4418

7/8” 0.6013

1” 0.7854

1-1/8” 0.9940

1.2” 1.1310

1-1/4” 1.2272

1-1/2” 1.7671

1-3/8” 1.4849

1-5/8” 2.0739

1-3/4” 2.4053

2” 3.1416

El área de cualquier diámetro puede calcularse con la siguiente ecuación:

4141593.3

2DArea ×=

Donde D es el diámetro. Las unidades de área de la ecuación anterior dependen de las unidades del diámetro. Si el diámetro esta en pulgadas, el área debe estar en pulgadas cuadradas. Si el diámetro esta en pies entones el área estará en pies cuadrados, etc.

Área del Pistón de la bomba y Constante de la bomba

Diámetro del pistón (plg)

Área del pistón (plg2)

Constante de la bomba

(BFPD/plg/SPM)

Asiento de la V.F. ID (plg)

Área de flujo de la V.F (plg2)

1-1/16 0.887 0.1316 0.500 0.196

1-1/4 1.227 0.1821 0.578 0.262

1-1/2 1.767 0.2622 0.656 0.338

1-5/8 2.074 0.3078 0.656 0.338

1-3/4 2.405 0.3569 0.844 0.559

1-25/32 2.490 0.3699 - -

2 3.142 0.4662 0.937 0.689

2-1/4 3.976 0.5901 1.062 0.887

2-1/2 4.909 0.7285 1.312 1.350

2-3/4 5.940 0.8814 1.312 1.350

3-1/4 8.296 1.2310 1.688 2.238

3-3/4 11.045 1.6390 1.75 2.405

4-3/4 17.721 2.6297 - -

V.F: Válvula Fija

Tubería-Tamaño limite de las cabillas

Tamaño de la tubería

Diámetro min. de cabillas

Diámetro máx. Coupling full size

Diámetro max. Coupling Slimhole

1-1/4” - - ½”

1-1/4” - - 5/8”

2.0” - 5/8” ¾”

2-3/8” 5/8” ¾” 7/8”

2-7/8” ¾” 7/8” 1.0”

3-1/2” 7/8” 1-1/8” -

4.0” 7/8” - -

4-1/2” 1.0” - -

Información de Barras de Peso (Sinker Bars)

Diámetro de barra de peso

Peso (lbs/pie) Tamaño min. de tubería requerido

1-1/4” 4.2 1.90”

1-3/8” 5.0 2-3/8”

1-1/2” 6.0 2-7/8”

1-5/8” 7.0 2-7/8”

1-3/4” 8.2 2-7/8”

2.0” 10.7 3-1/2”

Tamaño del pistón recomendado para el diseño de un sistema de bombeo Producción bruta de Fluido @ 80% de Eficiencia Volumétrica (BFPD) Levantamiento

Neto de fluido (pies) 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000

2000 1-1/4”

1-1/2”

1-3/4”

1-1/2”

2.0”

1-3/4”

2-1/4”

2.0”

2-1/2”

2-1/4”

2-3/4”

2-1/2” 2-3/4” 2-3/4” 2-3/4” 2-3/4”

3000 1-1/4”

1-1/2”

1-3/4”

1-1/2”

2.0”

1-3/4”

2-1/4”

2.0”

2-1/2”

2-1/4”

2-1/2”

2-1/4”

2-3/4”

2-1/2” 2-3/4” 2-3/4” 2-3/4”

4000 1-1/4” 1-3/4”

1-1/2”

2.0”

1-3/4”

2-1/4”

2.0”

2-1/4”

2.0”

2-1/4”

2.0” 2-1/4” 2-1/4” 2-1/4” 2-1/4”

5000 1-1/4” 1-3/4”

1-1/2”

2.0”

1-3/4”

2.0”

1-3/4”

2-1/4”

2.0”

2-1/4”

2.0” 2.0” 2.0” 2.0” 1-3/4”

6000 1-1/4” 1-1/2”

1-1/4”

1-3/4”

1-1/2”

1-3/4”

1-1/2”

2.0”

1-3/4”

2.0”

1-3/4”

2.0”

1-3/4” 1-3/4” 1-3/4” -

7000 1-1/8”

1-1/4”

1-1/2”

1-1/4”

1-3/4”

1-1/2”

1-1/2”

1-1/4”

1-3/4”

1-1/2” 1-3/4” 1-3/4” 1-3/4” - -

8000 1-1/8”

1-1/4”

1-1/2”

1-1/4”

1-1/2”

1-1/4”

2-1/4”

2.0” 1-1/2” 1-1/2” 1-1/2” - - -

Tabla de Senos para análisis de torque

Angulo de la manivela Seno(θ)

0 0.000

15 0.259

30 0.500

45 0.707

60 0.866

75 0.966

90 1.000

105 0.966

120 0.866

135 0.707

150 0.500

165 0.259

180 0.000

195 -0.259

210 -0.500

225 -0.707

Angulo de la manivela Seno(θ)

240 -0.866

255 -0.966

270 -1.000

285 -0.966

300 -0.866

315 -0.707

330 -0.500

345 -0.259

360 0.000

GLOSARIO A Arremetida: Presión de fondo que excede al peso ejercido por el lodo de perforación, causando pérdida de circulación. Si la presión del gas no se controla aumentando el peso del lodo, la arremetida puede expulsar violentamente la columna de lodo causando un reventón. Análisis Kinemático (de unidades de bombeo): Técnica matemática para calcular la posición, velocidad y aceleración de cualquier parte del mecanismo de la unidad de bombeo. El modelo kinemático de una unidad de bombeo suele ser usado con un modelo de ecuación de onda de la sarta de cabillas para simular con la ayuda de softwares el sistema completo de bombeo. Asiento del Cojinete: Ver asiento Acople Slimhole: Son acoples con diámetro menor que los acoples fullsize. Los acoples slimhole permiten que cabillas sean usadas en tuberías que normalmente no aceptan ese tamaño de cabilla en fullsize. Acostar Cabillas: Desenroscar y ordenar cabillas horizontalmente fuera del derrick. Al desenroscar una cabilla, un trabajador toma el extremo libre y mientras el elevador baja sujetando el otro extremo, él lleva la cabilla al rack donde la acuesta. Amortiguador de Pulsación: Varios artefactos para absorber las ondas de presión trasciendes y rítmicas que ocurren cuando un fluido es bombeado por bombas reciprocantes. En tales bombas se instalan cámaras de aire en las líneas de descarga, las cuales tienen efecto de amortiguación. Amperímetro: Instrumento eléctrico comúnmente usado para medir la corriente en amperios de un motor. En pozos con bombeo mecánico se puede usar para determinar si la unidad está fuera de balance. Si el amperaje máximo durante la carrera ascendente es igual al máximo en la carrera descendente, la unidad está bien balanceada. Amperio: O Amp, es una unidad de corriente eléctrica o rango de flujo de electrones. Un voltio a través de un ohmio de resistencia causa un flujo de corriente de un amperio. Anular: El espacio entre el exterior de la tubería y el interior del revestidor. API: Instituto Americano del Petróleo. API RP 1 1L API: Práctica recomendada 1 1L es una publicación que describe un método para diseñar sistemas de bombeo por cabilla. Este método fue diseñado en los años 50 y sólo es válido en pozos de más de 2000 pies, cabillas de acero, unidades de bombeo convencionales, bomba llena y unidades con balance perfecto. Debido a las asunciones y limitaciones este método se considera obsoleto. Asiento, Cojinete: El rodamiento sobre el poste Sampson que apoya la viga viajera en una unidad de bombeo. Acoples de Combinación: Acoples de cabilla con dos tamaños diferentes de rosca para conectar cabillas de dos diámetros diferentes (Ejemplo, cabillas de 7/8” a cabillas de 3/4 “).

