一種新型流體附壁自激式水力振蕩器及其射流振蕩特性

艾白布·阿不力米提,劉永紅,龐德新,焦文付,郭新維

(1.中國石油大學(華東) 機電工程學院,青島 257061；2.中國石油新疆油田公司，新疆 克拉瑪依 834000)

隨著全球油氣資源勘探開發(fā)進程不斷推進，新發(fā)現(xiàn)油氣資源中非常規(guī)油氣資源的占比不斷增大，近年來國內(nèi)大力推進頁巖氣、頁巖油的開發(fā)，長水平井、分支井超深井不斷增多。這對鉆井技術(shù)提出了新的技術(shù)挑戰(zhàn)，如長水平井鉆進過程中易出現(xiàn)摩阻大、托壓、壓差卡鉆等現(xiàn)象，鉆壓傳遞效率低，不利于快速鉆進的要求[1]。尤其是在進行連續(xù)油管鉆進過程中，鉆壓施加難度大，不利于安全高效鉆進。目前國內(nèi)多采用水力振蕩器優(yōu)化鉆井工藝，水力振蕩器可以通過改變節(jié)流壓差的大小，形成周期變化的脈沖壓力[2-4]，通過活塞、心軸使鉆柱發(fā)生周期性軸向位移，將鉆具與井壁之間的靜摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)閯幽Σ?，有效的降低鉆進過程中的摩阻，改善托壓及卡鉆現(xiàn)象[5-7]。但常規(guī)水力振蕩器結(jié)構(gòu)復雜，普遍存在活動件與橡膠件，維護難度高、適用范圍受限，不利于在非常規(guī)油氣資源開發(fā)中的進一步推廣[8-10]。

本文設(shè)計了一種流體附壁自激式水力振蕩器，利用特殊流道使鉆井液在循環(huán)過程中對鉆柱產(chǎn)生周期性脈沖迫使鉆柱軸向振動，通過改變排量可以產(chǎn)生不同頻率、不同脈動幅值的脈沖振動，且結(jié)構(gòu)簡單，無活動件和橡膠件，維護成本低且適用范圍廣。本文通過數(shù)學建模對設(shè)計的流體附壁自激式水力振蕩器減阻效果進行分析，建立軸向振動作用下的管柱與井壁摩擦力計算模型，對振蕩器減阻效果進行參數(shù)化分析；完成流體附壁自激式水力振蕩器物理建模，借助CFD手段對振蕩特性進行數(shù)值模擬，分析裝置內(nèi)部流場演化規(guī)律和結(jié)構(gòu)參數(shù)敏感性，對附壁自激式水力振蕩器進行結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化；確定最佳結(jié)構(gòu)配比后進行全尺寸試驗驗證，歸納振蕩效果隨入口流量的變化規(guī)律，同時在現(xiàn)場測試該裝置的應(yīng)用效果，為流體附壁自激式水力振蕩器的工業(yè)化應(yīng)用提供依據(jù)。

1 裝置結(jié)構(gòu)及流場模擬分析

本節(jié)對附壁自激式水力振蕩器裝置結(jié)構(gòu)進行介紹，并以該結(jié)構(gòu)進行流場模型建立，從而分析附壁振蕩腔的工作原理，同時利用有限元軟件模擬分析水力振蕩器內(nèi)部一個周期內(nèi)流場的演變過程。

1.1 裝置結(jié)構(gòu)

流體附壁自激式水力振蕩器的整體結(jié)構(gòu)如圖1所示，主體結(jié)構(gòu)從左至右依次由上接頭、密封圈、外筒、自激振蕩腔等組成。

圖1 附壁自激式水力振蕩器結(jié)構(gòu)Fig.1 Structural diagram of wall attached self-excited hydraulic oscillator

自激振蕩腔實物如圖2所示，內(nèi)部加工有特殊流道，并通過連接螺栓輔助實現(xiàn)平面密封。

圖2 水力振蕩器振動腔實物圖Fig.2 The physical picture of the vibrating cavity of the hydraulic oscillator

