新型渦輪驅(qū)動水力振蕩器設(shè)計與實驗研究

王　杰， 夏成宇， 馮　定， 于長柏

(1.長江大學(xué) 機械工程學(xué)院， 湖北 荊州 434023；2.湖北省油氣鉆完井工具工程技術(shù)研究中心， 湖北 荊州 434023；3.中國石油化工集團公司 石油工程機械有限公司， 湖北 武漢 430000)

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新型渦輪驅(qū)動水力振蕩器設(shè)計與實驗研究

王杰1，2， 夏成宇1，2， 馮定1，2， 于長柏3

(1.長江大學(xué) 機械工程學(xué)院， 湖北 荊州 434023；2.湖北省油氣鉆完井工具工程技術(shù)研究中心， 湖北 荊州 434023；3.中國石油化工集團公司 石油工程機械有限公司， 湖北 武漢 430000)

提出了一種新型的石油鉆井用水力振蕩器，可有效降低管柱摩阻，提高鉆井效率.該水力振蕩器采用渦輪驅(qū)動，并使用雙偏心動定閥作為壓力脈沖發(fā)生機構(gòu).通過建立雙偏心動定閥的運動特性方程，結(jié)合實際工況得出閥盤的最優(yōu)尺寸.通過選定閥型的水力振蕩器性能測試實驗，得出在模擬鉆壓為30 kN，流量為28 L/s，工作介質(zhì)為清水時的振動沖擊力約為15 859 N，振動位移約為4.1 mm，振動頻率約為11.4 Hz.該分析與實驗結(jié)果對水力振蕩器的設(shè)計與應(yīng)用具有指導(dǎo)意義.

鉆井； 水力振蕩器； 雙偏心動定閥； 壓力脈沖； 實驗

隨著油田開發(fā)的不斷深入以及鉆井技術(shù)的進步，石油鉆井逐漸向大位移井、多分支水平井發(fā)展.然而，水平井鉆井時會出現(xiàn)摩阻增大、托壓等問題，嚴重影響機械轉(zhuǎn)速，特別是在滑動鉆井時，由于鉆桿摩阻過大，鉆壓無法有效地傳遞到鉆頭，破巖效率降低，鉆井周期延長，作業(yè)效率降低，建井成本大大增加.旋沖鉆具、液力沖擊器、水力振蕩器等一系列降摩減阻工具的開發(fā)和應(yīng)用對提速增效有重要意義[1].水力振蕩器作為一種高效的降摩減阻工具已經(jīng)得到廣泛研究與試驗[2-3].文獻[4]提出了一種射流式水力振蕩器，其整體結(jié)構(gòu)簡單.文獻[5]提出了一種螺桿驅(qū)動的水力振蕩器并進行了現(xiàn)場試驗，試驗結(jié)果表明該水力振蕩器能有效提高機械轉(zhuǎn)速.文獻[6]提出了一種利用葉輪旋轉(zhuǎn)實現(xiàn)流道周期性打開與關(guān)閉從而產(chǎn)生壓力脈沖的水力振蕩器，并在多口油井進行試驗，試驗效果良好.文獻[7]針對螺桿水力振蕩器的相關(guān)參數(shù)進行了實驗研究，得出了結(jié)構(gòu)參數(shù)對水力振蕩器性能的影響規(guī)律.文獻[8]根據(jù)振蕩器的結(jié)構(gòu)及工作原理建立了力學(xué)分析模型.以National Oilwell Varco(NOV)公司生產(chǎn)的水力振蕩器為例，該水力振蕩器由振動短節(jié)、動力短節(jié)、閥門和軸承系統(tǒng)組成，如圖1所示.其工作原理為：當鉆井液經(jīng)過動力短節(jié)時，驅(qū)動螺桿旋轉(zhuǎn)，同時鉆井液經(jīng)引流機構(gòu)進入沿螺桿軸線的軸向流道，螺桿末端過流孔與有偏心過流孔的定閥盤緊密配合，根據(jù)單頭螺桿的運動特性，螺桿軸端的往復(fù)旋轉(zhuǎn)運動會使螺桿末端過流孔與定閥偏心過流孔形成的過流面積呈周期性變化，從而導(dǎo)致閥口處壓力產(chǎn)生周期性變化，形成壓力脈沖.脈沖壓力引起工具的軸向振動，改變鉆柱與井壁的摩擦條件，達到降低摩阻和提速的目的.

