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Nochdruckpumpeinrichtung Die Erfindung bezieht sich auf fluidumbetätigte
Pumpen und I>umpsysteme und ein Hauptzweck der Erfindung besteht daring eine fluidumbetätigte
Fumpe und ein Pumpsystem zu schaffen, bei welchen Betätigungefluidumdrücke benutzt
werden, die viele Male höher als die bisher benutzten sind, um zahlreiche Vorteile
zu erzielen.
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Die Erfindung sieht'eine fluidumbetätigte Pumpe vor, die hin- und
herbewegbare Motor- und Pumpenkolbenorgane aufweist, welche einen axialen Durchgang
zur Gewinnung mittels der Pumpe gepumpten Pluidums besitzen, die eine 2umpfläche
sowie eine ringförmige Motorfläche hatg welche den Durchgang umgibt und von ihm
radial nach auswärts im Abstand angeordnet ist, wobei das Verhältnis der Pumpfläche
zu der Motorfläche mindestens 31l ist.
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Allgemein schließt irgendeine fluidumbetätigte P=pe einen lhmpenabsohnitt
eing, der durch einen fluidumangetriebenen Notorabschnitt antreibbar ist, um Pluidum
aus einer Bohrung
oder einem Brunnen, in welchen die Pumpe angeordnet
ist, nach. aufwärts durch einen Gewinnungarohreatz in der Bohrung an die Oberfläche
zu pumpen. InebesQndere enthält eine solche Pumpe eine Zylindereinrichtung, die
einen mit der Bohrung in VerbIndung stehenden Einlaß sowie einen mit dem unteren
Ende des Gewinnungerohres in Verbindung stehenden Auslaß besitzt. In der Zylindereinrichtung
befindet sich hin- und herbewegbar eine Notor- und eine Pumpenkolbenvorrichtungg
die miteinander verbundene Motor- und Pumpenkolbenelemente enthält, um das Pluidum
aus dem Bohrloch nach aufwärts durch das Gewinnungerohr an die Oberfläche zu pumpen,
wobei sich eine hin- und hergehende Bewegung der Motor- und Pumpenkolbenvorrichtung
aus der abwechselnden Anwendung des Antriebefluidumdruckes und des erschöpftem Antriebefluiduns-oder
des Auslaßdruckes darauf durch eine Motorventileinrichtung ergibtv die einen Teil
der Pumpe bildet. Die Motor- und Pumpenkolbenvorrichtung enthält eine querliegende
Pumpenfläche, welche die ganze zwischen sich und der Oberfläche befindliche Gewinnungefluidumsäule
trägt und welche diese Säule während eines Arbeitehubes der Kolbenvorrichtung nach
aufwärts durch das Gewinnungerohr bewegtg wobei die ]Pumpe mit einem Arbeitsventil
versehen istg welchen während dieses Arbeitshübes den Rückfluß in das Bohrloch ver-hindert«
Um den Arbeitehub der Kolbenvorrichtung zu erzeugen# ist sie mit einer Motorfläche
versehen, auf welche der Antriebsfluiduadruck mindestens während des Arbeitshubea
zur Anwenduna kommt. In dem Palle elner'dinfach wirkenden Pumpeg
auf
welche die vorliegende Offenbarung der Einfachheit halber, jedoch ohne Beschränkung
der Erfindung begrenzt ist, erfolgt der Arbeitehub der Kolbenvorrichtung nur in
einer Richtung und die Bewegung der Kolbenvorrichtung in der entgegengesetzten Richtung
bildet nur den Rückkehrhub.. wobei die Pumpe mit einem Saugventil versehen ist,
welches den Rückfluß aus dem Gewinnungsrohr in das Bohrloch während-dieses Rückkehrhubes
verhinflerte Normalerweise ist die Pumpe so gerichtet und konstruiertl daß der Arbeitehub
der Motor- und Pumpenkolbenvorrichtung in der Aufwärterichtung erfolgt, wobei der
Rückkehrhub der Kolbenvorrichtung so der Abwärtehub derselben J:st, Eine fluidumbetätigte
Tumpe der vorstehenden Art kann
entweder in einem offenen System benutzt werden,
wo das erschöpfte Arbeitsfluidum mit den Gewinnungefluidum gemischt und durch das
Gewinnungsrohr zur Oberfläche zurUckgebracht werden kann oder in einem geschlossenen
Systemp wo das erschöpfte Antriebsfluidum durch ein getrenntes Rüokleitungerohr
an die Oberfläche befördert wird. In dem Falle, eines offenen Systemen ist der Auslaßdruckg
der auf den Motorabschnitt der fluidumbetätigten ll%mpe wirkt, der Gewinnungsaäulendruckg
während in einen geschlossenen System der Auslaßdruoki der darauf wirkt, der Rückleitungssäulendruck
ißt, Zur Bequemlichkeit ist die vorliegende Offenbarung auf ein geschlossenen System
beaebz*.nkt,» ohne die Erfindung darauf au
begrenzen., Bisher sind fluidumbetätigte
Ihmpen, solche wie diejenigen,
die in den US-Patenten Nr.
2.081,220 und 2.473.864 offenbart eindp mit Motorflächen versehen gewesen,
die im Vergleich zulden 12-ampenflächen groß waren, so daß die Fumpsysteme, in welchen
diese Pumpen einverleibt sind, große Volumen von Antriebsfluidum bei verhältnismäßig
niedrigen Antriebsfluidumdrücken benutzen mußten. Beispielsweise sind herkömmliche
fluidumbetätigte Pumpen gewöhnlich mit Verhältnissen der Pumpenfläche zur Motorfläche
in der Größenordnung von 0965s1
bis 1v05t1 versehen, wobei der Durchschnitt
etwa ltl ist, Mit diesen Verhältnissen rangieren die Antriebefluidumdrücke etwa
von 120 bis 270 kg/am 2 für die Durchschnittepumpentiefeneinstellung von
1524 m.
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Solche geringen Verhältnisse der Pumpenflächen zu den Motorflächen
sowie die entsprechenden geringen AntriebefluidumdrUcke erfordern große Antriebefluidumströme
durch'die Rohre des hydraulischen Pumpsystemes. Dementsprechend sind hohe Fluidumreibungaverluste
in den Rohren festgestellt, durch welche das Antriebsfluidum zirkuliertg insbesondere
in Bohrlöchern, die hohe Gewinnungskapazitäten haben. Diese 7luidumreibungaverluste
können in einigem Ausmaß durch Vergrößerung der Rohrleitungen des fluidumbetätigten
Pumpensyntemen vermindert werden, durch welche das Antriebefluidum fliegt, aber
dies ist teuer und das Ausmaßy bis zu welchem diese Rohrleitungen vergrößert werden
können, ist sehr d'urch den kleinen Durchmesser den Bohrloches beschränkte Ein anderer
schwerwiegender Nachteil der früheren fluidumbetätigten Pumpen ist der, daß die
großeng vorher benutzten
Motorflächen schwerwiegend die Größen der
Gewinnungsfluidumdurchgänge durch'die Pumpen beschränken, sowie die Größen
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der darin einverleibten Arbeite- und Saugventile, wobei die Größen dieser
Durchgänge und Ventile üblicherweise auf der Basis einen Kompromisses gewählt werden,
der durch den Raum vorgeschrieben istl der durch den Notorabschnitt der Pumpe eingenommen
wird.