1.2 工作原理

自激脈沖射流裝置中的附壁振蕩腔工作原理如圖3所示。圖3(a)為自激振蕩腔內(nèi)部流域示意圖，主要由入口、反饋通道、附壁腔和出口構(gòu)成。如圖3(b)所示，當流體射入裝置內(nèi)腔，高速射流受到微小擾動在附壁效應(yīng)的作用下發(fā)生微小偏轉(zhuǎn)(本文假設(shè)射流率先右偏)，由于高速流體的附壁效應(yīng)，射流會不斷右偏直至貼附至右側(cè)壁面流動，在流道的約束下，部分流體流入右側(cè)反饋通道內(nèi)形成向上的流動。如圖3(c)所示，在右側(cè)反饋通道內(nèi)流體的沖擊下，入口處的高速射流束向左偏轉(zhuǎn)，附壁至左側(cè)壁面。如圖3(d)所示，部分流體流入左側(cè)反饋通道內(nèi)向上流動。如圖3(e)所示，在左側(cè)反饋通道內(nèi)流體的沖擊下，入口處的高速射流束向右偏轉(zhuǎn)，附壁至右側(cè)壁面，待附壁穩(wěn)定后又恢復至3(b)階段。一個流動周期結(jié)束，從而進入下一周期，形成穩(wěn)定的自激式附壁流動。從而使自激振蕩腔內(nèi)部渦流流場發(fā)生周期性變化，使裝置入口壓力產(chǎn)生周期性波動效果，對整個裝置產(chǎn)生周期性的振動沖擊。

(a)

1.3 流場模型建立

自激擺動換向振蕩腔及射流自激脈沖流場在空間上不是軸對稱，也不能簡化為面對稱，因此，在計算過程中的模型為全尺寸三維模型，圖4為自激擺動換向射流噴嘴的三維模型，主體結(jié)構(gòu)分為三部分，分別為上部入口的上噴嘴、自激擺動換向振蕩的振蕩腔和下部脈沖射流射出的下部噴嘴。

圖4 自激擺動換向噴嘴三維Fig.4 3D diagram of self-excited swing reversing nozzle

1.4 邊界條件設(shè)置

模型初始結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。計算介質(zhì)為清水，裝置入口設(shè)置為速度入口邊界，出口為壓力出口邊界。計算模型采用工程流場計算中 RNGk-ε模型，是具有適用范圍廣、精度合理、經(jīng)濟特點的紊流模型[11-12]。

表1 振蕩器結(jié)構(gòu)參數(shù)表Tab.1 Oscillator structure parameter table

1.5 流場演變過程分析

利用有限元分析軟件模擬水力振蕩器內(nèi)部一個周期內(nèi)流場演變過程，模擬速度云圖如圖5所示?？梢?，上游流體射入振蕩腔內(nèi)部后，在流體附壁效應(yīng)的作用下附壁于一側(cè)斜面，如圖0.25 T時刻云圖所示。附壁穩(wěn)定后，一部分流體從出口流出，另一部分流體沿右側(cè)反饋通道向上流動，在入口處沖擊高速射流束，迫使射流偏轉(zhuǎn)，如圖0.5 T時刻云圖所示。受到右側(cè)反饋流道沖擊的射流束發(fā)生偏轉(zhuǎn)，進一步附壁至左側(cè)壁面，如圖0.75 T時刻云圖所示。待附壁穩(wěn)定后，部分流體沿左側(cè)反饋通道向上流動沖擊射流束，迫使射流向右側(cè)偏轉(zhuǎn)，如圖1.00 T時刻云圖所示。至此，完成了1個完整周期的流動。隨著附壁過程的不斷切換，裝置內(nèi)部流場發(fā)生周期性變化，該模型數(shù)值模擬結(jié)果與本文工作原理部分描述一致，模型可靠且工作原理得以驗證。

圖5 振蕩腔內(nèi)部流體速度云圖Fig.5 Fluid boundary switching velocity cloud picture

2 軸向振動工況下管柱摩擦力數(shù)學模型建立

目前研究表明，摩擦副之間的摩擦狀態(tài)可以通過振動來改變，為改善管柱與井筒的摩擦條件，可以通過在鉆具組合中安裝水力振動工具，利用其軸向振動的特點，起到減小摩阻的作用[13-15]。本節(jié)通過對不同井段下的管柱進行受力分析并建立數(shù)學模型[16-17]，計算整個管柱在軸向振動作用下的受力情況，同時使用該模型計算參數(shù)敏感性分析結(jié)果，對比各參數(shù)對減阻效率的影響。