Acople: Una unión corta de tubo con ambos extremos roscados internamente usados para unir dos cabillas, revestidores o tubería. Acople Completo: Acople de tamaño normal para conectar cabillas de igual diámetro. Ancla de Gas: Instrumento para la separación en subsuelo del petróleo y el gas de un pozo. El ancla de gas (un tubo de 5 a 20 pies de longitud) está dentro de un tubo mayor con perforaciones en el extremo superior. El fluido entra en las perforaciones y debe viajar abajo. El gas, siendo más ligero, sube y es expelido por el revestidor. Armar: Roscar una cabilla, tubo u otra conexión roscada apretando con una llave. Agua Producida: Agua salada (salmuera) producida con crudo en un pozo. Cuando hay agua y crudo mezclados en el torrente de producción, estos van a un barril cañón u otro tipo de separador agua-crudo. Cuando se producen grandes cantidades de agua, la misma puede ser bombeada a un pozo profundo de desecho. Análisis de Torque: Cálculo del torque total de la caja de engranaje en una unidad de bombeo. El propósito del análisis de torque es determinar si la caja de engranaje está sobrecargada o si la unidad de bombeo está balanceada. Ancla de Tubería: Un artefacto tipo empacadura usado para anclar el extremo inferior de la tubería al revestidor y mantenerlo firmemente en sitio. El ancla de tubería previene la “respiración” de la tubería, el movimiento cíclico arriba y abajo de la sección inferior de la tubería mientras el pozo es bombeado por una bomba de cabilla. Acoples Centralizadores Rodantes: Acoples de cabilla que actúan como centralizadores para la sarta de cabillas de un pozo. Los acoples cilíndricos poseen varias ruedas pequeñas integradas al acople que ruedan libres al moverse las cabillas arriba y abajo en la tubería de producción, reduciendo así las fallas relacionadas con la fricción. B Bomba Verde: Una bomba que estuvo o está aun en buenas condiciones pero fue recuperada sospechando que estaba gastada. Bomba. Barril Viajero: Bomba de subsuelo, operada por cabillas, en la que el barril sube y baja sobre el pistón en lugar de el pistón reciprocando en el barril como en bombas más convencionales. El objetivo de esta variación es mejorar el manejo de sólidos en suspensión (producción de arena). Barra Portadora: El estribo al que se une la guaya de la unidad de superficie y soporta a la barra pulida. Bloqueo por Gas: Cuando hay tanto gas dentro de la bomba que ambas válvulas (viajera y fija) permanecen cerradas. Esto detiene temporalmente la producción de crudo, hasta que el fluido se cuela (slippage) por el pistón y llena el barril aumentando el coeficiente de compresión de la bomba hasta abrir la válvula viajera. También puede haber bloqueo por gas en las cámaras de

succión de las bombas reciprocantes. El gas evita que el crudo fluya a las cámaras y debe ser venteado o desahogado. Barril Cañón: Un tanque alto y de pequeño diámetro que separa el petróleo y el agua en pozos extractores. En este tipo de separador casero, el petróleo asciende al tope del tanque de donde es llevado a tanques de almacenamiento. El agua va a la fosa de evaporación. Batería de Tanques de Campo: Batería de dos o más tanques de 100 a 500 barriles en un campo que reciben la producción de los pozos de ese campo. Las tuberías están conectadas a los tanques del campo para transportar el petróleo a la troncal y de allí a la refinería. Barra Pulida: Barra lisa y uniforme de acero o aleaciones que trabaja a través del prensa estopa de un pozo. Corresponde a la sección superior de la sarta de cabillas, unida a la viga viajera de la unidad de superficie. Bomba, Casing: Bomba mecánica diseñada para extraer crudo a través del revestidor en lugar de los métodos más comunes de bombear por tubería. La bomba se baja con las cabillas; una empacadura en la parte superior o inferior del barril sella el espacio entre la bomba y la pared del revestidor a la profundidad deseada. El crudo se descarga de la bomba al revestidor y sale al cabezal del pozo. Bomba. Triplex: Bomba reciprocante con tres émbolos o pistones trabajando en tres cilindros. Las bombas triples descargan fluidos más uniformemente que una bomba duplex o de doble pistón, al tener una embolada por cada tercio de revolución de la manivela comparado con una cada media revolución de la bomba duplex. Bomba. Tubería: Tipo de bomba de subsuelo donde el barril de la bomba es parte integral de la sarta de tubería. El barril se instala al fondo de la sarta de tubería. El ensamble del pistón se baja al barril con la sarta de cabillas. C Cabeza Hidrostática: Altura de una columna liquida; La diferencia de altura entre dos puntos en un cuerpo líquido Cabeza de Caballo: La pieza curva que encabeza la viga viajera de la unidad de bombeo. Sujeta una pieza de cable (Guaya) que agarra la sarta. Caballo de Fuerza: Unidad del potencia o la capacidad de un mecanismo para realizar su trabajo. Es equivalente a levantar 33000 libras un pie durante un minuto. Un caballo de fuerza es igual a 745.7 vatios. Cabillas de Alta Resistencia: Cabillas no API tales como Electra, Norris 97, LTV HS, y UPCO 50K. Estas cabillas son mucho mas fuertes que las cabillas API y por ende, permiten bombear a mayor profundidad y con bombas de mayor diámetro que con cabillas convencionales. Compañía Petrolera Integrada: compañía comprometida en todas las fases del negocio petrolero, ejem. Producción, transporte, refinería y mercadeo.