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Wie leicht verständlich istg erzeugen die kleinen Gewinnungafluidumdurchgänge
und Ventile, die sich aus einem solchen Kompromiß ergebeng erhebliche Fluidumreibung8verluste
in der Pumpe selbst# wobei diese zusätzlich zu den Verlusten in den Rohrleitungen
den Systemen vorhanden:eind, die sich aus den großen Volumen an Antriebefluidum
ergeben, die in einem Niederdruckaystem behandelt werden müssen, in dem die Pumpen
kleine Verhältnisse der Pumpenfläche zur Motorfläche haben* Ein wichtiger Zweck
der vorliegenden Erfindung besteht darin, die vorhergehenden und verschiedene andere
Nachteile der früheren Praxis durch Schaffung einer fluidumbetätigten Pumpe zu überwinden,
die ein großes Verhältnis der Pumpen-fläche zur Motorfläche hatg d.h. ein
Pumpenflächen- zum Notorfläohenverhältnie von mindestens 3:1 und durch Benutzung
einen entsprechend hohen Antriebsfluidumdrucken. Wie nachfolgend ersichtlich wirdp
kann der Antriebefluidumdruckg der gemäß der Erfindung benutzt wirdy Werte
erreicheng so hoch, wie 1400 bis 1750 kg/cm 2 oder mehr, was von dem Gewinnungsausmaß,
der Pumpentiefeneinatellung, den spezifischen Verhältnis
von benutzter
Pumpenfläche zur Motorflächeg der Größe der Rohrleitungen, durch welche das Antriebefluidum
fließt und von anderen zu beachtenden Faktoren abhängt, Es sind zahlreiche
Vorteile und neue Ergebnisse aus dem Hochdruckbetrieb ableitbarp die logischerweise
als "Superdruck"-Wirkung bezeichnet werden können und die als Folge der Schaffung
einer fluidumbetätigten Pumpe mit einer Pumpenfläche zum Motorflächenverhältnie
von 3:1 oder höher erreichbar sind@ Beispielsweise werden die Fluidumreibungaverluste
in den Rohrleitungen, durch welche das Antriebsfluidum zirkuliert, weitgehend gegenüber
denjenigen vermindert, die mit den kleinen Verhältnissen von Pumpenfläche zur Motorfläche
festgestellt wurden und den sich ergebenden niedrigen Antriebefluidumdrüoken, die
bisher benutzt wurden. Dementsprechend vermindert die Erfindung weitgehend den Kraftbedarf
des hydraulischen Pumpeystemesq in welchem sie verkörpert ist,-und erhöht weitgehend
den Gesamtwirkungegrad, was ein wesentlicher Vorteil ist.
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Da die vorliegende Erfindung wesentliche Verminderungen« in den Antriebefluidumreibungsverlusten
ergibtp können kleinere Rohrleitungen für das Antriebefluidum benutzt werdeng was
den Vorteil einer erheblichen Verminderung der Kosten den Systemee hat. Der Superdruckbetrieb
erhöht auch merklich die Kapazität der Pumpe oder aber es kann die gleiche Kapazität
mit einer viel kleineren Einheit erreicht werden* Taktoren, wie die vorhergehenden,
ermöglichen en, durch die Erfindung die Bohrloch- und Auekleidungekosten
für eine
spezielle Pumpkapazität zu vermindern als Ergebnis der
Verminderung der Rohrleitunge- und Pumpengrößen, da ein kleineres Bohrloch benutzt
werden kann. Anders ausgedrückt, ergibt die Erfindung eine minimale Kapitalinvestierung
beim Bohren und Auskleiden des Bohrloches sowie in dem hydraulischen Pumpeystem
pro Erzeugungskapazitätseinheit.
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B.in anderes Merkmal der Erfindung besteht daring daß die erforderliche
Menge an Antriebefluidum pro Produktionskapazitätseinheit aufs Äußerste verringert
wird, so daß das System zur Zufuhr des Druckantriebefluidums in der Größe vermindert
wird. Dies vermindert weiter die Gesamtkapitalinvestierung pro 2roduktionskapazitätseinheit.
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Ein anderer wichtiger Vorteil der Erfindung ist derg daß die Oberflächenleitungen
zur Leitung des Antriebefluidums an das und aus dem Bohrloch erheblich kleiner sein
können. Dies vermindert nochlweiter die Kapitalkosten pro Produktionskapazitätseinheit
insbesondere dort, wo eine Antriebefluidumquelle einer Anzahl von Bohrlöchern dient,
so daß die Gesamtlänge der Oberflächenleitungen sehr groß sein kann* Ein anderer
Vorteil des Superdruckbetriebes ist der, wie mehr im-einzelnen nachfolgend erklärt
wird, daß der benutzte Druck die Viakosität des Antriebsfluidums durch das System
hindurch im wesentlichen konstant hält, d.h.9 der benutzte Druck erhöht die Viskosität
auf ein genügendes Ausmaß, um die Verminderung in der Viskosität infolge der normalen
Zunahme in der Temperatur mit der Bohrlochtiefe aufzuheben. Das wesentliche--- Konstanthalten
der Viakosität durch das System
hindurch beschränkt auf diese Weise
Leckverluste in der Pumpe und verbessert die Schmierung, welches wesentliche Merkmale
sind.
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Ein anderer und äußerst wichtiger Vorteil der vorliegenden Erfindung
ist der, daß die Benutzung einen großen Verhältnisses von Pumpenflächen zu Motorflächen
und ein hoher Antriebefluidumdruck die Größe des Motorabschnittes der fluidumbetätigten
Pumpe minimalisiert, so daß die Größe des Pumpenabschnittes im wesentlichen nur
durch die Gesamtabmessungen der Pumpe begrenzt wird.
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Das Ergebnis hiervon istg daß der Pumpenabschnitt allein .auf der
Basis von Betrachtungen bezüglich des wirksamen Pumpens entworfen werden kann, wobei
keine Notwendigkeit für einen Kompromiß in dem Entwurf des Pumpenabschnittes notwendig
ist, der sich aus Dein Notwendigkeit ergibt, einen großen Teil des verfügbaren Raumes
in der fluidumbetätigten Pumpe dem Motorabschnitt derselben zuzuteilen. Auf diese
Weise schafft die Erfindung einen Pumpenabschnitty der größere Durchgänge für das
Gewinnungefluidui hat, große Ventile und dgl., was allen die Fluidumereibungsverluste
bezüglich der Gewinnungsfluidumströmung durch die Pumpe hindurch verringert* Der
Superdruckbetrieb der vorliegenden Erfindung erreicht besondere Nützlichkeit, wenn
er bei einer fluidumbetätigten Pumpe angewendet wird9 in der die Motor- und Pumpenkolbenvorrichtung
einen einzigen Tauchkolben enthält, der einen großen axialen Durchgang für däs Gewinnungefluidum
hat und ein I
großes Arbeitsventil trägt, welches die Strömung
durch dienen Durchgang während des Arbeitehubes des Tauchkolbens verhindert, wobei
das Gehäuse der Pumpe mit einem entsprechenden großen Saugventil versehen ist# entweder
in dem Einlaß oder dem Auslaß der Pumpe, welches den Rückfluß in das Bohrloch während
des Rückkehrhubee den Tauchkolbens verhindert. Durch Benutzung eines Verhältnisses
von Pumpenfläche zu Motorfläche von 3t1 oder höher mit einer solchen Pumpeg ist
der Durchmesser des axialen Gewinnungsfluidumdurchlasses durch den kombinierten
Motor und Pumpenkolben hindurch ein wesentlicher Verhältnisanteil des Gesamtdurchmessern
des Kolbens. Wie ersichtlich istg vermindert dies die Gewinnungefluidumreibungeverluste
durch die Pumpe auf ein Minimumg was ein wesentlicher Vorteil ist, Während die fluidumbetätigte
Pumpe der Erfindung andere Pormen haben kann, ist die Erfindung besonders bei einer
Pumpe verwendbar, in welcher die Motor- und Pumpenkolbenvorrichtung einen einzigen
Tauchkolben enthält, dessen oberen Ende die Pumpenfläohe bildet, wobei die Motorfläche
ein kleiner nach abwärts gekehrter Ring istg der den großen axialen Durchgang für
das Gewinnungsfluidum umgibt. Mit einem Verhältnis von Pumpenfläche zu Motorfläche
von mindestens 3t1 gemäß der Erfindung ist die Größe dieses abwärts gekehrten Ringen
der die Notorfläche bildet, ziemlich klein, ao daß der Durchmesser den axialen
Gewinnungsfluidumdurchganges durch den Tauchkolben ein wesentlicher Verhältnisanteil
des Gesamtdurchmeauere des Tauohkolbene intg um die Fluidumereibungsverluste aufs
Äußerste zu verringern.
Mit dieser Pumpe wird der Arbeitehub des
Tauchkolbens durch Anwendung des Auelaßdruckea auf eine nach aufwärts
ge-
kehrte ringförmige Fläche des Tauchkolbene bewirktp während die Anwendung
des Antriebefluidumdruokes auf die abwärts gekehrte ringförmige erwähnte Motorfläche
erfolgtp wobei diese beiden ringförmigen Flächen an den Enden einen Abschnittes
des Kolbens mit reduziertem Durchmesser angeordnet sind. Der Rückkehrhub, des Kolbens
wird in der gegenwärtig bevorzugten Ausführung der Erfindung durch Anwendung des
Antriebefluidumdruckes auf die nach aufwärts gekehrte ringförmige Fläche bewirkt,
während noch der Antriebefluidumdruck auf die abwärts gekehrte ringförmige Fläche
ausgeübt wird oder durch Anwendung des Auslaßdruckes auf beide dieser Flächen. Die
aufwärts gekehrte ringförmige Fläche ist sehr leicht größer als die abwärts gekehrte
ringförmige Fläche, so daß der Rückkehrhub des Kolbens sich aus der Anwendung des
Antriebefluidumdruckea oder des Auslaßdruckee auf beide dieser ringförmigen Flächen
ergibt.