2.1 軸向振動作用下管柱摩擦力計算模型建立

考慮到計算模型的普適性，以水平井井身結(jié)構(gòu)特點分別建立直井段、造斜段和水平段的力學模型，分析管柱在不同井段中的受力情況，根據(jù)受力分析模型得到節(jié)點軸向力、摩擦力的計算公式。同時在該受力分析模型的井底鉆頭處施加周期性激振力，計算出在軸向振動作用下管柱總摩阻的變化規(guī)律。

2.1.1 直井段管柱受力分析

垂直段管柱下入過程中主要受管柱浮重、管內(nèi)流體與環(huán)空流體對管柱壁面的拽力、滑動摩擦力的作用，對垂直井段的連續(xù)油管管柱微元進行受力分析，如圖6所示。

圖6 垂直段管柱受力分析Fig.6 Stress analysis of vertical pipe string

管柱單元受到單元上下截面的軸向力T1和T2，管柱內(nèi)、外流體對管柱的拽力，管柱自重We，滑動摩擦力Ff。建立平衡方程，微元軸向力計算公式如下

T1=T2+Wecosα-Ff+Fa-Fb

式中，F(xiàn)a、Fb分別為管內(nèi)、環(huán)空流體對管柱壁面的拽力，通過流體在管柱內(nèi)的沿程水頭損失推導得出該拽力計算公式為

式中：ρw為流體密度，kg/m2；vi、vo為管內(nèi)、環(huán)空流體速度，m/s;vc為管柱下放速度，m/s；Di為管柱內(nèi)徑，m；fi、fo為管內(nèi)流體摩擦因數(shù)。

2.1.2 造斜段管柱受力分析

造斜段管柱受力分析采用“軟模型”如圖7所示，其基本假設(shè)如下：(1) 管柱近似看成軟繩，忽略其剛性；(2) 管柱與井眼軸線形狀完全一致，且與井壁連續(xù)接觸；(3) 忽略管柱和井眼局部影響；(4) 忽略鉆柱動態(tài)影響因素。

圖7 造斜段管柱受力分析Fig.7 Stress analysis of pipe string in deflecting section

其計算思路主要是：以微元中點為原點，分別以中點的切線、主法線和副法線方向為三個坐標軸的方向建立微元隨動坐標系(et,en,eb)，分別在三個方向上列平衡方程

化簡后可得

軸向力計算公式為

式中：Wt、Wn、Wb為重力在隨動坐標系上的分量；Nn和Nb為支撐力在隨動坐標系上的分量；N為支撐力總力；μ為摩擦系數(shù)；γ為狗腿角。

2.1.3 水平段管柱受力分析

水平段管柱同樣采用微元思想進行分析，假設(shè)管柱與井眼軸線完全一致，所以連續(xù)油管微元段的傾斜角即為實測井斜角。水平段管柱受力分析如圖8所示，其微元軸向力計算公式如下

圖8 水平段管柱受力分析Fig.8 Force analysis of horizontal pipe string

T1=T2+Wecosα-Ff+Fa-Fb

將井底處軸向力作為邊界條件，當對管柱施加激振力時，由于連續(xù)油管中水力振蕩器工具段離鉆頭很近，故可將井底軸向力等效成井底鉆壓與激振力的合力，即

F0=Fwob+Fasin(ωt)

式中：F0為井底軸向力；Fwob為井底鉆壓；Fa為激振力幅值；ω為角頻率。

2.2 計算軸向振動下管柱摩擦力

以上述受力分析模型為基礎(chǔ)，借助Matlab軟件編程進行計算。程序流程圖如圖9所示，根據(jù)實鉆井眼軌跡，利用插值法將管柱劃分微元，并處理節(jié)點參數(shù)。從井底開始自下而上反算到井口，通過迭代計算可得到管柱在軸向振動作用下的瞬時摩擦力。