Curva IPR: Un gráfico que muestra cómo la relación de producción cambia en función de la presión de fondo del pozo. Para presiones por encima de las de burbuja (Yacimiento subsaturado) el grafico se aproxima a una línea recta. Conejo: Instrumento que se coloca dentro del revestidor o la tubería antes de correrla para verificar que es del tamaño apropiado dentro y fuera; Mandril. Conejo: Tapón colocado a través de las líneas de flujo con el fin de eliminar materiales extraños y agua y para revisar si hay obstrucciones. Ver cochino. Costos de Levantamiento: Los costos de producir crudo de un pozo o campo. Crudo Vivo: Petróleo que contiene gas natural disuelto cuando es producido. Celda de Carga: Instrumento que contiene calibradores de esfuerzo para medir carga en la barra pulida. Conexión Macho: Tubería, cabilla o acople con rosca exterior. Carga Permisible: Carga en la barra pulida sobre la caja de engranaje a su máxima capacidad de torque para una posición. Si la carga real en la barra pulida es menor que la “carga permisible” para ese punto, decimos que la caja no esta sobrecargada. Corrección del Factor de Poder: Pasos tomados para elevar el factor de poder llevando la corriente más cerca en fase con el voltaje aplicado. Esto suele involucrar añadir capacitancia para aumentar el factor de poder atrasado de circuitos inductivos. Cebar una Bomba: Establecer la succión en una bomba llenándola con líquido (agua o aceite) que actúa sellando los vacíos y espacios y desplazando el aire. Mientras el impulsor (bomba centrífuga) gira o el pistón (bomba reciprocante) se mueve, expele la carga de ceba, se crea un vacío o succión, arrastrando el líquido a ser bombeado. Chivo: Cabria portátil, sobre un camión equipado con winches, guayas y poleas, usado para sacar cabillas en reparación de pozos. Cabilla Pesada: Se dice de una unidad fuera de balance que necesita mas contrapeso en los brazos para estar balanceada. Cabillas Gemelas: Cabillas de acero unidas, aproximadamente de 25 pies de longitud y ¾ a 1 pulgada de diámetro, se usan para conectar una energía central con la unidad de bombeo del pozo o balancín. Las líneas de cabillas gemelas se apoyan en postes metálicos (usualmente hechos con tubería de 2”) coronada con bloques guía de madera que están lubricados con grasa fibrosa. Las cabillas gemelas solían ser populares en los primeros días del bombeo mecánico, ahora casi no se usan. Cabillas de Bombeo: Cabillas de acero unidas para formar una “sarta” que conecta la bomba de subsuelo dentro de la tubería con la unidad de bombeo en superficie. Cabilla Hueca: En ciertas aplicaciones, tales como slimhole, se usan cabillas huecas, tienen uso doble de cabilla y tubería de producción, Las cabillas huecas suelen usarse con bombas de barril viajero. Las cabillas se unen a la jaula o al tubo de tiro (barril viajero); la bomba se instala en el niple de asiento, o se usa un ancla de bomba tipo empaque.

Crudo Dulce: Crudo que contiene muy poco sulfuro y posee buen olor. Cabezal de Tubería: Tope de la sarta de tubería con válvulas de control y de flujo unidas a él, Similar en diseño y funciones al cabezal de revestimiento, el cabezal de tubería soporta la sarta de tubería en el pozo, y provee de conexiones en superficie para controlar la producción de gas o petróleo. Control de Agua: Intrusión de agua en el hoyo en un yacimiento de empuje hidráulico debido a una excesiva tasa de producción. El agua debajo del crudo asciende al hoyo a través de canales, fisuras y espacios permeables dejando rezagado al petróleo. Completación de Pozos: El trabajo de preparar para producción un pozo recién perforado. Este es un procedimiento costoso e incluye bajar y cementar el revestidor, perforar el revestidor, correr tubería de producción, colocar las válvulas de control, conectar las líneas de flujo y levantar los tanques de flujo o tanques de estación. Cabezal: Tope del revestidor y sus válvulas de control y de flujo. El cabezal es donde están colocadas las válvulas de control, equipos de prueba y tuberías. Cabezal: 1) Un tubo de gran diámetro en cual tubos más pequeños están soldados perpendicularmente o roscados 2) Punto de unión para líneas de gas o petróleo. Ver Manifold. Cabeceo: Flujo intermitente o inestable de un pozo. En pozos con levantamiento por gas suele ocurrir por insuficiencia de gas para producir un flujo constante. Esto hace que la tubería se llene con fluido hasta que se acumula suficiente gas debajo para forzarlo a salir. En pozos con bombeo mecánico esto se puede minimizar instalando un orificio o válvula de contrapresión en la línea de producción de superficie. Caja de Engranaje: Ver “Reductor de engranaje”. Cabillas de Fibra de Vidrio: Cabillas de succión hechas con fibra de vidrio y epoxy que han sido curadas para formar una cabilla sólida. Las cabillas de fibra de vidrio no están hechas para cargas compresivas por lo que debe prestarse especial atención al momento de diseñar utilizando completaciones con este tipo de cabilla. Carta Dinagráfica: Un grafico de cargas vs. Posición de la barra pulida durante un ciclo completo de bombeo. La medición directa se conoce como carta dinagrafica de superficie y se obtiene con un dinamómetro bien sea analógico o digital. Carrera Descendente: El movimiento hacia abajo de la barra pulida o el pistón. Carta dinamométrica de Fondo: Un grafico de cargas vs. posición donde el principal factor es el peso de la columna de fluido. Esto usualmente se calcula con programas que incluyan modelos de la ecuación de onda que permitan Cargo por Demanda: Es el cargo que la compañía eléctrica aplica a la demanda mensual. Las unidades suelen ser en dólares por kilovatio o dólares por kilo-voltiamperio. Contrapesas: Fundición de metal pesado para balancear unidades de bombeo. La mayoría de las unidades de bombeo son balanceadas por brazos.