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Ein anderer Vorteil der Benutzung einer fluidumbetätigt
- en Pumpe mit einem Verhältnis von Pumpfläche zu Motorfläche von
31l oder höher ist der, daß die Motorventilvorrichtungg welche die hin- und
hergehende Bewegung des Tauchkolbene durch abwechselnde Anwendung des Auslaßdruckea
und des Antriebefluidumdruckes auf die aufwärts gekehrte ringförmige Fläche
den
Kolbens erzeugt, längeseite den Kolbens und im Abstand von ihm angeordnet
ist. Dies beseitigt weiter die Störung mit däm Pumpenabschnitt der fluidumbetätigten
Pumpe durch den Motorabschnitt
derselben, so daß der Pumpenabschnittsentwurf
tatsächlich vollständig durch die Bumpenbetrachtungen allein bestimmt ist.
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Die vorhergehenden Zwecke, Vorteile, Merkmale und Ergebnisse der vorliegenden
Erfindung zusammen mit verschiedenen anderen Zwecken, Vorteilen, Merkmalen
und Ergebnissen derselbeng die für Fachleute der fluidujibetätigten Pumpengattung
aus dieser Offenbarung klar sind, können mit der beispieleweisen Ausführungaform
der Erfindung, die nachfolgend im einzelnen beschrieben und in den Zeichnungen dargestellt
sindp erzielt werden.
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In den Zeichnungen eindt Fig. 1 eine Ansicht teilweise im Schnitt,
einer Anlage einen fluidumbetätigten Pumpsystemes nach der Erfindung in einem Schacht
oder Bohrloch# Fig* 2 eine vererößerte horizontale Schnittansicht nach Linie 2-2
in Fig. 19
Fig, 3,4,5 und 6 halbschematischeg senkrechte Schnittansichten
von fluidumbetätigten Pumpen, die verschiedene Verhältnisse von Pumpenfläohe zu
Motorfläche haben, wobei diese Verhältnisse für die Pumpen dieser Fig. diesbezüglich
sind 1,065:1, 2ilp 3t1 und 5:1,
Pig. 7 ein.Diagramm, welches
die Art zeigty in welcher ein zunehmendes Verhältnis von Pumpenfläche zu Motorfläche
eine Zunahme in dem Durchmesser einer Stange ergibt, die die Kolbenelemente eines
kombinierten Motor- und Pumpenkolbens miteinander verbindet und was so eine
Zunahme
in dem Durchmesser eines axialen Gewinnungsfluidumdurchgangen durch diesen Kolben
hindurch hat, Fig,8 ein Diagrammp welches die Art erläutert# in welcher ein zunehmendes
Verhältnis von Pumpenfläohe zu Motorfläche eine Abnahme in dem Antriebefluidumdruckverlust
infolge Reibung in dem System für verschiedene Rohrgrößen ergibt und Fig*9 ein Diagrammg
welches die Wirkung eines zunehmenden Verhältnisses von Pumpenfläche zu Motorfläche
auf das Reziproke des Fluidumdruckverlustee in Prozent des
wirklichen oder
totalen Antriebefluidumdrucken erläuterte In den Fig, 1 und 2 der Zeichnungen
ist die Erfindung so dargestellt# daß sie in einem Bohrloch angebracht ist# welches
mit einer Auakleidung 10 mit Löchern 12 versehen ist# durch welche das Gewinnungefluidum
aus der niohtgezeigten Erzeugungeformationg in welche die Bohrung gebohrt ist, in
das Putterrohr fließt, Über dem Putterrohr 10 befindet sich ein Rohrkopf
14v von dem Antriebstluidumzufuhr- und Rückleitungerohre 16 und
18 sowie ein Gewinnungerohr 20 herunterhängen* Mit den unteren Enden dieser
Rohrleitungen ist ein Grundloohpumpengehäuse 22 verbunden* Hydraulisch durch das
Gewinnungerohr 20 hindurch.zwinohen der Oberfläche und einer Betriebestellung bewegbar
befindet nich in dem Gehäuse 22 eine freie fluidunbetätigte Ilimpeinheit 24.Wie*
nachfolgend mehr im einzelnen erklärt wirdp ist die P=peimheit von der hin- und
hergehenden Gattung und enthält einen ?=penabeohhitt
'zum Pumpen
den Fluidums aus dem Bohrloch nach aufwärt@ durch das Gewinnungerohr
20 hindurch an die Oberflächby wobei das Gewinnungerohr verglichen mit den Speine-
und Rückleitungerohren groß istg um das Pumpen einer großen Volumen* ,von Gewinnungefluidum
durch dasselbe hindurch mit minimalen Pluidunreibungaverlunten zu gestatten und
um die Benutzung einer Pumpenanlage von maximalem Durchmesser zu ermöglichen. Der
P»po»boohnitt der Pumpenanlage 24 wird durch einen fluidunbetätigten Notorabsohnitt
angetrieben. Der letzter* wird duroh ein Antriebedruckfluidum betätigt# welchen
daran duroh, das Opeinerohr 16 geliefert wird# während das erschöpft*
Aatriebefluidum mit Aueladdruok in das Rüokleitungerohr 18
abgegeben
wird, welche* es an die Oberfläche führt* Da. wie naohfolgend besprochen
wird# der Notorabschnitt der Pumpenetakeit 24 mit einem kleinen Antriebefluiduavoluxen
bei sehr hohea Druak mWetrieben krdt sind die Speine- und Rüokleitum4urchre
16 und 18 relativ zu den Gewinnungerohr 20 sehr kleine Der
Antriebefluidundruok in dem Optioerohr 16 und der Äuela&4r%ok in
den Mokleitungerohr 19 worden auf den Motorabeobnitt der Pumpeneinheit
24 unter Steuerung einen Motorvontilorganen 26 in einer Weine angewandt,
um die hin- und hergehend* Bewegung einer kombinierten Motor- und Pumpenkolbenvorrichtung
28 (Pige 3 bin 6) in der P=poneinheit 24 zu er. zeugen. Die Notorvontilvorrichtung
26 ist in einer freien Vontileinheit 30 einverleibt9 welche hydraulisch
durch das Speinerohr
16 zwischen der Oberfläche
und einer Betriebestellung in dem Gehäuse 22 längs,und seitlich im Abstand von der
Pumpeinheit 24 bewegbar intg wobei die Pumpen- und Vontileinheiten auf diese Weins
zwischen ihren Seite an Seite Betriebentellungen und der Oberfläche unabhängig voneinander
bewegbar sind, Die Speiae-pRückleitunge- und Gewinnungsrohre 169 18 und 20
sind an ihren oberen Enden mit einer Steuervorrichtung 32
verbundeng die darin
nichtgeatigte Vontilmittel beeitstg die durch eine Handhabe 34 betätigt worden,
zwecks Verbindung der Speise-, Rüokleitunge- und Gewi=un«orohre mit den Opeine-9
RUckleitunge- und Gewinnungeleitun«en 360 38 und 40 In vornahiedener
Weine. Die Speiaeleitung 36 ist mit einer goet4got« Antriebedru*kfluidunquelleg
z.B. einer nichtgezeigten Oberflächeapumpenanlage verbunden, während die Rüokleitua4a-
und
Gewinnungeleitungen 38 und 40 mit geeigneten niohtioaeigten Abeetzpunkten
fUr da* erschöpft* Antriebefluldum und da@ Gewinnungsfluidum verbunden sind. Wenn
die Pumpen- und Voatil. einheiten 24 und 30 in den Bohrloob
in Betrieb eind# wird die Handhabe 34 auf eine solch* Stellung bewegt, um
die Ventilvorriohtung in der 3t*uervorrlohtun4 32 zu veranlassen,
die
Speine-9 Rückleitunge- und Gewinnungerohre 16, 18 und 20 diesbezüglich
mit den Speise-, Mokleitunge- und Gewinnungeleitunaen.369 38 und 40 zu verbinden.