圖9 Matlab程序計算流程圖Fig.9 Matlab program calculation flow chart

最后將該瞬時摩擦力Ff(t)在一個振動周期T內(nèi)積分，該積分值與周期T的比值即在一個振動周期內(nèi)的平均摩擦力。將平均摩擦力與管柱最大靜摩擦力進行對比，將對比結(jié)果使用減阻效率進行表示。

2.3 計算數(shù)值模擬結(jié)果

根據(jù)表1中的標準結(jié)構(gòu)參數(shù)進行流場數(shù)值模擬，對模擬結(jié)果及曲線進行分析可知：該裝置入口壓力在3.28～6.036 MPa之間波動，通過傅里葉變換得到頻率為3.99 Hz。將該模擬結(jié)果代入軸向振動作用下管柱摩擦力計算模型進行試算，設(shè)置時間計算節(jié)點，計算周期T=0-0.8 s，井底軸向力設(shè)置如下：

T(1)=-32 000+23 680+6 322sin(2π×3.99t(u))

計算結(jié)果如圖10所示，可以看到管柱總摩阻出現(xiàn)周期性波動，說明井底設(shè)置的激振力起到了軸向振動的作用。

圖10 軸向振動作用下摩擦力與時間關(guān)系曲線Fig.10 The relationship between friction force and time under axial vibration

整個管柱的總摩阻出現(xiàn)波動后，對該計算周期內(nèi)的總摩阻進行積分求解得到平均摩擦力為45 147 N，而不施加激振力時的管柱總摩阻為99 180 N，經(jīng)過計算可知減阻效率為54.48%。該試算結(jié)果符合預(yù)期，參數(shù)敏感性分析中同樣使用該方法進行減阻效率的計算，從而進行對比。

3 參數(shù)敏感性數(shù)模分析

分別研究進出口直徑比、振蕩腔腔長、附壁斜面傾角、渦流換向圓直徑和排量對裝置的影響，確立各參數(shù)對裝置運行特性(入口壓力脈動幅值、頻率)的影響規(guī)律，通過有限元模擬及模型計算方法研究各結(jié)構(gòu)參數(shù)對最終減阻效率的影響，將減阻效率的變化范圍和變化趨勢作為評價參數(shù)是否敏感的評價指標，從而確定振蕩效果最優(yōu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)[18-21]。

3.1 進出口比的影響

模擬分析了裝置進出口比對振蕩性能的影響。以進口縮徑段直徑12.4 mm為參考點，出口振蕩腔相切，受限于振蕩腔厚度的大小，選取進出口比區(qū)間0.65～1.00進行模擬計算，具體結(jié)構(gòu)參數(shù)如表2所示。

表2 不同進出口直徑比結(jié)構(gòu)參數(shù)表Tab.2 Structure parameter table of different inlet and outlet diameter ratios

如圖11所示，在入口流量為0.5 m3/min條件下，裝置入口壓力幅值、極大極小值隨進出口比的上升呈線性下降趨勢，壓力幅值最高點為進出口直徑比為0.65時，可達5.72 MPa；脈沖頻率在3.49～3.99 Hz之間波動，頻率隨進出口比先上升后下降，可見裝置的入口壓力對于進出口比較為敏感，脈沖頻率則對進出口比的敏感性較差。

圖11 進出口比對脈沖效果的影響曲線Fig.11 Influence curve of import and export ratio on pulse effect

將模擬結(jié)果所得入口壓力幅值及頻率代入軸向振動影響下的管柱摩擦力計算模型中，減阻效率如圖12所示。隨著裝置進口直徑不斷增大，振蕩器減阻效率呈遞減趨勢，其中最大為69%，最小為47%，減幅較大，說明振蕩腔減阻效率對進出口直徑比較為敏感。

圖12 進口直徑對振蕩器減阻效率的影響曲線Fig.12 Influence curve of inlet diameter on oscillator drag reduction efficiency