綜合國內(nèi)外水力振動器的應(yīng)用及發(fā)展情況[9-11]，

1—振動短節(jié)；2—動力短節(jié)；3—閥門組.圖1　NOV水力振蕩器結(jié)構(gòu)圖Fig.1　Structure diagram of NOV hydraulic oscillator

螺桿驅(qū)動水力振動器能有效提高鉆井速度，但同時也存在工作壽命短、零件沖蝕嚴重、自身壓耗偏大等許多問題，需要進一步改善[12].渦輪鉆具轉(zhuǎn)速高，壓耗低，不含橡膠件，耐高溫(工作溫度可達250～300 ℃)，適用于深井、超深井和高溫高壓井的鉆井作業(yè)[13-14].閥門組作為水力振蕩器核心零部件，決定了渦輪驅(qū)動水力振蕩器的功能實現(xiàn)，其周期性地改變閥口過流面積來產(chǎn)生節(jié)流效應(yīng)從而產(chǎn)生沖擊力，閥口的結(jié)構(gòu)及運動特性也決定了水力振蕩器的工作性能.雙偏心動定閥組加工制造簡單，參數(shù)可調(diào)，可很好地輔助渦輪驅(qū)動水力振蕩器的功能實現(xiàn).為此，本文基于渦輪理論設(shè)計了一款新型的渦輪驅(qū)動水力振蕩器，并就該水力振蕩器所采用的雙偏心動定閥組的特性進行分析，推導(dǎo)出該水力振動器的振動頻率、振動位移以及振動軸向力，同時，通過室內(nèi)實驗對特定閥型的水力振蕩器相關(guān)性能進行了測試.

1　渦輪驅(qū)動水力振蕩器結(jié)構(gòu)設(shè)計

渦輪驅(qū)動水力振蕩器(如圖2所示)利用鉆井液驅(qū)動渦輪組作為旋轉(zhuǎn)動力輸出實現(xiàn)動閥門的周期性旋轉(zhuǎn)，動閥門與定閥門的相對運動導(dǎo)致流道口的周期性變化，從而產(chǎn)生周期性壓力脈沖，實現(xiàn)工具的周期性振動.

1—下接頭；2—定閥盤；3—動閥盤；4—下扶正軸承；5—主軸；6—連接套；7—推力軸承；8—限流套；9—分流套；10—渦輪組；11—隔環(huán)；12—上接頭；13—振動短節(jié).圖2　渦輪驅(qū)動水力振蕩器結(jié)構(gòu)圖Fig.2　Structure diagram of turbine driven hydraulic oscillator

其工作原理為：泥漿經(jīng)過渦輪組驅(qū)動轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)子帶動主軸旋轉(zhuǎn)，流出渦輪組的泥漿經(jīng)過分流套進入主軸內(nèi)沿軸線方向的流道；流道的末端安裝有動閥盤，動閥盤的流道通孔為偏心，動閥盤的下端為定閥盤，固定在下接頭上，定閥盤的流道通孔也為偏心，動閥盤的旋轉(zhuǎn)會使過流面積周期性地改變，從而在閥口處形成節(jié)流并產(chǎn)生周期性壓力脈沖；壓力脈沖引起振動短節(jié)軸向振動，該軸向振動傳遞至鉆桿使鉆桿外壁與井壁的接觸情況發(fā)生改變，有效降低管柱減阻.