Unter anderen Betriebeauetänden, wie der Entfcrnuni und/oder Inetallation der P»»
peneinheit 24 und/oder der Vontileinheit 30 kann die Handhabe
34 jedoch
in andere Stellungen bewegt wordeng um die Ventilvorrlohtung in der Steuervorriohtung
32 zu voranlaaueng die
Speie*-, Rüokleitunge- und Gewinnungsrohre
169 18 und 20 sowie die Speine-9 RUckleitunge- und Gewinnungeleitungen
36, 38 und 40 in anderer Weise zu verbinden, wie es durch die besondere auszuführende
Arbeit erforderlich ist.
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Auf der Steuervorrichtung 32 und dicht an den oberen Enden
der Speise- und Gewinnungsrohre 16 und 20 sind Verschlüsse 42 und 44 angebracht,
die entfernbar sind, um den Einsatz der Ventil- und Pumpeneinheiten 30 und
24 in die Speise- und Gewinnungsrohre 16 bzw. 20 einzusetzen oder die Entfernung
der Ventil- und Pumpeneinheiten aus den Speise-und Gewinnungsrohren zu gestatten.
Die Verschlüsse 42 und 44 können mit Ventileinheits- und Pumpeneinheitstängern versehen
sein, um die Ventil- und Pumpeneinheiten zu fangeng wenn sie hydraulisch aus ihren
Betriebestellungen In dem Gehäuse 22 zur Oberfläche.bewegt werden.
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Das Vorhergehende bildet nur eine allgemeine Beschreibung
des Gebildes und des Betriebes des hydraulischen 2umpensystems der Erfindung,
wobei es unnötig ist, dieses System noch mehr im einzelnen zu beschreiben, außer
bzgl. gewisser Einzelheiten der Pumpeneinheit 24.
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Bezüglich Fig. 3 der Zeichnungen ist die Pumpeneinheit L4 echematioch
ao.gezeigtp daß sie ein Gehäuse 46 enthält, welchen ein Zylinderorgan 48 für die
kombinierte Motor- und Pumpenkolbenvorrichtung 28 bildet. Das Zylinderorgan
48 ist an seinem unteren Ende mit einem Einlaß 50 versehen, der'mit den Inneren
den Putterrohres 10 in der Höhe in Verbindung steht$ in welche das
Pumpengehäuse 22 eingestellt ist, wobei der
Einlaß mit einem Saugventil
52 versehen istg welches den Rückfluß in das Bohrloch verhindert. An dem
oberen Ende des Zylinderorganes befindet sich ein Auslaß 549 der mit dem unteren
Ende des Gewinnungsrohres 20 in Verbindung stehti so daß das aus dem Bohrloch durch
den Einlaß 50 und den Auslaß 54 gepumpte Fluidum in das Gewinnungerohr abgegeben
wirdy zwecks Überführung zur Oberfläche. Während das Saugventil 52 an dem
Einlaß 50 angeordnet gezeigt ist, kann es auch an dem Auslaß 54 angeordnet
sein.
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Die kombinierte Motor- und Pumpenkolbenvorrichtung 28
enthält
einen einzigen Tauchkolben 56, der einen Mittelabschnitt vermindertem Durchmesser
aufweistg um obere und untere Kolben oder Tauchkolbenelemente 58 und
60 zu bilden, die durch eine Stange 62 miteinander verbunden sind.
Der Tauchkolben 56
ist mit einem aiialen Gewinnungefluidumdurchgang 64 versehen,
durch welchen das Gewinnungsfluidum von dem Einlaß 50 zu dem Auslaß 54 längs
einer geraden azialen Bahn fließen kanng wobei der Rückfluß durch den Durchgang
64 durch ein Arbeitaventil 66
verhindert wird, welöhes von dem Tauchkolben
getragen wird.
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Der Tauchkolben 56 ist mit einer nach aufwärts gekehrten Pumpfläche
68 versehen, die gleich der ganzen Fläche des oberen Endes des oberen Kolbenelementes
58 istg welches die ganze Säule des Gewinnungsfluidums in dem Gewinnungsrohr
20 während des Aufwärts- oder Arbeitshubes des Tauohkolbens trägt und welches die
Gewinnungesäule während dieses Hubes nach aufwärts durch das Gewinnungsrohr bewegt.
Wie ersichtlich istg ist daß Arbeitsventil 66 während den aufwärtegeriohteten
Arbeitehuben
des Tauchkolbens 56 geschlossen und das Saugventil
52 ist geöffnet, um die Strömung des Gewinnfluidums aus dem Bohrloch in das
untere Ende des Zylinderorganos 48 durch den Einlaß 50 während dieses Hubes
zu gestatten. Während des Abwärte- oder Rückwärtehubes des Tauchkolbens
56 ist das Anaaugventil 52 geschlossen, um den Rückfluß in das Bohrloch
zu verhindern und das Arbeitsventil 66 ist offen, um die Verschiebung des
Fluidums von unterhalb des Tauchkolbens 56 durch den axialen Durchgang 64
in das Zylinderorgan 48 über dem Tauchkolben zuzulassen. Auf diese Weise bilden
die Pumpenfläche 68 des Tauchkolbens 56 und die Saug- und Arbeiteventile
52 und 66 den Pumpenabschnitt der Pümpeneinheit 24.
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Der Motorabschnitt der Pumpeneinheit 24 schließt eine nach abwärts
gerichtete ringförmige Fläche 70 ein, welche durch das untere Ende des oberen
Kolbenelementes 58 gebildet wird und welche die Stange 62 umgibt.
Die Motorfläche 70
in der besonderen dargestellten Konstruktion ist dauernd
dem Antriebefluidumdruck in einem Zylinder 72 ausgesetzt, in welchem das
Kolbenelement 58 hin- und hergeht, wobei der Zylinder 72 in dauernder
Verbindung mit dem Speiaerohr 16 durch einen Kanal 74 hindurch sowie das
Motorventilmittel 26 steht. Der Motorabochnitt der Pumpeneinheit 24 schließt
auch eine nach aufwärts gekehrte ringförmige Fläche 76 ein, die durch das
obere Ende des unteren Kolbens 60 gebildet ist und die Stange
62 umgibt, Die ringförmige Fläche 76 ist dem Fluidumdruck in einem
Zylinder
78 ausgesetzt, in welchem das untere Kolbenelement 60
hin- und herbewegbar
ist, wobei der Zylinder 78 von dem Zylinder 72 durch eine Abteilung
80 getrennt ist, die eine Axialbohrung 82 für die Stange
62 besitzt* Der Zylinder 78
ist mit einem Kanal 84 versehen, welcher
abwechselnd mit dem Speiserohr 16 und dem Rückleitungsrohr 18 durch
das Motorventilmittel 26 verbunden ist* Dementsprechend ist die Fläche
76 abwechselnd dem Antriebsfluidumdruck in dem Speiserohr 16
unterworfen
und dem erschöpften Antriebefluidum oder dem Auelaßdruck in dem Rückleitungerohr
18.
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Aus-der vorhergehenden Konstruktion ist ersichtlich, daß, wenn die
Fläche 76 dem Auslaßdruck ausgesetzt ist, das Antriebedruckfluidum, welches
dauernd auf die Motorfläche 70
wirkt, den Arbeitehub des Tauchkolbens
56 erzeugt. Die ringförmige Fläche 76 ist etwas größer als die Motorfläche
70,
so daß, wenn das Antriebedruckfluidum auf die ringförmige Fläche
76 ausgeübt wird, der Rückkehrhub des Tauchkolbenn 56
trotz der Tatsache
bewirkt wird, daß das Antriebedruckfluidum dauernd auf die Motorfläche
70 zur Anwendung kommt. Der notwendige Unterschied zwischen der Motorfläche
70 und der ringförmigen Fläche 76 kann dadurch vorgesehen seing indem
man das untere Kolbenelement 60 einige wenige Tausendstel eines Zollen größer
als das Kolbenelement 58 herstellt* Es ist verständlich, daß anstatt,
den Antriebefluidumdruck konstant auf die Fläche 70 anzuwenden und abwechselnd
den Antriebsfluidumdruck und den Auslaßdruck auf die Fläche 76
anzuwenden,
die Arbeite- und Rückkehrhübe durch abwechselnde Anwendung des Antriebefluidumdruckes
und des Auslaßdruckes auf die Fläche 70 bewirkt werden könneng währendder
konstanten Anwendung des Auslaßdruckes auf die Fläche 76.