3.2 振蕩腔腔長的影響

射流流場的變化與噴射距離有關(guān)，振蕩腔腔長是裝置內(nèi)限制噴射距離的結(jié)構(gòu)參數(shù)[22]，對振蕩腔腔長進行無量綱處理，將振蕩腔腔長與入口直徑的比值作為研究對象，定義為腔長比。保持裝置結(jié)構(gòu)整體參數(shù)不變，通過改變振蕩腔腔長實現(xiàn)腔長比的變化，開展進一步參數(shù)化研究,如表3所示。

表3 不同振蕩腔腔長參數(shù)表Tab.3 Parameter table of cross-section ratio of different feedback channels

模擬計算曲線如圖13所示，入口壓力最大值隨腔長比的增加無明顯變化，在6 MPa左右波動，入口壓力最小值在小于9.13時也無明顯變化，當腔長比大于9.13時，入口壓力最小值呈下降趨勢，腔長比為9.63時幅值達到最高點3.22 MPa。隨著振蕩腔腔長比增加，頻率由4.48 Hz下降至3.49 Hz，總體呈線性下降趨勢?？梢娧b置入口壓力及脈沖頻率對于對振蕩腔腔長比較為敏感。

圖13 振蕩腔腔長比對脈沖效果的影響曲線Fig.13 Influence curve of length of oscillating camber on pulse effect

將模擬結(jié)果代入軸向振動影響下的管柱摩擦力計算模型中，計算結(jié)果如圖14所示。隨著振蕩腔腔長不斷增大，振蕩器減阻效率呈波動趨勢，其中最大為53.4%，最小為50.6%，曲線波動無明顯規(guī)律，其中當腔長由113.2 mm增大到119.4 mm時，減阻效率驟降，但總體來看減阻效率在4%以內(nèi)上下波動，說明減阻效率對腔長敏感性較低。

圖14 振蕩腔腔長對減阻效率的影響曲線Fig.14 Influence curve of length of oscillating cavity on drag reduction efficiency

3.3 附壁斜面傾角的影響

振動腔附壁斜面為射流附壁的主要區(qū)域，其傾角的大小會影響射流附壁效應(yīng)，從而影響裝置運行參數(shù)，所以要進一步尋求附壁斜面傾角對裝置振動性能的影響。保持裝置結(jié)構(gòu)整體參數(shù)不變，在入口流量為0.5 m3/min條件下，通過改變改變傾角角度分別為18°、19°、20°、21°、22°開展參數(shù)化研究。

如圖15所示，隨著斜面傾角的增加，入口壓力幅值整體呈波動上升趨勢，斜面傾角為21°時，入口壓力極大值、極小值及幅值同時達到最高點，入口壓力極大值最高6.41 MPa，入口壓力極小值最高3.38 MPa，幅值最高可達3.03 MPa，入口壓力對斜面傾角的敏感性較強。脈沖頻率對斜面傾角敏感性較差，當斜面傾角大于19°時，脈沖頻率基本保持不變。

圖15 附壁斜面傾角對脈沖效果的影響曲線Fig.15 Curve of influence of incline angle of wall attached inclined plane on pulse effect

將模擬結(jié)果代入軸向振動影響下的管柱摩擦力計算模型中，計算結(jié)果如圖16所示。隨著斜面傾角不斷增大，振蕩器減阻效率呈波動趨勢，其中最大為55.1%，最小為51.6%。曲線在18°～20°之間先增大后減小，當斜面傾角由20°增大至21°時，減阻效率增大，其后平穩(wěn)至傾角為24°時略微減小，總體來看減阻效率波動范圍在3.5%，說明附壁斜面傾角對減阻效率并不敏感。

圖16 附壁斜面傾角對減阻效率的影響曲線Fig.16 Curve of influence of incline Angle on drag reduction efficiency

3.4 渦流換向圓直徑的影響

渦流換向圓是射流轉(zhuǎn)向的主要區(qū)域，換向圓直徑直接影響射流附壁轉(zhuǎn)向的難易程度，所以渦流換向圓直徑的大小會影響裝置振蕩性能。保證裝置結(jié)構(gòu)整體參數(shù)不變，將渦流換向圓直徑與入口直徑的比值作為研究對象，定義為換向圓比，通過改變渦流換向圓直徑實現(xiàn)換向圓比的變化，進一步開展參數(shù)化研究,如表4所示。