Algunas unidades pequeñas tienen contrapesas en la parte posterior de la viga viajera. Caer: Fallar o derrumbarse (“La unidad de bombeo cayó porque estaba sobrecargada”). Cuello: 1) Un acople para dos secciones de tubería. 2) Un acople con rosca interna para unir dos piezas de tubería del mismo tamaño. Carga Conectada: La carga total que un cliente puede poner a un sistema eléctrico si todo fue conectado al mismo tiempo. La carga conectada se puede medir en caballos de fuerza, vatios o voltiamperios. Algunos programas tarifarios establecen una cargo de demanda mínima imponiendo una tarifa por unidad de carga conectada. CBE (1) Efecto de contrabalanceo: Es usualmente la carga necesaria en la barra pulida para mantener los brazos de la unidad de bombeo a 90 grados. (2) una medición en campo de la carga en la barra pulida necesaria para mantener los brazos en su ángulo correspondiente. Por ejemplo: El CBE es 10,500 libras en un ángulo de 95 grados. (3) Una forma indirecta de describir cuanta capacidad de contrabalanceo tienen los brazos y las contrapesas de una unidad. Cabezal de Revestimiento: La parte superficial del revestidor con válvulas de control y tuberías de flujo. Capacitor: un dispositivo compuesto de dos superficies conductivas separadas por un material aislante o dieléctrico tales como aire, papel, mica, plástico o aceite. El mismo almacena energía eléctrica, bloquea el flujo de la corriente directa y permite el flujo de corriente alterna a un grado que depende de la capacitancia y frecuencia. D Demanda: Medida de la carga conectada al sistema de energía eléctrica en un momento dado. Las unidades son usualmente vatios o voltiamperios. Desemulsionante: Químico usado para romper emulsiones de agua y crudo. Reduce la tensión superficial de la película de petróleo que rodean las gotas de agua. Dinamómetro: Instrumento equipado con una impresora o computador para registrar los datos de las cargas de la barra pulida contra las posiciones de la barra pulida (carta dinagráfica) en un pozo. El dinamómetro consiste de una caja registradora, un transductor de posición y una celda de carga. La celda de carga y el transductor de posición se unen a la barra pulida para registrar cartas dinagráficas. Dino: Carta dinagráfica en la jerga petrolera Desviación: distancia horizontal o vertical desde el punto de perforación alcanzado por un pozo direccional; Un pozo intencionalmente perforado en ángulo desde la vertical. Diagrama de Carga Permisible: Gráfico de cargas permisibles contra posiciones de barra pulida. Este gráfico tiene dos secciones, la superior es de

carrera ascendente y la inferior es para la carrera descendente. Normalmente este gráfico se superpone en la carta dinagráfica de superficie. Si la carta dinagráfica corta el diagrama de carga permisible, la caja de engranaje está sobrecargada en esos puntos del recorrido. Deslizamiento: Diferencia entre la velocidad del motor sin carga y su velocidad cuando está completamente cargado, expresado como porcentaje de cero carga. Al aumentar el torque en el motor su velocidad disminuye (desliza) y el motor desarrolla más torque. El deslizamiento aumenta con el incremento del torque. Desbalance Estructural: La fuerza necesaria en la barra pulida para mantener la viga viajera horizontal con los brazos del pitman desconectados del pin. Esta fuerza es positiva cuando actúa hacia abajo y negativa cuando actúa hacia arriba. Diagrama Modificado de Goodman: Método para calcular el esfuerzo de carga en cabillas metálicas API (grados K, C, y D). Este método considera el efecto de la carga máxima y del rango de esfuerzo al que están sujetas las cabillas. E Eficiencia Volumétrica: número que expresa porcentualmente la comparación entre la producción actual de un pozo y la producción teórica esperada por la bomba. Elevador: (1) tubería a través de la cual sube un fluido o un gas. (2) En perforación costa afuera por plataforma, semisumergible, triton o barcaza, un elevador es el tubo que se extiende desde la plataforma de perforación entrando al agua y llegando al lecho marino donde se esta perforando. Estrangulador de Producción: Artefacto de control de flujo que limita la salida de crudo a una tasa predeterminada por el tamaño del orificio reductor, el orificio intercambiable en el cuerpo del estrangulador. Hay estranguladores positivos con una abertura fija y hay estranguladores ajustables cuya tasa de flujo puede cambiarse operando un volante como en una válvula de compuerta. Los estranguladores ajustables son para pozos con presión relativamente baja. Empacadura de Producción: Un artefacto expandidle seudo-sellante usado para aislar el espacio anular entre el revestidor y la tubería. La empacadura de producción se baja como parte de la sarta de tubería, dentro del revestidor; Cuando se lleva a la profundidad debida, se expande por medios mecánicos o hidráulicos y se “asienta” firmemente contra la pared del revestidor, aislando la formación productora del revestidor de superficie mientras permite al gas o al crudo fluir por la tubería. Embolo: Pistón en el extreme del fluido en una bomba reciprocante. Ver pistón de bomba. Empalme: Una pieza de tubo, revestidor o tubería usualmente de 20 a 30 pies de largo. En taladros de perforación, la tubería de perforación y la tubería son corridos por primera vez uno a la vez. Cuando se recuperan del hoyo y se ordenan la máquina, usualmente se sacan de dos, tres o cuatro a la vez

dependiendo de la altura de la cornisa. A estas secciones múltiples de les llama pareja. Empacadura: Material Delgado y fibroso usado sellar la presión en la conexión de dos partes. Ecuación de Onda: Modelo matemático de la sarta de cabillas. Usualmente se combina con un modelo de análisis kinemático de la unidad de bombeo para permitir el modelaje computarizado del sistema de bombeo de cabillas. Efecto de contrabalanceo: Vea CBE. Elastómero: Cualquiera de los varios materiales plásticos similares al caucho. Los elastómeros se usan para empacaduras, guías, swab cups, asientos de válvulas, etc. F Fiting: Tubo pequeño, acoples, cuellos, uniones, tees, etc. usadas para armar un sistema de tuberías. Fractura Hidráulica: Método de estimular la producción mediante la introducción de fracturas en la formación con alta presión de fluido. Factor de Poder: Término eléctrico que muestra la proporción de energía real en vatios contra la energía aparente en voltamperios. Factor de Torque: Número que corresponde al ángulo del brazo de la unidad de bombeo y se usa para el análisis de torque de la caja. Es un número que al multiplicarlo por la carga en la barra pulida arroja el torque en la caja que corresponde a la carga en la barra. Las tablas de factor de torque están disponibles por el fabricante de la unidad de bombeo. Estas tablas muestran el factor de torque por cada 15 grados de ángulo el brazo y la dimensión correspondiente a la posición de la barra pulida. G Gravedad API: La gravedad API es un término similar a la gravedad específica pero es más sencilla de trabajar que con fracciones decimales. La gravedad específica convencional puede ser convertida a gravedad API de la siguiente manera: Grados API= 141.5/Gravedad específica - 131.5 Grados API de Cabillas: Grados de cabillas K, C, y D. Gas natural: Gas natural no disuelto en crudo o condensado Golpe de Gas: Igual a “Interferencia por Gas”. GPM: Galones por minuto. Gradiente: relación de incremento o reducción de presión, temperatura u otra cantidad. Gas Inerte: Cualquiera de los seis gases que, bajo condiciones normales, no reaccionan con ningún otro elemento. Ellos son neon, helio, argon, kriptón, xenón, y radon.