2　閥門組運動特性分析

1—定閥盤；2—動閥盤.圖3　動定閥結(jié)構(gòu)圖Fig.3　Structure diagram of moving valve and fixed valve

圖4　閥口過流面積變化示意圖Fig.4　Schematic diagram of the change of flow area of valve

過流面積的變化影響節(jié)流效果，也決定了水力振蕩器的工作性能.為得到該雙偏心動定閥的面積變化規(guī)律，建立圖5所示的坐標系.圖中O1為定閥盤流道孔截面的圓心，O2為動閥盤流道孔截面的圓心，圓O1的偏心距為e1，圓O2的半徑為e2，O點既為坐標系原點，也為動閥盤液體作用面的圓心(直徑為80 mm)，同時也為動閥盤的旋轉(zhuǎn)中心，A，B為圓O1和圓O2的交點，α為兩圓心與O點連線之間的夾角，即動閥盤的旋轉(zhuǎn)角度.

圖5　閥口過流面積計算模型Fig.5　The calculating model of flow area of valve

根據(jù)雙偏心動定閥的運動規(guī)律建立過流面積的表達式.

1)假設(shè)圓O1的半徑與圓O2的半徑相等，即r1=r2，則：

S△O1AB=S△O2AB=

S過流面積=S扇形O1AB+S扇形O2AB-S△O1AB-S△O2AB.

將式進行整理可以得到

2)假設(shè)圓O1的半徑與圓O2的半徑不相等，即r1≠r2，同理可得

式中r為r1與r2的較小值.

3　閥門優(yōu)化設(shè)計

現(xiàn)場實踐表明，水力振蕩器的最大壓耗不得超過4 MPa[15]，其中渦輪短節(jié)壓耗為0.145 MPa[16]，綜合局部水力損失約為0.8 MPa[17]，現(xiàn)要求盡可能增加沖擊作用力，降低沖擊力平均作用時間，提高沖擊力動載效應(yīng).依據(jù)MATLAB軟件的優(yōu)化工具箱建立關(guān)于動定閥尺寸的優(yōu)化函數(shù)X=fminimax(‘F’,x,A,b)，根據(jù)薄壁圓孔節(jié)流理論可以得到動定閥組所能產(chǎn)生的沖擊力F表達式為

式中：ρ——泥漿密度，取1.1×103kg/m3；

Q——流量，取28 L/s；

Cd——流量系數(shù)，取0.61[18].

根據(jù)MATLAB軟件的優(yōu)化結(jié)果可以得到，動定閥盤的流道通孔內(nèi)徑與偏心距相等，且r1=r2=40 mm，e1=e2=39.5 mm，該動定閥的過流面積和沖擊力變化規(guī)律如圖6、圖7所示.

圖6　閥口過流面積變化規(guī)律Fig.6　The change rule of flow area of valve

圖7　閥口沖擊力變化規(guī)律Fig.7　The change regularity of impact force of valve

4　實驗研究

1—泵及水箱；2—水力振蕩器測試臺架；3—位移信號接收器；4—應(yīng)變信號接收器；5—循環(huán)管路；6—工裝件；7—位移傳感器.圖8　渦輪驅(qū)動水力振蕩器實驗方案Fig.8　Experimental plan of turbine driven hydraulic oscillator

圖9　傳感器安裝示意圖Fig.9　Schematic diagram of sensor installation

根據(jù)動定閥組優(yōu)化設(shè)計結(jié)果，加工相應(yīng)尺寸的動定閥盤，并開展渦輪驅(qū)動水力振蕩器的室內(nèi)實驗.實驗設(shè)備包括水力振蕩器測試臺架、BDI應(yīng)變測試儀、4根工裝件、位移傳感器、泥漿泵.實驗方案如圖8所示.其測試原理為：水力振蕩器測試臺架的2組限位鎖死機構(gòu)分別固定在水力振蕩器的動力短節(jié)和振動短節(jié)上，鎖死機構(gòu)通過4根連桿連接，連桿上安裝工裝件，通過測試工裝件的應(yīng)變即可測得連桿所受軸向力，連桿的合力即為水力振蕩器的振動力，與此同時，水力振蕩器測試臺架可調(diào)節(jié)振動短節(jié)與動力短節(jié)的預(yù)壓力以模擬鉆壓；在振動短節(jié)與動力短節(jié)連接處安裝位移傳感器，通過測量2個短節(jié)的相對位置關(guān)系來測試振動短節(jié)的位移變化情況.位移傳感器及應(yīng)變傳感器的安裝方法如圖9所示.實驗時控制模擬鉆壓為30 kN，流量為28 L/s，通過拉力實驗機測得4根工裝件的軸向力與應(yīng)變比例系數(shù)分別為K1，K2，K3，K4，水力振蕩器穩(wěn)定工作狀態(tài)下4根工裝件的應(yīng)變分別為ε1，ε2，ε3，ε4，由此可以得到水力振蕩器的振動力為

F=K1ε1+K2ε2+K3ε3+K4ε4.