表4 不同換向圓比參數(shù)表Tab.4 Parameter table of cross-section ratio of different feedback channels

圖17所示為不同換向圓比下的裝置脈沖特性參數(shù)，隨著換向圓比的增大，入口壓力的變化十分細微，上下波動不超過0.1 MPa。脈沖頻率初始呈上升趨勢，隨著換向圓比達到1.61，脈沖頻率穩(wěn)定在3.99 Hz，增長幅值僅為0.25 Hz，可見入口壓力和脈沖頻率對于換向圓比的變化并不敏感。

圖17 換向圓比對脈沖效果的影響曲線Fig.17 Curve of influence of commutating circle ratio on pulse effect

將模擬結(jié)果代入軸向振動影響下的管柱摩擦力計算模型中，計算結(jié)果如圖18所示。隨著換向圓直徑不斷增大，振蕩器減阻效率開始出現(xiàn)波動后持續(xù)增大，其中最大為54.5%，最小為51.3%。換向圓直徑為18 mm時，減阻效率最低，其后隨著換向圓直徑的增大，減阻效率也隨之增大，總體波動范圍在3.2%，換向圓直徑對減阻效率敏感性較差。

圖18 換向圓直徑對減阻效率的影響曲線Fig.18 Influence curve of commutation circle diameter on drag reduction efficiency

3.5 排量的影響

依次選擇不同的排量進行模擬計算，裝置入口排量依次為0.2、0.3、0.4、0.5、0.6 m3/min。圖19所示為不同排量下的裝置脈沖特性參數(shù)，可見隨著排量的增大，裝置入口壓力極值、幅值、脈沖頻率均近指數(shù)增長，壓力幅值由0.43 MPa增長至4.3 MPa，裝置入口壓力幅值對排量變化敏感性強。脈沖頻率變波動上升趨勢，頻率增量0.5 Hz，脈沖頻率對排量變化敏感性較強。

圖19 排量對脈沖效果的影響曲線Fig.19 Influence curve of displacement on pulse effect

代入鉆柱與井壁摩阻數(shù)學模型進行計算，計算結(jié)果如圖20所示，隨著排量不斷增大，振蕩器減阻效率也不斷增大，其中最大為65%，最小為12%，振蕩腔減阻效率對排量比較敏感敏感，整體呈正相關(guān)趨勢。

圖20 排量對減阻效率的影響曲線Fig.20 Influence curve of displacement on drag reduction efficiency

4 全尺寸物模試驗研究

對流體附壁自激式水力振蕩器的各項關(guān)鍵參數(shù)進行模擬，通過參數(shù)優(yōu)化，確定最佳結(jié)構(gòu)配比如表5所示，并針對水力振蕩器進行全尺寸、工程運行參數(shù)試驗驗證。

表5 水力振蕩器全尺寸試驗結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.5 Structural parameters of hydraulic oscillator full-scale test

4.1 試驗設(shè)計

對流體附壁自激式水力振蕩器進行了全尺寸地面物模試驗，對裝置在不同泵注排量下的入口壓力、裝置本體三軸加速度進行實時采集?，F(xiàn)場全尺寸試驗示意圖如圖21所示，利用700型泵車作為動力源，利用CYB13HC壓力傳感器實時檢測裝置入口壓力，利用CA-YD-3193-10三軸加速度傳感器實時檢測裝置本體振動情況，通過精準控制泵車排量，可得出不同排量工況下的脈沖裝置特性參數(shù)。

圖21 現(xiàn)場全尺寸試驗Fig.21 Schematic diagram of field full scale test

4.2 試驗結(jié)果分析

試驗現(xiàn)場泵車排量依次設(shè)定為214、267、293、375、429 L/min，實時檢測裝置入口壓力、本體三向加速度參數(shù)。測得現(xiàn)場全尺寸試驗數(shù)據(jù)曲線如圖22所示，可見：隨著排量的提升，裝置入口壓力極值、幅度均呈上升趨勢，當排量達到429 L/min時，裝置入口壓力最大為6.09 MPa，對應(yīng)壓力幅度達1.11 MPa。