Gráfico de Presión: Gráfico circular en el cual se registran con pluma las variaciones de presión leídas por un manómetro. La pluma está unida a un brazo articulado y movido por el mecanismo calibrador. Los gráficos de presión normalmente registran por 24 horas; luego el operador lo remplaza por una tarjeta nueva. Guía de Cabilla: Artefacto que se une a la sarta de cabillas para prevenir el desgaste excesivo entre cabillas y tubería. Estas guías plásticas, metálicas o de goma mantienen las cabillas centralizadas en la tubería mientras permiten el flujo vertical de líquidos. Guía de Cabillas: Pequeños artefactos como arandelas unidos a las cabillas para centralizarlas en la tubería mientras las cabillas se mueven arriba y abajo. Esto previene el desgaste excesivo de las cabillas y la tubería. Gas Húmedo: Gas natural con cantidad significativa de hidrocarburos licuificables. Guaya: lo que une la cabeza de caballo de la unidad de bombeo con la barra pulida. Gas de Arrastre: Gas recogido o absorbido por un líquido o entró al torrente líquido bajo presión y ahora es transportado. Golpe de Fluido: Condición en la que no hay suficiente líquido para llenar la bomba. Esto hace que el pistón soporte la carga no solo durante el ascenso sino durante la primera parte del descenso hasta golpear la superficie del fluido. Este impacto envía una fuerte onda compresiva ascendente a la sarta de cabillas y en la bomba. Los golpes de bomba descontrolados pueden causar frecuentes quebradura de cabillas y fallas de bomba, además de deficiencia en el sistema. H Hardware: 1) Los componentes físicos de un sistema computarizado 2) Equipos, partes o herramientas. Hidrómetro: Instrumento diseñado para medir la gravedad específica de líquidos; es un tubo de vidrio con una pesa inferior que hace flotar el tubo parcialmente sumergido. La gravedad API de un líquido se lee en una escala graduada al punto que intersecta al líquido. Herramientas de servicio: Una variedad de equipos de subsuelo usados e perforación, completación y reparación de pozos de gas y petróleo. Herramientas de Guaya: Herramientas especiales o equipos hechos para ser bajadas al pozo con una guaya (cable de acero de poco diámetro), ejem. Herramientas de registro, empacaduras, swabs, instrumentos de medición, etc. I Índice de Productividad (BFPD/lpc): Número que indica cuánta mayor producción puede aportar un pozo por cada lpc de presión en la Presión de Entrada a la Bomba (PIP).

Intervalo de Demanda: Los cargos se basan en demanda promedio pico durante un intervalo determinado por la empresa eléctrica, no por la demanda instantánea (o carga conectada) en un momento dado. Los intervalos típicos de demanda son 15, 20, y 30 minutos, aunque bajo ciertas circunstancias pueden bajar hasta 5 minutos. Inercia del Fluido o Aceleración del Fluido: Los efectos dinámicos presentes en pozos poco profundos y de alta tasa. Pozos con menos de 4000 pies y pistones de 2.25” o mayores experimentan una carga de fluido adicional debido a la inercia del fluido sobre el pistón. Cuando el pistón comienza la carrera ascendente, tiene que recoger y acelerar una gran carga de fluido. Esto aumenta la carga en el pistón comparado con la carga estática sola. Interferencia por Gas: Condición en la que mucho gas libre entra en la bomba restringiendo la cantidad de fluido que la bomba puede aportar. En la carrera descendente el pistón debe comprimir el gas hasta que la presión en el barril de la bomba exceda a la presión sobre la válvula viajera. Esto requiere una porción sustancial de la carrera descendente resultando en una pobre eficiencia de la bomba. Inmiscible: Que no se pueden mezclar; Se dice de dos líquidos que bajo condiciones normales o en su estado normal, no se puede disolver uno en el otro. IPR: Siglas en ingles para Relación de productividad de entrada. K Kilovatio-Hora: Unidad de medición eléctrica que indica el uso de 1000 vatios en una hora. L Longitud de Embolada: Distancia de la barra pulida entre la base y el tope de una embolada. Depende del agujero del brazo de la unidad. Las unidades de bombeo tienen de dos a cinco posibles longitudes de embolada. Levantamiento Artificial: Levantamiento a superficie de los fluidos de un pozo con bombeo mecánico, bomba sumergible, por gas, bomba jet, etc. El levantamiento artificial es necesario cuando la presión de fondo no es suficiente para que el pozo fluya por si solo. Levantamiento por Gas: Método para obtener fluido de un pozo con gas comprimido. El gas es bombeado a la tubería o revestidor y entra en la línea de producción a través de válvulas. Mientras el gas se expande levanta el crudo a superficie. Llave: (1) Herramienta usada para sacar cabillas; Una llave en forma de gancho que encaja en el cuadrante de conexión de la cabilla. Las llaves de cabilla son usadas en parejas; Una retiene y respalda la otra rompe o rosca la cabilla. (2) Pieza delgada de metal usada para ajustar una polea o engranaje en su eje. La llave encaja en las ranuras tanto de la polea como del eje.

Levantamiento: Producir un pozo petrolero por medios mecánicos: bombas, gas comprimido, bomba sumergible, etc. Llaves de Fuerza: Mecanismo energizado neumática o hidráulicamente para armar y desarmar juntas de cabillas, tubería, revestidores, tubería de perforación. Luego de centrar las juntas se engancha la llave al tubo, el cual es roscado y apretado con un torque predeterminado. Levantamiento por Agua: Fuerza de agua bajo presión debajo del petróleo. Cuando la presión se libera por la perforación, conduce el crudo a superficie por el agujero del pozo. M Motor Ultra High Sup (UHS): Motor para bombeo a cabillas que desacelera substancialmente cuando el torque en él aumenta. La variación de velocidad de los motores UHS puede llegar hasta 50%. Se pueden conectar en tres o cuatro modos de torque dependiendo de la variación de velocidad deseada y del torque de arranque. Mover un Pozo: Agitar un pozo “muerto” mediante el cierre y apertura alternativas del revestidor o la tubería para que el pozo empiece a fluir. Motor de Inducción: Motor de corriente alterna cuya devanado primario (usualmente el estator) esta conectado a la fuente de poder e induce la corriente a una poliface secundaria (usualmente el rotor). Mandril: Un eje, o tubo usado como centro de una herramienta o instrumento. “Los pistones tipo copa consisten en un mandril de metal con copas plásticas equidistantes”. Manifold: Área donde convergen tuberías que entran y salen de una estación de flujo o patio de tanques. Matar un Pozo: Contrarrestar la presión de fondo en un pozo en perforación mediante el uso de lodo de perforación o agua. Momento Máximo de contrabalanceo: El torque máximo que los brazos y contrapesa de una unidad de bombeo pueden aportar a la caja de engranaje. Este ocurre cuando el brazo de contrapeso está a 90 o 270 grados (horizontal). En cualquier otra posición de brazos, el momento (o torque) es menor que momento máximo de contrabalanceo y puede calcularse por el momento MC y el ángulo del brazo. Esta cantidad es necesaria para el análisis de torque. MPRL: Carga mínima en la barra pulida. La carga mínima en la caja de engranaje. Se puede encontrar en una carta dinagráfica de superficie. Momento de Inercia: Medida de la resistencia de un cuerpo a cambios en su velocidad. Máquina Multicilindro: Motor de cuatro o seis cilindros con volantes ligeros y son usados para operar sistemas de bombeo a cabilla. La máquina multicilindro funciona a mas de 1000 RPM y responde al incremento de carga desacelerando de forma similar a un motor eléctrico ultra high slip.