實驗測得位移數(shù)據(jù)和軸力數(shù)據(jù)如圖10、圖11所示.利用頻域響應(yīng)分析軟件對測試數(shù)據(jù)進行分析可以得到水力振蕩器的振動頻率，如圖12所示.

圖10　振蕩器軸力變化情況Fig.10　The variation of the axial force of the oscillator

圖11　振動短節(jié)位移變化情況Fig.11　The displacement of vibration short-segment

圖12　位移數(shù)據(jù)頻域響應(yīng)分析Fig.12　Frequency response analysis of displacement data

根據(jù)圖示結(jié)果可以得到實驗狀況下該渦輪驅(qū)動水力振蕩器軸力的平均振幅，即振動沖擊力約為15 859 N，振動位移約為4.1 mm，振動頻率約為11.4 Hz.

5　結(jié)　論

1)本文提出了一種新型的渦輪驅(qū)動水利振蕩器，并采用了雙偏心動定閥作為壓力脈沖發(fā)生器，具有振動頻率高、壓耗低、壽命長等特點.

2)本文分析了雙偏心動定閥的運動特性，建立了過流面積計算方程，并依據(jù)實際工況設(shè)計出最優(yōu)的動定閥尺寸.

3)通過渦輪驅(qū)動水利振蕩器性能測試實驗得到該水力振蕩器在模擬鉆壓為30 kN，流量為28 L/s，工作介質(zhì)為清水時的振動沖擊力約為15 859 N，振動位移約為4.1 mm，振動頻率約為11.4 Hz.

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Design and experimental study on a new type of turbine driven hydraulic oscillator

WANG Jie1，2， XIA Cheng-yu1，2， FENG Ding1，2， YU Chang-bo3

(1. School of Mechanical Engineering, Yangtze University, Jingzhou 434023, China;2. Oil and Gas Drilling and Well Completion Tools Research Center of Hubei Province, Jingzhou 434023, China;3. Oilfield Equipment Corporation, Sinopec Group, Wuhan 430000, China)

A new type of hydraulic oscillator for oil drilling is presented， which can effectively reduce the frictional resistance and increase the drilling efficiency. The hydraulic oscillator was driven by a turbine， and double eccentric valve was used as the pressure pulse generating mechanism. By establishing the motion characteristic equation of the double eccentric valve， the optimal size of the valve disc was obtained based on the actual working conditions. The performance test experiment of the hydraulic oscillator with selected valve was carried out， the experimental results showed that the vibration impact force of the hydraulic oscillator was about 15 859 N， the vibration displacement was about 4.1 mm， and the vibration frequency was about 11.4 Hz when the drilling pressure was 30 kN， the flow rate was 28 L/s， and the working medium was water. The analysis and experimental results have guiding significance for the design and application of the hydraulic oscillator．

drilling; hydraulic oscillator; double eccentric valve; pressure pulse; experiment

2016-04-25.

本刊網(wǎng)址·在線期刊：http://www.journals.zju.edu.cn/gcsjxb

國家自然科學(xué)基金資助項目(51405032，51275057).

王杰(1991—)，男，碩士生，湖北荊州人，從事流體機械設(shè)計及CAD技術(shù)研究，E-mail: 1105625343@qq.com.

http://orcid.org//0000-0001-5641-0672通信聯(lián)系人：夏成宇(1981—)，男，四川眉山人，副教授，博士，從事管柱力學(xué)與井下工具研究，E-mail: qlq1010@126.com.

10.3785/j.issn. 1006-754X.2016.04.015

TE 921.2

A

1006-754X(2016)04-0391-05

http://orcid.org//0000-0001-7896-9506