圖22 現(xiàn)場全尺寸試驗數(shù)據(jù)(壓力、頻次)曲線Fig.22 Data curve of field full scale test

根據(jù)試驗數(shù)據(jù)中各排量下壓力極值與頻率，計算得出相應(yīng)的減阻效率，排量與減阻效率變化關(guān)系曲線如圖23所示。從圖中可以看出，排量與減阻效率呈正相關(guān)趨勢，當排量達到429 L/min時，減阻效率為61.9%。

圖23 減阻效率隨排量變化曲線Fig.23 Curve of drag reduction efficiency with displacement

根據(jù)三軸加速度傳感器所采集的加速度參數(shù)，對加速度進行二次積分，得出裝置三軸振動位移：

式中:T為作業(yè)時間，s；a(t)為檢測所得加速度，m/s2；S為裝置位移，mm。

對所得位移數(shù)據(jù)進行處理，得出Y軸(工具軸線方向)位移幅度隨排量的變化曲線(如圖24所示)，可見：當排量從214 L/min增至375 L/min時，工具軸向位移幅度呈近線性增長，隨著排量進一步增大，位移幅度增長率明顯提升。因此，隨鉆進排量增加，工具產(chǎn)生的軸向振動幅度隨之增大，可帶動鉆頭產(chǎn)生一定頻率的軸向沖擊，利于提高鉆壓施加效率和機械鉆速。

圖24 Y軸位移幅度隨排量變化曲線Fig.24 Y-axis displacement amplitude versus displacement curve

在鉆進過程中，將脈沖發(fā)生裝置連接于近鉆頭部位，鉆井液循環(huán)過程中在裝置入口處產(chǎn)生穩(wěn)定頻次的脈沖壓力波動，此壓力變化進一步引起局部載荷變化。以該裝置結(jié)構(gòu)參數(shù)為例進行振動載荷計算，該裝置內(nèi)芯外徑為d1，入口縮徑段直徑為d2，流體在流經(jīng)該處時產(chǎn)生局部節(jié)流，對裝置內(nèi)芯產(chǎn)生沿管柱軸向推力作用，軸向載荷變化幅度公式如下

式中：ΔF為作用于工具上的軸向載荷變化幅度，N；ΔP為工具端部壓力變化幅度，MPa；S為工具內(nèi)芯頂部局部節(jié)流面積，mm2；d1為裝置內(nèi)芯外徑，取80 mm；d2為裝置內(nèi)芯入口縮徑段直徑，取12.4 mm。

根據(jù)數(shù)值模擬與現(xiàn)場試驗的參數(shù)，可作出工具所受軸向載荷變化幅度ΔF隨工具端部壓力變化幅度ΔP的曲線，如圖25所示?？梢姡弘S著ΔP增大，ΔF呈線性增加趨勢(曲線中5個標記點為全尺寸試驗數(shù)據(jù)點)。因此，在鉆進工況下該裝置可在近鉆頭區(qū)域產(chǎn)生軸向脈沖振動載荷，參考試驗工況，裝置產(chǎn)生的軸向載荷變化幅度可達5 000 N以上。

圖25 裝置入口壓力變化幅度對裝置軸向振動載荷影響曲線Fig.25 Influence curve of inlet pressure variation amplitude on axial vibration load

5 鉆進現(xiàn)場對比試驗

5.1 試驗井況

G2180井是準噶爾盆地一口油氣開發(fā)井，主要用于開發(fā)小拐油田拐5井區(qū)二疊系夏子街組油藏，地層巖石以中硬為主，原完鉆井深3 334 m，人工井底3 319.79 m。為了進一步明確下部二疊系風城組潛力，對該井實施連續(xù)油管加深鉆進作業(yè)，加深至目的深度3 754 m。利用自激式水力振蕩器在該井夏子街組(井深3 415～3 492 m，鉆頭直徑117.5 mm)進行了鉆進試驗，地層巖性為砂礫巖、泥巖和粉砂巖。加深鉆進參數(shù)：鉆壓18～24 kN，排量372 L/min，泵壓19～24 MPa，裝置入井試驗時間為23 h，純鉆時間11.5 h，進尺77 m。鉆具組合為(從下至上)：φ117.5 mmPDC鉆頭+φ73 mm螺桿馬達+2 7/8鉆桿6根+φ107 mm脈沖發(fā)生裝置+φ96 mm轉(zhuǎn)換接頭+φ50.8馬達頭總成+φ62 mm連接器+2in連續(xù)油管4 500 m。