Método Vogel: Método para determinar la capacidad de producción adicional de un pozo. El método Vogel se usa en pozos con cortes de agua menores 80% que producen debajo de la presión de burbujeo. N Nivel de Fluido (Desde Superficie): Distancia desde superficie al nivel de fluido en el anular. NACE: Asociación Nacional de Ingenieros de la Corrosión. NEMA: Asociación Nacional de Fabricantes Eléctricos, organización sin fines de lucro apoyada y organizada por fabricantes de equipos y piezas eléctricas. NEMA establece sus normas según rangos de HP, velocidad, tamaño y dimensiones de ensamblaje, anexos, etc. Nombre del pozo: El nombre del pozo sigue una antigua y lógica práctica. Primero está el nombre del operador, luego el dueño del campo y luego el número del pozo en el campo o bloque. P Pistola de Nivel de Fluido: Igual a “Sounder de Nivel de Fluido” (Ver). Poste Sampson: estructura de tres o cuatro patas donde se apoya la viga viajera de la unidad de bombeo. Profundidad Vertical Total (TVD): Es siempre menor que la profundidad total (TD) del pozo debido a la inevitable desviación de la vertical de hoyo. Pin Wrist: Los pines que conectan los brazos de la unidad de bombeo con los brazos del Pitman. Presión de Burbujeo: Presión a la cual el gas en el crudo sale de la solución quedando como gas libre. Poder Aparente: Es un producto del voltaje y la corriente en un circuito en cual ambos alcanzan sus picos en momentos diferentes, o, en otras palabras, hay un desfase entre voltaje y corriente. Está expresado en unidades de Voltamperio. Pozo con Balancín: Es un pozo accionado por una sarta de cabillas unidas a una unidad de bombeo con una viga viajera. Presión de Fondo: Presión en el fondo del pozo. Cuando ésta presión es igual a la presión del yacimiento es llamada presión estática de fondo. Potencia de Freno (BHP): 1) Poder de una máquina medido en el eje del motor; 2) La potencia real o suministrada a diferencia de la potencia observada en la placa del motor. Presión de Casing: La presión del anular Tubería-Revestidor medida en el cabezal. Petróleo Muerto: Petróleo crudo sin gas disuelto. Pata de Perro: 1) Desviación pronunciada en la dirección del agujero de un pozo. 2) Desviación pronunciada en un tubo.

Pez: 1) Cualquier cosa perdida en subsuelo; 2) Objeto que debe ser recuperado del pozo con herramientas de pesca. Pitman: Pieza que conecta los brazos a la viga viajera en una unidad de bombeo. Permafrost: La capa de tierra permanentemente congelada que hay en el ártico y otras regiones frías. Permeabilidad: Medida de la resistencia ofrecida por una roca al movimiento de fluidos en su interior. La permeabilidad es una de las propiedades importantes de las rocas sedimentarias con depósitos de petróleo. El crudo contenido en los poros de la roca no puede fluir al pozo si la roca no tiene suficiente permeabilidad. Tal formación se conoce como “rígida”. Pony Rod: Cabillas de corta longitud de 2’ a 8’ para llevar la longitud de la sarta a su tamaño correcto. Se conectan al final de sarta, justo bajo la barra pulida. Porosidad: Cualidad de ser poroso; volumen del espacio poroso expresado en porcentaje del volumen total de la masa de la roca; Propiedad importante de las formaciones contentivas de petróleo. Una buena porosidad indica la habilidad para mantener grandes cantidades de crudo en la roca, con buena permeabilidad, un pozo que penetra la formación debe ser productor. Punto de Colada: Temperatura en la que un líquido deja de fluir o cuando se congela. Penalización de Factor de Poder: Cargo que aplica la compañía de electricidad por operar en factores de poder por debajo de un nivel tarifario especificado. Este nivel varía en factores de poder atrasados de 0.80 a 1.0. Hay diferentes formas usadas por la compañía de electricidad para calcular la penalización por factores de poder. Producción Primaria: Producción de un yacimiento por medio de energía natural (gas o agua) resultando en el flujo del pozo, o pozos con bomba con el crudo fluyendo libremente. Ver recuperación secundaria. Pup Joint: Tubo más corto que la longitud estándar; cualquier pieza corta de tubo usable. Pup Joints. API: Secciones cortas de tubería fabricadas según la norma API. Los pup joint vienen en deferentes longitudes para armar y llevar la tubería a la longitud requerida, desde el fondo del pozo hasta el colgador de tubería en el cabezal. Estas conexiones cortas son de la misma calidad que el resto de la tubería. Prensa estopa: Caja de empaque; cámara o caja para mantener el material de empaque comprimido alrededor de la barra pulida en movimiento y prevenir la fuga de gas o líquido. Pin de Corte: Pin retenedor, espárrago o tornillo diseñado para cortarse o romper antes que se le pueda causar algún daño al objeto o equipo que está sosteniendo en sitio. Un uso común para un pin de corte es asegurar una propela en un eje, previniendo daños al eje u otras partes del tren de poder. En otras aplicaciones, se usa un pin de corte o tornillo en herramientas de subsuelo para mantenerlas en posición hasta que la herramienta llega al sitio.