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In der in Fig. 3 gezeigten Bumpeneinheit 24 ist das Verhältnis
der Pumpenfläche 68 zu der Motorfläche 70 nur 19065-: 1 und,
wie klar istg erfordert es ein solches geringes Verhältnis der Pumpenfläche zu der
Motorflächeg daß der axiale Durchgang 64 mit kleinem Durchmesser hergestellt wird
und erfordert ein entsprechend kleines Arbeitsventil 66, wobei das Saugventil
52 ebenfalls entsprechend klein sein muß, da dort kein Platz sein würde,
um es viel größer als das Arbeitsventil zu machen. Es ist zu bemerken, daß
der axiale Durchgang 64 in Fig. 3 kleinen Durchmesser hat, selbst wenn die
Wanddicke der rohrförmigen Stange 62 auf ein absolutes Minimum verringert
worden ist.
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In den Pige 49 5 und 6 der Zeichnungen ist die Pumpeneinheit
24 so gezeigt, daß sie Pumpenflächen- zu Motorflächenverhältnisse von 2 -.
5 : 1 hat, wobei in den Figo 3 - 6 für entsprechende Teile die gleichen
Bezugezeichen benutzt sind, Die fortschreitende Zunahme des Verhältnisses von Pumpenfläche
68 zu Motorfläche 70 von 1.065 : 1 bis 5 : 1
ergibt eine
fortschreitende Zunahme des Außendurchmessers der,rohrförmigen Verbindungsstange
62. Dies-Bohafft eine fortschreitende Zunahme in dem Durchmeseer des axialen
Ge-*I-nnizn.gefluidumdurchgangen 64 durch den Kolben hindurch und
eine
entsprechend fortschreitende Zunahme in den Größen des Saugventiles 52 und
des Arbeitsventiles 66. Auch die Wanddicke der rohrförmigen Verbindungsatange
62 ist als fortschreitend zunehmend mit dem fortschreitend zunehmenden Verhältnis
der Pumpenfläche 68 zu der Motorfläche 70 gezeigt, um fortschreitend
verbesserte Baumerkmale zu schaffen* Es ist ersichtlich, daß das Anwachsen
des Pumpenflächen-und Motorflächenverhältnissee erheblich die Fluidumreibungeverluste
durch den axialen Gewinnungefluldumdurohgang 64 wegen des zunehmenden Durchmessers
dieses Durchganges vermindert und wegen der zunehmenden Größe des Saugventiles
52
und des Arbeitsventiles 66. Bei dem Verhältnis von 1.065 : 1
in
Fige 3 beträgt der Außendurchmesser der Kolbenstange 62
nur
25% des Außendurchmessers des Kolbenelementes 58 den
Tauchkolbens
5.6. Unter diesen Bedingungen ist der Durchmesser des Azialdurchganges 64
notwendigerweise so klein, daß die Gewinnungefluidumgeschwindigkeit durch denselben
hindurch einen Wert von mehr als zwanzig Mal der Geschwindigkeit des Tauchkolbens
56 erreichen muß. Dies ergibt schwere Fluidumreibungsverluste und bedeutet
eine erhebliche Beschränkung der Tauchkolbengeschwindigkeit und der Pumpenkapazität.
Indem man auf das 2 z 1 - Verhältnis in Pig. 4 geht» ergibt sich eine wesentliche
Verbesserung. In diesem Falle hat die rohrförmige Kolbenstange 62 einen Durchmesser
gleich 7097%
des Durchmessers den Tauchkolbenn 56« Unter dienen Umständen
ist die Gewinnungefluidungeschwindigkeit durGa den
Axialdurchgang
64 nur etwa viermal so groß wie die Kolbengeschwindigkeit, bei einer Wandstärke
für die Stange 62,
die angemessen ist, um für die notwendige bauliche Festigkeit
zu sorgen.
-
Jedoch werden optimale Ergebnisse durch die Benutzung eines Verhältnisses
der Pumpenfläche 68 zu der Motorfläche 70 von 3 : 1 oder höher
erzieltg wie es in den Figo 5 und 6
gezeigt ist. Mit diesen Verhältnissen
werden, wenn die ringförmige Motorfläohe 70 in der Größe auf einen so kleinen
Verhältnisanteil der gesamten Querschnittafläche des Kolbenelementes 58 des
Kolbens 56 reduziert wird, genügend geringe Gewinnungsfluidumgeschwindigkeiten
durch den Axialdurchgang 64 relativ zu der Kolbengeschwindigkeit erzielt. Auch hat
das Arbeitsventil 66 die besten Verhältnisanteile bei einem Verhältnis von
3 : 1 oder höher und die Fluidumgeschwindigkeiten durch den Arbeitsventilsitz
und in dem Ring zwischen dem Arbeitsventil und dem Zylinder können annähernd gleich
gemacht werden, was erwünscht ist, Diese Faktoren tragen alle dazu bei, die Pluidumreibungsverluste
durch den Kolben 56 mit einer Pumpenfläche zur Motorfläche von
3 : 1 oder höher auf ein Minimum zu verringern, Bezüglich ?ist
7 der Zeichnungen zeigt-das darin dargestellte Diagramm die Wirkung
der Vergrößerung den Verhältnisnen der Pumpenfläche 68 zu der Motorfläche
70 auf das Verhältnis den Durchmessers der rohrtörmigen Kolbenstange
62
zu dem Durchmesser des Kolbenelementes 58 des Kolbens
569
wobei das letztere Verhältnis in Prozenten ausgedrückt
ist. Wie Fig. 7 deutlich zeigtv nehmen der Außendurchmesser der rohrförmigen
Kolbenstange 62.und so der Durchmesser des Axialdurchganges 64 sowie die Größen
der Saug- und Arbeite-_ ventile 52 und 66 rapide mit einer Zunahme
in dem Verhältnis der Pumpenfläche 68 zu der Motorfläche 70 zug bis
ein Verhältnis von 3 : 1 erreicht ist, wobei das Verhältnis des Kolbenstangendurchmessers
zu dem Kolbendurchmesser über 3 : 1 langsam mit einer Zunahme in dem Verhältnis
der Pumpenfläche zu der Motorfläche zunimmt. Tatsächlich wird die Kurve in Fig.
7 nahezu flach, wenn ein Verhältnis der Pumpenfläche 68 zu der Motorfläche
70 von 5 : 1 erreicht ist, so daß für alle prakti sehen Zwecke ein
Verhältnis von 5 : 1 als Maximum angesehen werden kann* Es ist ersichtlich,
daß die Seite an Seite-Anordnungen der Pumpeneinheit 24 und der Ventileinheit
30 wichtig zur Erreichung der besten Resultate mit einem Verhältnis der Pumpenfläche
68 zu der Motorfläche 70 von 3 : 1 oder mehr sind, weil die
bIotorventileinheit nicht mit der 1>umpeneinheit zur Störung kommt. Dies gestattet
es, den maximalen Vorteil des großen Gewinnungefluidumdurchgangeo 64 und des großen
Arbeitsventilen 56 zu erzielen, der durch die vorliegende'Erfindung ermöglicht
wirdg da ein entsprechend großes Saugventil 52 und dementsprechend große
Durchgänge durch den Rest der Pumpeneinheit 24 verwendet werden können.
-
Wenn man ein Verhältnis der Pumpenfläche zur Motorfläche
von
mindestens 3 : 1 benutztg erfordert dies,einen entsprechend hohen Antriebefluidumdruck
auf den Kolben 56 anzuwenden, damit die gleiche Arbeitehubkraft erzielt wird
wie mit kleineren Verhältnissen und niedrigeren Antriebefluidumdrücken.
-
Wie vorher kurz angegeben war, schafft der Superdruckbetriqb nach
der Erfindung neue und verblüffende Vorteile und Ersparnisse gegenüber irgendwelchen
zur Zeit benutzten hydraulischen Pumpensystemeng was am besten durch Vergleich der
Resultate des Superdruckbetriebes mit den Resultaten des Betriebes bei üblichen
Drücken gezeigt werden kanno Der Vergleich ist auf eine Reihe von Betriebezuständen
beschränkt, wobei verständlich ist, daß ähnliche Vergleiche für andere Bedingungereihen
angestellt werden können, Für die Beschreibung des Bedingungerahmenng unter dem
der erwähnte Vergleich nachfolgend ausgeführt ist, sei angenommeng daß die Pumpeneinheit
24 eine (2 1/111) 63,5 mm-Einheit istl d.ho eine solchel welche in ein (2
1/211) 63,5 mm-Gewinnungarohr 20 eingesetzt werden kann. Der Vergleich beruht
ferner auf einer Pumpentiefeneinstellung von (10 000 feet) 3050 m-sowie
auf einem Gewinnungsausmaß von 350 Barrel pro Tag. Ebenfalls sei angenommen,
daß die mittlere Oberflächentemperatur 15 0 0 beträgt und daß der Temperaturgradient
in dem Bohrloch 095 0 0 für je (60 feet) 18,2 m Tiefe beträgt,
wobei die Temperatur natürlich mit der Tiefe zunimmt. Von dem Gewinnungsfluidum.
sei angenommen, daß es eine Viekosität von
60 SSU (1000F)
38'0 hat sowie ein spezifisches Gewicht von 0987.