5.2 進尺速度對比

使用上述鉆具組合在不加水力振蕩器工況下，選擇該井同一層位(3 334～3 415 m)進行鉆進，記錄各項參數(shù)。隨后加入水力振蕩器進行鉆進參數(shù)對比，準確記錄各項參數(shù)，圖26為連續(xù)油管加深鉆井現(xiàn)場作業(yè)現(xiàn)場。

圖26 連續(xù)油管加深鉆井現(xiàn)場Fig.26 Coiled tubing deepening drilling site

圖27為連續(xù)油管加深鉆井進尺速度曲線，圖27(a)為未加裝水力振蕩器井段鉆井進尺速度曲線，折算平均鉆井進尺速度為2.8 m/h；圖27(b)為加裝水力振蕩器井段鉆井進尺速度曲線，折算平均鉆井進尺速度為6.4 m/h?？梢钥闯觯诙B系層段連續(xù)油管鉆井工藝參數(shù)完全一致的情況下，加裝水力振蕩器井段的進尺速度明顯高于未加裝井段的進尺速度，加裝水力振蕩器使鉆井進尺速度提高了128.6%，提速效果明顯。

(a)

現(xiàn)場試驗及全尺寸物模試驗結(jié)果表明，脈沖發(fā)生工具可在持續(xù)泵注過程中在裝置入口區(qū)域產(chǎn)生規(guī)律壓力波動，該壓力波動可轉(zhuǎn)化為近鉆頭區(qū)域鉆柱的軸向載荷變化，進一步帶動鉆頭產(chǎn)生軸向振動，可在增大破巖效率的同時減小卡鉆風險。同時，鉆柱的軸向振動可有效降低鉆柱與井壁間的摩擦力，提高機械鉆速和作業(yè)效率。

6 結(jié) 論

本文對流體附壁自激式水力振蕩器進行了數(shù)值模擬、理論分析和物模試驗，并通過現(xiàn)場應(yīng)用檢驗了裝置效果，得到了以下主要結(jié)論：

(1) 基于附壁自激式水力振蕩器結(jié)構(gòu)，分析附壁振蕩腔的工作原理，并利用有限元分析軟件模擬水力振蕩器內(nèi)部一個周期內(nèi)流場演變過程。

(2) 建立了軸向振動工況管柱摩擦力數(shù)學模型，得到節(jié)點軸向力、摩擦力的計算公式，并在該受力分析模型的井底鉆頭處施加周期性激振力，計算出在軸向振動作用下管柱總摩阻的變化規(guī)律。

(3) 對裝置5個參數(shù)(進出口比、振蕩腔腔長、附壁斜面傾角、換向圓直徑和排量)開展了敏感性分析，得出進出口比對裝置入口壓力的變化較為敏感，振蕩腔腔長和排量對裝置入口壓力及頻率均較為敏感，同時進出口比和排量的變化對減阻效率有較為明顯的影響，其中隨著進出口比的增大，減阻效率逐漸減小，呈負相關(guān)，而隨著排量的增大，減阻效率逐漸增大，呈正相關(guān)。此參數(shù)化研究結(jié)論可為裝置的進一步調(diào)制、優(yōu)化提供思路。

(4) 進行了全尺寸物模試驗，得出裝置入口壓力隨排量增大依次呈上升趨勢，隨著排量變大，裝置入口壓力極值呈近指數(shù)增長，壓力變化幅度呈線性增長，裝置軸向振動位移幅度與泵注排量呈正相關(guān)。

(5) 裝置入井鉆進試驗表明，該裝置可使連續(xù)油管鉆井進尺速度提高128.6%，鉆進提速效果顯著。