Luego al aplicarse fuerza o torque, el pin o tornillo sale, permitiendo a un elemento de la herramienta asumir una actitud predeterminada. Prueba de Válvula Viajera: Prueba que muestra si hay fuga en la válvula viajera o el pistón, Esta prueba se realiza antes o después de registrar una carta dinagráfica. Se detiene la unidad de bombeo durante la carrera ascendente y se registra la carga en barra pulida contra tiempo por 5-10 segundos. Si la carga cae con el tiempo, muestra que la válvula viajera o el pistón están fugando. Peso Pesado: Se dice de una unidad fuera de balance que posee demasiado contrabalanceo en los brazos. En este caso se debe mover adentro o quitar las pesas para balancear la unidad. Presión de Cabezal: La presión ejercida por el gas o el crudo del pozo sobre el cabezal de revestimiento o de producción cuando todas las válvulas son cerradas por un periodo de tiempo, usualmente 24 horas. La presión se refleja en un manómetro del cabezal. Petróleo Verde: Petróleo parafinado. Los crudos asfálticos suelen conocerse como petróleo negro. Pozo Head: Pozo que produce mejor cuando trabaja intermitentemente. Petróleo de Alta Gravedad: Crudo con gravedad API de 30 hasta 40. Presión Hidrostática: Presión ejercida por una columna de agua u otro fluido. Una columna de agua de un pie de altura ejerce una presión de 0.433 lpc. Prueba Hidrostática: Llenar un tanque o tubería con agua a presión para probar la resistencia tensil. R Revestidor: El tubo de acero usado en pozos para aislar lo fluidos del hoyo y prevenir el derrumbe de las paredes del hoyo. Recuperación Mejorada de Crudo: (Inglés EOR) Métodos de recuperación de crudo más allá de las técnicas convencionales secundarias de recuperación como mantenimiento de presión e inyección de agua. Los métodos de recuperación mejorada incluyen micellar surfactant, vapor, polímeros, miscible hydrocarbon y C02. Los métodos EOR no se limitan a proyectos secundarios o terciarios. Algunos yacimientos requieren la aplicación de los métodos EOR mencionados aun para recuperación inicial de crudo. Relación Gas Petróleo (GOR): Cantidad de pies cúbicos de gas natural producidos por barril de petróleo. Reductor de engranaje: Caja de la unidad de bombeo que contiene los engranajes que convierten la alta velocidad y bajo torque de la unidad motriz en baja velocidad y alto torque necesarios para manejar la unidad de bombeo. Los reductores de engranaje tienen típicamente una relación de reducción de 30:1. Revestidor: (1) En perforación, Pieza de tubería usada en subsuelo para bloquear una formación de agua o gas para poder continuar la perforación. El revestidor también se usa revestidor para forrar una zona de pérdida donde se pierde fluido de perforación en una formación porosa. (2) Un revestidor es un

cilindro removible usado en bombas reciprocantes y ciertos tipos de motores de combustión interna; una manga. Revestidor de Barra Pulida: Tubo que se instala alrededor de la barra pulida para protegerla o permitir su uso cuando se ha tornado áspero. Reservas Probadas: Petróleo que ha sido descubierto y que es recuperable pero aun está en subsuelo. Ram: Mecanismo de cierre de las válvulas impide reventones; Tipo de válvula operada hidráulicamente diseñada para cerrar un pozo como una válvula convencional o para cerrar la tubería de producción o de perforación y mantener la presión alta. Rotador de Cabilla: Artefacto unido a la barra pulida que gira la sarta de cabillas en cada embolada para dar un desgaste más parejo. Roustabout: empleado de producción que efectúa labores manuales en la estación o alrededor de la máquina de perforación. RPM: Revoluciones Por Minuto. Recuperación Secundaria: Extracción de crudo de un fluido mas allá de lo que se puede recuperar con métodos normales de inyección o bombeo; el uso inyección de agua, gas y otros métodos para recuperar cantidades adicionales de petróleo. Roldana: Polea acanalada o rueda como la usada para conectar la unidad motriz con la baja velocidad de la caja de engranaje en un pozo productor. Raspador de Cabilla: Discos perforados unidos a la sarta de cabillas de un pozo para prevenir la acumulación de parafina en el interior de la tubería. Al subir y bajar las cabillas, los discos perforados (varios en cada cabilla) raspan la parafina que se pueda acumular en la tubería. Recuperación Terciaria: La tercera mayor fase de recuperación de crudo. La fase primaria es fluir y finalmente bombear el yacimiento hasta que está “repletado” o ya no resulta económico. La recuperación secundaria usualmente involucra represurizar o simple inyección de agua. La tercera fase o terciaria emplea técnicas más sofisticadas de alterar una o más de las propiedades del crudo, ejem, reducir la tensión superficial. Esto se hace llenando la formación con agua mezclada con ciertos químicos que liberan el petróleo adherido a la roca porosa para tomarlo con la solución y bombearlo a superficie. Reparación: Operaciones en un pozo productor para restaurar o incrementar la producción. Se saca la tubería y el revestidor al fondo del pozo es bombeado o lavado para eliminar la arena que se pueda haber acumulado. Retenedor: Artefacto para anclar una bomba roja en su posición de trabajo. S Sistema de Polea Clase I: Nombre técnico de la geometría de las unidades de bombeo Convencional, Torqmaster y Grooves pumping units. Geometría de una unidad de bombeo donde la viga viajera se mueve en el centro y la caja de engranaje esta opuesta a la ubicación del cabezal.

Sistema de Polea Clase III: Nombre técnico de la geometría de las unidades de bombeo Mark II y Balanceada por Aire. Geometría de una unidad de bombeo donde la viga viajera se mueve en un extremo y la caja de engranaje está del mismo lado del cabezal. Sounder de Nivel de Fluido: Instrumento usado para medir el nivel de fluido en un pozo. En el anular en superficie se coloca una explosión o pulso de presión explosión. Mientras esta onda de presión se mueve hacia abajo en el pozo, sus reflejos en los cuellos de tubería y en el nivel de fluido se registran en superficie en una cinta registradora. Ya que se conoce la distancia entre cuellos de tubería el nivel de fluido es fácilmente calculado. Sarta de Producción: La tubería colocada sobre o a través de la zona productora de un pozo. La sarta de producción es la tubería más larga y de menor diámetro corrida en un pozo. Va desde la zona de pago hasta superficie. Sacar Cabillas: Operación de sacar las cabillas de un pozo durante el sacado de la bomba de subsuelo para reparación o reemplazo. Las cabillas también hay que sacarlas si se han desconectado en fondo. Las cabillas sobre la ruptura son sacadas de forma normal; la sección inferior debe ser recuperada con una herramienta de pesca. Sarta de Cabillas: serie de cabillas que conectan la barra pulida a la bomba de subsuelo en un pozo con bombeo por cabillas. La sarta de cabillas es la línea de transición que transfiere energía desde la unidad de superficie a la bomba. SAE: Sociedad de Ingenieros Automotrices (ingles). Seconds Saybolt Universal (SSU’): Medida de viscosidad de un crudo liviano. Una cantidad medida de petróleo - usualmente 60 centímetros cúbicos – se coloca en un instrumento conocido como viscosímetro Saybolt y se le permite fluir por un orificio en el fondo a una temperatura específica. El número de segundos requeridos para fluir será el número SSU del petróleo, su viscosidad. Separador: Un embase de presión (horizontal o vertical) usado con el fin de separar los fluidos del pozo en componentes líquidos y gaseosos. Un separador segrega petróleo, gas, y agua con la ayuda, en ocasiones, de tratamiento químico y la aplicación de calor. Swab: Limpiar el agujero de un pozo con una herramienta especial unida a una guaya. Esta operación suele realizarse para hacer fluir un pozo. Al evacuar el fluido contenido en hoyo, la cabeza hidrostática se reduce lo suficiente para permitir al petróleo en la formación que fluya al pozo, y si hay suficiente gas en solución el pozo puede fluir por un tiempo. Sub-balanceado: Ver cabilla pesada T Torque: Fuerza de giro; una fuerza que produce rotación o torsión, o intenta hacerlo. Total Depth (TD): Profundidad de un pozo al completar la perforación. La profundidad total de un pozo es la distancia vertical desde la planchada hasta fondo del hoyo. Un pozo de 10000 pies puede requerir 11300 pies de revestidor para completar el pozo porque el hoyo ha variado algunos grados de la