-
Unter der Annahme der vorhergehenden Bedingungen wurden die Pluidumreibungsverluste,
durch das System hindurch in Ausdrücken von Druckabfällen in Pfund pro Quadratzoll.
berechnet, Bei der Berechnung der Fluidumreibungsverluste wurden die Speise-, Rückleitungs-
und Gewinnungsrohre
169 18 und 20 in Abschnitte von
(1000 feet)
305 m in der Länge unterteilt und der Pluidumreibungsverlust wurde für jeden
solchen Abschnitt jeder Rohrleitung berechnetg um die Zustände an dem Mittelpunkt
derselben zu erhalten. Der Gesamtfluidumreibungsverlust in jeder der Rohrleitungen
wurde c#ann durch Addierung der Fluidumreibunggverluste in jedem der zehn
Ab-
schnitte erhalten, in welche die Rohrleitung unterteilt wurde#
Es wurden in der vorhergehenden Weise die Fluidumreibungsverlustrechnungen
für Pumpenflächen- zu MotorflächenverhältniBee von
1 1, 2
: 1, 3 : 19
4
: 1 und
5 t 1 für drei verschiedene Sätze von Rohrgrößen ausgeführt,
nämlich einen Durchmesser für das Gewinnungerohr 20 von (2 1/211)
63,5 mm
und einem Durchmesser für die Speise- und Rüokleitungerohre
16 und 18*von
(111) 25,4 mm; einen Durchmesser für das Gewinnungsrohr 20 von
63,5 mm und
einen Durchmesser für das Speise- und Rückleitungerohr von (3/40)
19905 mm;
und einen Durchmesser für das Gewinnungsrohr von
63,5 = und Durohmee.
| Ber für die Speise- und Rückleitungsrohre von (l/211)
12,7 mm. |
| Zur Bequemlichkeit sind die Rohreatzgrößen nachfolgend als |
| 63,5 mm x 2594 mm-System; als 63,5 mm
x 19,5 mm-System und |
| als 6395 mm x 12,7 mm-Syatem bezeichnet. Die Vergleichereaul- |
| tate für Pumpenflächen zu Motorfläohen-Verhältnisee von
1 : 11 |
| 2 : lt 3 : 19 4 : 1 und 5 : 1 für die
63,5 x 25,4 mm.-6395 mm |
| x 19,05 mm - und 63,5 mm x 12e7 mm-Systeme
sind wie folgt in |
| den Tabellen 1, 119 111 aufgezeichnet. |
| Tabelle 1 (2 1/2n x 11#)63,5 mm
x 25,4 mm |
| Verhältnis 1:1 2:1 3:1 4:1 50 |
| Reibung in Rohrleitung |
| 20 x Verhältnis 7 14 21 28 35 |
| Reibung in |
| Rohrleitung 16 434 211 201 235 296 |
| Reibung in |
| Rohrleitung la 356 112 63 40 30 |
| Bäulendichte- |
| differential -70 -125 -170 -210 -245 |
| Theoretischer |
| Antriebedruck 3689 7380 11067 14756 18445 |
| Wirklicher |
| Antriebedruck 4416 7592 11182 14849 18561 |
| Netto- |
| druckverlunt 727 212 115 93 116 |
| Wirklicher |
| Verlust In % 16.4 2.79 1.03 .626 .625 |
| Verluntroziprokon |
| in % .0608 -358 -972 1.597 1.600 |
| Tabelle 11 (2 1/211 x-3J411) 63,5 mm x
1-9-,05 mm |
| Verhältnis 1:1 2:1 3:1 4:1 5:1 |
| Reibung in Rohrleitung |
| 20 x Verhältnis 7 14 21 28 35 |
| Reibung |
| in Rohrleitung 16 1495 632 581 665 882 |
| Reibung in |
| Rohrleitung 18 1233 354 182 117 87 |
| Säulendichte- |
| differential -105 -120 -170 -210 -250 |
| Theoretischer |
| Antriebedruck 3689 7380 11067 14756 18445 |
| Wirklicher |
| Antriebedruck 6320 8260 11681 15356 19200 |
| Netto- |
| druckverlust 2631 880 614 600 755 |
| Wirklicher |
| Verlust in % 41.5 10,66 5.25 3.91 3.93 |
| Verlustreziprokes |
| in % .0240 .0939 .190 .256 #.254 |
| Tabelle 111 (2-1 5 |
| /2" x M20) 63, mm x 1217 mm |
| Verhältnis 1:1 2:1 3:1 40 5:1 |
| Reibung in Rohrleitung |
| 20 x Verhältnis 7 14 21 28 35 |
| Reibung in |
| Rohrleitung 16 9270 2900 2341 2959 3880 |
| Reibung in |
| Rohrleitung 18 4931 1395 669 419 298 |
| Säulendichte- |
| differential -240 -175 -205 -240 -280 |
| Theoret:Lecher |
| Antriebedruck 3689 7380 11067 14756 18445 |
| Wirklicher An- |
| triebedruck 17657 11514 11893 17922 22378 |
| Nettodruckverlunt 13968 4134 2826 3166 3933 |
| Wirklicher Verlust |
| in % 79.0 35.8 20.3 17o65 17.55 |
| Verlustreziprokes .0126 .0279 .0491 -0566 .0569 |
| in % |
In den vorhergehenden Tabellen ist die Bezeichnung "Verhältniell
das Verhältnis der Pumpenfläche
68 zu der lefotorfläche
70. Die Angabe
"Reibung im Rohr 2011 x Verhältnis, "Reibung im Rohr 1611 und "Reibung im Rohr 1811
sind die Fluidumreibungsverluste in den Rohren ausgedrückt in Pfund pro Quadratzoll.
Es
soll bemerkt werden, daß der Reibungsve3-lust in dem Rohr 20 tatsächlich
die Hinzufügung zu dem Antriebsdruck infolge dieser Reibung ist. Diese Antriebedruckzunahme
schließt den Pumpenzum Motorflächenverhältniefaktor ein. Beispielsweise ist der
Reibungsverlust in Rohr 20, wie in den Tabellen I, II und III gezeigt ist,
7 p.B.i.-Maß. Mit einem
1:1 Verhältnis ist dies also eine
7 p.s.i.-Mäßzunahme in dem Antriebedruck, aber bei einem 2:1-Verhältnis wird
dies 14 p.s.i.-Maß und entsprechend mehr für die anderen Verhältnisse. Die Angabe
"Säulendichtedifferential11 ist eine Korrektion, welche die Tatsache in Betracht
zieht, daß die Speisesäule in der Rohrleitung
16, die sich unter einem höheren
Druck befindet, als die Rückleitungssäule in der Rohrleitung
18 eine höhere
Dichte haben wird als die Rückleitungssäule, infolge der Kompreasiblität des als
das Antriebsfluidum benutzten Öles. Die durch die Bezeichnung "Säulendichtedifferential"
dargestellte Korrektion ist eine negative, welche den Aiitriebefluidumdruck reduziert,
der an dem unteren Ende der Speiaerohrleitung
16 nötig ist. Die Bezeichnung
"TÜeoreti'scher Antriebsdruck11 stellt den Antriebefluidumdruck in Pfund pro Quadratzoll
dar, der nötig ist, um den Arbeitehub des Tauchkolbens
56 unter den vorher
in einem reibungslosen System sp'ezifizierten Bedingungen zu erzeugen. Der "Wirkliche
Antriebsdruck11 ist gleich dem "Theoretischen Antriebsdruck11 plus der "Reibung
im
Rohr 20 x Verhältnielt, der "Reibung in Rohr 1611, der "Reibung in Rohr 18u und
dem "Säulendichtedifferential". Der ONettodruckverlust" in den Tabellen Ig II und
III ist in jedem Falle die Differenz zwischen dem "Wirklichen Antriebedruckll und
dem "Theoretischen Antriebsdruck11. Die Angabe "Wirklicher Verlust in 0,411 ist
gleich der Differenz zwischen dem "Wirklichen Antriebsdruck'" und dem "Theoretischen
Antriebedruck11 multipliziert mit
100 und geteilt durch den "Wirklichen Antriebedruckm.
