摘要：提出一种自动连续增压注水系统，可用于低渗透油田的高压增注技术中，该系统中增压活塞的运动及换向完全实现液动工作，不需要提供动力及电气设施，运动平稳可靠，无需外接动力。分析了自动连续增压注水系统的工作原理、增压比、系统输入流量和输出流量。通过计算结果表明，该系统可以将注水管线的来水进行二次分配，能同时满足高压井、中压井、低压井的注水需求，有效地解决了低渗透油田注水难以匹配的问题，更适用于野外电力供应不便的偏远井增压注水。

　　关键词：自动；连续增压；注水；低渗透油田；增压比

　　中图分类号：TH137文献标识码：A文章编号：1006-4311（2013）27-0045-02

　　0引言

　　大庆榆树林油田是以岩性和断块为主的复合性油藏，油层埋藏深度1600～2300米，储层砂体规模小，原油物性差，自然产能底，属特低渗透油田，需要注水开发。在注水开发过程中，不同的开采层位所要求的注水压力各不相同，若采用统一的注水管网压力，在满足大部分注入井配注压力的前提下，却满足不了高压注水井要求；若提高整个管网压力，在低压注水井口则需增加降压设备，这样就造成能源的浪费。因此，近年来一些油田根据不同类型井注水的需要，提出了增压注水工艺，既适合于离心式注水泵站管网中临时出现的少数单井及边远井的高压注水，又节省了重建高压注水泵站的投资。目前离心式注水泵站的管网一般敷设的是低压管汇，而增压泵恰是以注水管网的压力作为泵的吸入压力。在高压注水井旁安装增压注水泵，便可对高压单井进行注水，但受往复泵寿命及野外电力供应的影响，会增大原油的生产成本，而且还会带来增压泵及其配套电力设施的被盗问题[1][2]。因此本文提出一种自动连续增压注水系统，该系统无需外接动力机和电网，借助于注水管网中的较低注水压力液，通过自动连续增压注水系统后直接增压，增压效果明显，运行平稳可靠。可以有效地解决油田增压注水的难题，尤其对于偏远注水井，效益更为显著。

　　1自动连续增压注水系统工作原理

　　自动连续增压注水系统的工作原理如图1所示，主要包括管网待增压的压力水源、过滤器1、二位四通液控换向阀2、二位三通机控换向阀3和4、双作用液压增压缸5、单向阀组（6、7、8、9）、高压蓄能器10、溢流阀11和

　　12等。

　　图1所示状态下，注水管网来水流经过滤器1、换向阀2右位，进入液压增压缸左工作腔B，同时有一部分液体经单向阀6进入A腔，共同推动活塞及活塞杆组右行，液压增压缸右工作腔C中的液体经换向阀2进入低压管线进入低压注水井（如果没有低压井则作为废动力液回收），增压腔D向外排出高压液体，经单向阀9蓄能器10进入高压管线并注入高压注水井。

　　当活塞及活塞杆组右行接近右死点时，大活塞右端面推动二位三通换向阀4的顶杆，使阀芯右移导致阀4左位工作，此时二位四通换向阀2右控制口接通水箱，即换向阀2右边控制口泄压、左边控制口仍有控制压力而换向至左位工作。注水管网来的有压水流则经过阀2左位进入液压缸右工作腔C，同时有一部分液体经单向阀7进入D腔，共同推动活塞及活塞杆组左行，液压增压缸左工作腔B中的液体经换向阀2进入低压注水井（如果没有低压井则作为废动力液回收），增压腔A向外排出高压液体，经单向阀8蓄能器10进入高压管线并注入高压注水井。随着活塞组左行，换向阀4的阀芯在弹簧作用下切换至右位工作，这时，虽然换向阀2左右控制口都有压力液作用，但是该阀具有记忆功能，仍保持左位工作。当活塞及活塞杆组左行接近左死点时，大活塞右端面推动二位三通换向阀3的顶杆，使阀芯左移导致阀3右位工作，此时二位四通换向阀2左控制口接通水箱，使换向阀2左边控制口泄压、右边控制口仍有控制压力而换向至右位工作。至此完成增压注水系统一个周期的工作。

　　由上述工作原理可知，该增压注水系统柱塞组能自动切换，连续向系统提供增压液。但是换向阀2阀换向时活塞会有减速发生，造成向系统供液产生流量和压力波动。为了保证增压注水系统压力稳定，减小液压冲击，在系统中设置了蓄能器，可以吸收增压系统产生的脉动与冲击，减少压力脉动对注水系统的影响。为了使增压注水系统输出的高压水和低压水都符合各种不同的注水压力要求，可在出口处安装高压溢流阀11和低压溢流阀12，以保证高低压管线输出压力的恒定。

　　2液压缸的主要结构尺寸及增压比

　　以图1中所示的当前位置为例，此时活塞组向右运动，D腔为增压后的高压腔，活塞组受力如图2所示，匀速运动时其受力平衡方程为：

　　■p■=■p■+■p■+F■（1）

　　式中d1--液压缸大活塞直径，m；d2--液压缸小活塞直径，m；pr--注水管网来水的压强（A腔及B腔压强），即增压注水系统的输入压力，Pa；pg--增压柱塞D腔排出的高压液体压强，即增压注水系统的高压输出压力，Pa；p0--增压注水系统回液腔C内低压流体的回水压力，即增压注水系统的低压输出压力Pa；Fm--液压缸的摩擦负载，N。

　　式（1）中左侧项为作用在活塞及活塞杆组上的驱动力，式（1）中右侧第一项为工作负载即增压腔中的超高压流体作用在活塞及活塞杆组上的力，式（1）中右侧第二项为回液腔C内低压流体作用在活塞上的力，式（1）中右侧第三项为液压缸和活塞及活塞杆组密封件的摩擦阻力Fm。此处忽略了因活塞速度变化而产生的惯性力。

　　如果不计液压缸运动部件的摩擦阻力（即Fm=0），当活塞及活塞杆组处于稳态运动时，由式（1）可得：

　　p■=■p■-■p■（2）

　　假定大活塞直径d1与小活塞直径d2的比值为φ=d1/d2，则式（2）可写成：

　　p■=？准2pr-（？准2-1）p0（3）

　　令i为连续增压注水系统的真实增压比，即pg与pr的比值，则有

　　i=■=？准■-（？准■-1）■（4）

　　由上式可见，真实增压比i不仅取决于？准2，而且与管网来水压强pr及系统回液腔压强p0密切相关。当大活塞直径d1与小活塞直径d2的比值？准一定时，系统回液腔压强p0越小，真实增压比i越高。管网来水压强pr越高，真实增压比i也越高。为了在结构尺寸一定的条件下获得最大增压比，如果该区块没有低压注水井，应尽量使系统回水腔压强p0小，当系统回水腔直接放空至常压水箱时，可看做p0=0，此时真实增压比i达到最大值，i=？准2。

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