vertical, añadiendo 1300 pies a la profundidad del hoyo, no a la profundidad del pozo. Tubería Upset: Bienes tubulares más gruesos en el área de la rosca para compensar el material perdido por la elaboración de la rosca. TD (Total Depth): Profundidad total, pozo perforado a la profundidad programada. Tacómetro: Instrumento eléctrico para medir las rpm de un eje. Te de Producción: conexiones del cabezal que permiten conectar las líneas al cabezal. Tapón: Llenar el agujero del pozo con cemento u otro material impenetrable que impida la salida de agua, gas o crudo de una zona a otra o cuando el pozo es abandonado. Temporizador Porcentual: Artefacto que controla un pozo productor con golpe de fluido. Este aparato tiene un ciclo de 15 minutos y se puede ajustar para que arranque y pare el pozo al porcentaje de tiempo deseado. Por ejemplo, se puede ajustar para arrancar el motor por 10 minutos y apagarlo por 50 minutos, o dejar el pozo trabajando por 7,5 minutos y parado 7,5 minutos, etc. Tubería Macarrón: Tubería de diámetro pequeño (3/4” - 1 1/4” OD) usada en pozos slim hole para ciertos trabajos de reparación. Torque de Armado: Torque necesario para roscar un tubo, cabilla o tubería a otro con suficiente fuerza para mantenerse y no aflojar bajo condiciones de trabajo. Transparencia Automática de Custodia de Campo (L.A.C.T.): Sistema para manejar un campo; se reciben tanques, medidas y pruebas y se devuelve por tubería el crudo producido en el campo. Este manejo automático del crudo normalmente está confinado a campos con una producción establecida. Tanque de Medida: Tanque para mediar la producción de un pozo o área. Torque de Falla: El torque máximo que un motor desarrolla cuando la carga sobre éste es incrementada hasta que el motor empieza a atascar. Tapón: Un artefacto corto y roscado usado para tapar la abertura de un tubo. U Unidad de bombeo balanceada por aire: Una unidad de bombeo con geometría similar a la del Mark II (sistema de polea Clase III) pero usa un cilindro de aire en lugar de contrapesas para el contrabalanceo. Unidad Balanceada: Una unidad de bombeo con una cantidad ideal de contrabalanceo de forma tal que el torque pico e la caja de engranaje durante el ascenso sea igual al torque pico durante el descenso. Undertravel: Bomba de cabilla cuyo recorrido es menor al recorrido de la barra pulida debido a excesivo estiramiento de las cabillas. Unión: Un conector de tubería o acople hecho para dos piezas que ajustan, una por cada extreme de las dos piezas a ser unidas. Las dos mitades de la

unión se sostienen juntas con un anillo roscado. Las uniones acoplan tuberías de pequeño diámetro, 2 a 4 pulgadas. Upstroke: Movimiento ascendente de la barra pulida o del pistón de la bomba. Unidad Motriz: El término describe cualquier fuente de movimiento; en el campo petrolero se refiere a máquinas y motores eléctricos; la fuente de poder. V Válvula de Descarga: Una de los dos juegos de válvula en una bomba reciprocante. El otro juego son las válvulas de succión o entrada. Válvula de Cabilla: Conexión entre la sarta de cabillas y la parte viajera de la bomba de subsuelo. Voltaje: es la fuerza que hace fluir la corriente a través de un conductor. Un voltio equivale a la fuerza requerida para producir una corriente de un amperio a través de una resistencia de un omnio. Viga Viajera: La viga larga de acero sobre el poste Sampson en unidades convencionales. En las unidades Mark II y Balanceadas por aire la viga viajera se mueve del lado opuesto a la cabeza de caballo. Vatio: Medida del poder real. Es la energía que se gasta cuando un amperio de corriente directa fluye a través de una resistencia de un omnio. Válvula Cheque: Válvula con un disco o lengüeta batiente que permite al fluido en una línea circular sólo en una dirección; Válvula de contrapresión. Válvula Viajera: Uno de los dos tipos de válvula en una bomba mecánica. Esta combinación de bola y asiento esta fija al pistón, como su nombre lo indica, viaja con el pistón cuando éste sube y baja. Válvula de Acción Rápida: Se Valve, Quick acting. Válvula Cheque: Una válvula que impide el retorno de fluidos a la tubería. Y Yacimiento: Formación de rocas porosas, permeables y sedimentarias que contienen cantidades de petróleo y/o gas encerradas o rodeadas por capas rocosas menos permeables o impenetrables; trampa estructural. Z Zapata Guía: Zapata de revestidor. Zona Productora: Intervalo o sección de una formación porosa y permeable en un pozo que tiene hidrocarburos presentes y que esta siendo explotado, zona de pago; horizonte de pago. Zona de Robo: formación muy porosa en subsuelo donde el lodo de perforación se pierde. Las zonas de robo, que también incluyen grietas y cavidades, deben ser selladas con un forro o tapadas con cementos especiales o agentes obstructores fibrosos antes de continuar la perforación.

Zona: Intervalo de una formación de subsuelo que contiene uno o mas yacimientos; Porción de una formación con suficiente porosidad y permeabilidad para formar un yacimiento de gas o petróleo.