Die Angabe "Verlustreziprokes in #GI1 ist erhalten durch Teilung von eine durch
den "Wirklichen Verlust in %ff.
-
Es muß auch betont werden, daß bei der Berechnung der in-den
Tabellen I, II und III dargestellten Resultate angemessene Korrektionen für Änderungen
in der Reibung infolge Viakositäteverminderungen bei Temperaturzunahmen in dem Bohrloch
mit der Tiefe vorgenommen wurden. Ebenfalls wurden Korrekt#onen für Viskositätsänderungen
mit dem Druck vorgenommen, beruhend auf den Durchschnittadrücken für die zehn Abschnitte,
in welch'e die Rohrleitungen 16, 18 und 20 für Berechnungezwecke unterteilt
wurden.
-
Die in den Tabellen I, II und III enthaltenen Vergleichsern-. gebnisse
sind in den Fig. 8 und 9 der Zeichnungen aufgetragen. Fig.
8 ist ein Diagramm, welches die Beziehung zwischen dem "Wirklichen Verlust
in j411 und dem Verhältnis der 2umpenfläche 68
zu der Motorfläohe
70 für das 63,5 mm x 2594 mm-Systemp für das 63.5mm
x 19,05 mm-SyWtem und das 6395 mm x 12#7-mm-System zeigt. Fig.
9 zeigt in Diagrammform das Verhältnis zwischen dem wVerlustreziproken in
5001 und dem Verhältnis der Pumpenfläche zu der Motorflächq für die drei
Systeme der Tabellen Ig II und III.
Wie deutlich durch die Tabellen
I, II und III und durch Fig. 8 gezeigt ist, nimmt der Druckverlust infolge
Fluidumreibung schnell ab, wenn das Verhältnis der Pumpenfläche 68
zu der
Motorfläche 70 erhöht wird. Bei der Betrachtung der Tabelle I und der entsprechenden
Kurve in Fig. 8 als Beispiel ist zu sehen, daß, während der "Nettodruckverlust"16,4
#G' bei einem Verhältnis von 1:1 beträgt, der Verlust auf 1,03 #4
bei einem Verhältnis von 3:1 abfällt, auf 0,626 qb' bei einem Verhältnis
von 4:1 und auf 0,625 b//. bei einem Verhältnis von 5:1. Ähnliche
Vergleiche können aus den Tabellen Ig II und III und aus Fig. 8 erhalten
werden.
-
Wie Fig. 8 deutlich zeijt, erreichen die Reibungsverluste für
die 63,5 mm x 25,4 mm -, 6395 mm x 19,05 mm -, und
63,5 mm x 12,7 mm-Systeme Minimalwerte bei Verhältnissen von Pumpenfläche
zur Motorfläche von von 4:1 bis 50 und haben im wesentlichen solche Minimalwerte
bei einem Verhältnis von 3:1 erreicht. Jedoch ist in jedem Falle der Druckverlust
bei einem Verhältnis von 211 beträchtlich höher und ist bei einem Verhältnis von
ltl sehr viel höher. Dementsprechend ist ersichtlich, daß ein Verhältnis von Pumpenfläche
zur Motorfläche von 3:1
ein Minimum für die Zweoke der vorliegenden Erfindung
darstellt. Ändereraeits stellt ein Verhältnis von 50 ein praktisches liaximum
dar, weil jede der Kurven in Fig. 8 einen minimalen Reibungaverlust bei etwa
5:1 zeigt, wobei die Nettodruckverluste über diesem Verhältnis etwas zuzunehmen
suchen.
-
In Fig. 9, worin das "VerluEitreziproke in !7i2m Verhältnis
von Pumpenfläche zur üiotorfläche aufgetragen ist, ist auch gezeigt, daß ein Verhältnis
von 3:1 ein Minimalwert und ein Verhältnis
von
5:1 ein praktischer Maximalwert ist. Es ist zu bemerken, daß in je4em
Falle die Kurven in Fig. 9 eine Krümmungeumkehr bei einem Verhältnis von
etwas weniger als 3:1 zeigen, wobei diese Umkehr am ausgeprägtesten in der
Kurve für das 6395 mm x 25,4 mm-System ist, aber in den Kurven für die beiden
anderen Systeme ebenfalls vorhanden ist. Die drei Kurven verflachen sich praktisch
zwischen Verhältnissen von 4:1 und 50 und haben ihren höchsten Punkt bei einem Verhältnis
von 5:1 in der gleichen Weise wie die Kurven in Fig. 8, wodurch das
Verhältnis von 5:1 als praktisches Maximum feststeht.
-
Während der vorher gezeigte Vergleich zwischen dem 16,4 Nettodruckverlust
bei einem 1:1 Verhältnis und der 1,03 q# Nettodruckverlust bei einem
3:1 Verhältnis in dem 63,5 mm x 2594 mm-System überzeugend die sich ergebenden
Vorteile aus der Erfindung bei der drastischen Reduzierung der Fluidumreibungsverluste
als das Ergebnis des Superdruckbetriebes zeigtg kann ein noch überzeugenderer Vergleich
durch die Betrachtung der Wirkung der Erhöhung des Produktionsausmaßes von
350 Barrel pro Tag mit diesem Systein auf 1000 Barrel pro Tag erhalten
werden, wobei alle anderen Bedingungen konstant bleiben. Bei einem 1:1 Verhältnis
würde der Nettoreibungsverlust auf etwa 63 %
angewachsen seing wobei der Kraftübertragungewirkungegrad
nur 37 5G beträgt, verglichen mit einem Kraftübertragungewirkungegrad von
8396 54 bei einer Produktionamenge von 350 Barrel pro Tag. Wenn jedoch
ein 3:1 Verhältnis der lhmpenfläche zur Motorfläche mit einer Produktionamenge
von 1000 Barrel pro Tag in dem 63,5 mm x 25,4 mm-System benutzt
wird, dann ist der Nettodruckverlust infolge Reibung von 1,03 auf nur etwa
7,8 y; für
einen hohen Kraftübertragungswirkungsgrad von
92 ## angewachsen. So ist zu sehen, daß das Verhältnis von 2umpenfläche zur Motorfläche
von 3:1 oder höher auch die Erreichung hoher Kraftübertragungewirkungegrade
bei hohen Produktionamengen gestattet, was ein wesentliches Merkmal der Erfindung
ist.
-
Ein anderer wichtiger Vergleich,der graphisch die Vorteile des Superdruokbetriebes
erläutert, ist die Kraftübertragungskapazität eines 25,4 mm Rohres mit einer Länge
von
3050 m. Angenomm(;n, daß die Verluste
10 #e' nicht übersteigen,
ist die Pferdekraftkapazität eines 2594 mm Rohres,für verschiedene Verhältnisse
der Bumpenfläche
68 zu der Motorfläche
70 folgende:
| Tabelle IV |
| Verhältnis 1:1 2:1 3:1 4:1 5:1 |
| Pferdestärke 17,5 50 91 140 196 |
Ein anderer wesentlicher Vorteil der vorliegenden Erfindung ist die erhebliche Ersparnis
bei den Zufuhrrohrleitungs-und den Rückleittmgarohrkosten. Wie durch Vergleich der
Tabellen I und II ersichtlich ist, können die Zufuhr- und Rückleitungsrohre
16 und
18 in der Größe von 25,4 mm auf 19,05 mm reduziert werden mit
einer Zunahme in dem Nettodruckverlust von
1903 j4 bis nur
5,25 #,
wobei die Zunahme in dem Nettodruckverlust sogar bei Verhältnissen von 40 und
5:1 geringer ist. Dementsprechlend können mit Pumpenflächen zu Motorfläohenverhältnisaen
von 3ti oder höher die Speise- und Rückleitungerohrleitungen
16 und
18 in der Größe von 2594 mm auf
19y05 mm verringert werden unter sehr
geringer Opferung im Kraftübertragungewirkungegrad, Wenn man den Unterschied in
den Kosten eines 2594 mm
und
19,05 mm Rohres betrachtet,
so zeigt sich bei der Benutzung eines
19,05 mm Rohres für die Rohrleitungen
16 und
18 eine Ersparnis von 1200 Dollar für eine
3050 m Pumpentiefe.
Weitere Kostenersparnisse können in dieser Beziehung erhalten werden, indem man
auf eine
12,7 mm Rohrleitung geht. Bei einer
12,7 mm Rohrleitung ist
der Nettodruckverlust bei einem
3:1 Verhältnis noch nur
20,3 ju> und
ist sogar geringer bei Verhältnissen von 4:1 und
5:1. Bei Anstellung dieses
Vergleiches in einer etwas anderen Weise ist zu sehen, daß durch Benutzung eines
Verhältnisses von Pumpenfläche zur Motorfläche von von 30 zu
50 mit
12s7 rani Rohrleitung für die Speise- und Rückleitungsrohre
16 und
18 der festgestellte Nettodruckverlust nur geringfügig höher als der ist,der
sich aus der Benutzung eines 25,4 mm Rohres bei einem
1:1 Verhältnis ergibt.
(Tabelle I). Auf diese Weise sind sehr wesentliche Kostenersparnisse mit Bezug auf
d#e Speise-und Rückleitungsrohrleitungezi
16 und
18 mit der Erfindung
möglieh.
-
Die kleineren Größen für die Speise- und Rückleitungsrohrleitungen
16 und 18, welche die vorliegende Erfindung gestattet, ergeben auch
eine Kostenersparnie in anderer Hinsicht. Beispielsweise erfordert ein
63,5 mm x 25,4 mm-System ein 17,78 cm Futterrohr, wohingegen das
63,5 mm x 19905 mm-System nur ein 15224 cm
Putterrohr erfordert.
In einem 3050 m Bohrloch ergibt diese Verringerung in der Putterrohrgröße
eine Ersparnis von etwa 10.000
Dollar bei den gegenwärtigen Putterrohrkosten.
Ferner ist auch nur ein engeres Bohrloch für das 15,24 cm Putterohr nötig, was eine
weitere Kostenersparnie darstellt.
-
Bei der.Betrachtung eines anderen Vorteiles der Erfindung durch Benutzung
mit mindestens einem
3:1 Verhältnis der Pumpenfläche
68
zur Motorfläche
70 ist eine viel größere Fumpenkapazität-möglich als mit
den vorhandenen fluidumbetätigten Ilumpsystemen, die Pumpenflächen zu Motorflächenverhältnisse
in dem üblichen Bereich benutzen. Beispielsweise kann eine 2umpeneinheit, welche
in ein
63,5 mm Rohr eingesetzt wird, eine Kapazität von 1200 Barrel pro Tag
haben, verglichen mit dem gegenwärtigen 14aximiim von
500 Barrel pro Tag.
Die untere Tabelle V zeigt die Ilimpenkapazitäten und Pumpeneinheiten, die ein
3:1 Verhältnis mit Kolbengeschwindigkeiten und Fluidumgeschwindigkeiten benutzen,
die als praktisch befunden worden sind.
| Tabelle V |
| Pumpengröße |
| Zoll 1 1/4 2 2 1/2 3- 4 |
| mm 81975 50v8 6395 7692 10196 |
| Kolbengröße |
| Zoll 7/8 1-3/8 1-3/4 2-1/8 2-3/4 |
| mm 22222 34992 44945 53997 69985 |
| Kapazität |
| Barrel/Tag 300 600 1200 1900 3200 |
Ein anderer wesentlicher Vorteilg der dem Superdruckbetrieb der Erfindung innewohnt,
ist die Poloterwirkung des Antriebsfluidume. Der Kompreseibilitätemodul des für
das Antriebefluidum benutzten Rohöles ist etwa 200.000 p.a.i. Stärke.
-
Bei 11.000 p.a.i. Stärke, welches annähernd der Antriebefluidumdruck
bei 3050 m mit einem 3:1 Verhältnis in dem 63,5 mm x 2594 mm-System
ist, wird das Antriebsfluidum etwa nur 5 1/2 #4 zusammengedrückt. Ein luftsystem,
welches bei etwa 285 p.a.i. 3tärke arbeitet mit einem Antriebadruckbereich
von 15 P.s.i. Stärke wUrde
das Äquivalent sein, was ein
sehr mäßiger Druck für ein Luf tpolotersystem ist. Auf diese Weise wird ein
hydraulisches Sys-
tem, welches bei geringem Druck meist als unzusammendrückbar
angesehen wird, ein hochkompreseibles oder weiches System bei den extremen Drücken,
die durch die vorliegende Erf indung beabsichtigt sind, was ein wichtiges Merkmal
ist.
-
Als andere Erläuterung der Größe dieser Kompreseibilität erfordert
das in dem vorhergehenden Absatz besprochene System die Hinzufügung von 24,7 Gallonen
an Betriebefluidum, um den Druck von Null auf 11.000 p.a.i. zu bringen.
-
Wenn man sich erinnert, daß das vorher besprochene allgemeine Beispiel
sich auf eine Produktionamenge von 350 Barrel pro Tag bezieht, erfordert
das System daher 117 Barrel Antriebsfluidum pro Tag mit einem 30 Verhältnis
der Pumpenfläche zur bIotorfläche.'])ementsprechend würdän 7,25 Betriebsminuten
nötig sein, um die Antriebefluidumsäule-in der Speiserohrleitung 16
auf den
vollen Betriebsdruck von 11.000 p.a.i. Stärke zu komprimieren. Auch, wenn
die Pumpeneinheit 24 in einem normalen Ausmaß von 71 Rüben pro Minute arbeitet
und dann für einen vollständigen Hub angehalten wird, wobei die Antriebefluldumlieferung
an die Speiserohrleitung 16 fortfährt, würde der Druck in dem System nur
um 21,3 P.a.i. Stärke zunehmen. Auf diese Weise ist die Weichheit eines fluidumangetriebenen
Systemes, welches die Erfindung verkörpert, überzeugend dargelegt, Bin anderer
bin t von beträchtlicher Wichtigkeit ist die Tatsache, daß der extreme DruckbetrIeb
der vorliegenden Erfindung nur eine sehr geringe Zunahme in den Leck- oder Auslaßverluqten
in der Pumpeneinheit 24 ergibt. Der Grund für eine solehe
geringe
Zunahme in den leckverlusten beruht auf der Tatsachep daß der Superdruckbetrieb
die Viskosität des Betriebsfluidume erheblich erhöht* Wenn beispielsweise die Viekosität
den Betriebefluidums bei 3050 m bei einem Betriebefluidumdruck von
49416 p.stise welches der Betriebefluidumdruck in Tabelle I für ein 1:1-Verhältnie
von Pumpenfläche zu Motorfläohe istl 2g9 Centistokes beträgt, dann ist die
Vieko;ität bei der gleichen Type und einem Betriebefluidumdruck von 11,182
p,sei* Stärke» der dem 30-Verhältnis nach Tabelle I entsprichtt 592 Oentistokes.
Auf diese Weise wird während der Druck von 119182 poe"i* Stärkel der einem-30-Verhältnis
entspricht9 mehr Auslaß als der Druck von 4.416 pesei, Stärke entsprechend einem
lil-Verhältnie zu erzeugen sucht, diese Neigung teilweise durch die entsprechende
ViakositätszUnahme von 2,9 Centistokes auf 5,2 Centistoken aufgehoben, die
sich aus dem höheren Druck mit einem 30-Verhältnis ergabt* Es kann gezeigt
werden, daß die kombinierte Wirkung den erhöhten Auslassen infolge des erhöhten
Drucken und der verminderte Auslaß infolge der erhöhten Viakosität infolge den erhöhten
Druckes nur einen Auslaß von 197 Einheiten bei einem 30-Verhältnie der Ilumpenfläche
zur Notorfläche für jede Auslaßeinheit bei einem 1:1-Verhältnie der Ihmpenfläche
zur Motorfläche ergibt. Mit anderen Worten ergibt sich, wenn man von einem 1:1-Verhältnie
der Pumpenfläche zur Motor-fläche auf ein 3:1-Verhältnis gehtg nur eine
197 - 1 Zunahme
in den Durchlaßverlusten. Dementsprechend
werden alle die vorher besprochenen Vorteile des Superdruckbetriebes mit-den Pumpenflächen
zu Motorflächenverhältnissen von mindestens 3:1 mit nur einer 1,7 : 1
Zunahme in dem Durch- oder Auslaß in der Pumpeneinheit 24 erreicht.
-
Obwohl verschiedene besondere Ausführungebeispiele gezeigt eindg soll
die Erfindung nicht darauf benebrän t sein.