馮超，徐華靜，黃劍，夏成宇*，劉健，錢利勤

(1.長江大學機械工程學院，荊州 434023；2.勝利油田分公司樁西采油廠，東營 257000)

在大位移長水平井開發(fā)的后期，由于管柱與井壁之間的接觸會產(chǎn)生非常大的摩阻，導致鉆井效率低下，甚至會出現(xiàn)托壓、自鎖現(xiàn)象，嚴重限制鉆具向更遠目標的快速鉆進，制約了長水平井的開發(fā)[1-3],使鉆井的成本大大增加[4-5]。因此降摩減阻在油井開發(fā)的后期占據(jù)著非常重要的地位，水力振蕩器作為降摩減阻的重要工具被廣泛的應用在各大油氣田油井開發(fā)作業(yè)的降摩減阻工作中[6-7]。

為了解決上述難題，從20世紀90年代開始，國內(nèi)外的許多專家學者就致力于水力振蕩器的研究。對水力振蕩器進行結構上的優(yōu)化設計，可以使水力振蕩器的降摩減阻效果更好。Abdo等[8]通過實驗得到了當振動幅度為30 mm時，水力振蕩器所起的減阻效果最好，鉆壓作用到鉆頭上的效果最好。沈楠等[9]通過對Φ172 mm三維水力振蕩器的實例分析，得到了當脈沖壓力在0.03～2.90 MPa時，軸向振蕩的效果最佳，并發(fā)現(xiàn)三維水力振蕩器的安裝位置至少需要與導向馬達距離20 m以上，才能夠確保三維水力振蕩器不影響導向馬達的運行。李漫等[10]將水力振蕩器流道口形狀對閥組脈沖壓力幅值的影響進行研究，發(fā)現(xiàn)當流道口的形狀為菱形時，水力振蕩器的降摩減阻效果最好。倪華峰等[11]利用計算流體動力學(computational fluid dynamics，CFD)仿真技術對渦輪水力振蕩器閥芯的運動規(guī)律進行了研究。夏成宇等[12]設計了一種渦輪式的三維水力振蕩器。經(jīng)過不斷的研究與發(fā)展，水力振蕩器作為降摩減阻的工具逐漸被完善，已經(jīng)被應用在了各種油井的開發(fā)鉆采作業(yè)中[13-14]。趙鈺等[15]運用滑移網(wǎng)格與Realizablek-ε湍流模型對水利振蕩器進行了流體仿真，對水力振蕩器的閥組參數(shù)設計有著重要的理論指導意義。

在現(xiàn)有的渦輪式水力振蕩器的基礎上，現(xiàn)提出一種新的水力振蕩器閥組結構，并結合理論計算與FLUENT流體仿真對靜閥與轉閥的運動規(guī)律以及閥組流道的形狀與壓降之間的關系進行研究，分析正方形流道的尺寸以及流道長度對壓降的影響，并對閥組的結構進行優(yōu)化設計。

1 結構及工作原理

渦輪式水力振蕩器主要由渦輪定子、渦輪轉子、渦輪主軸、外套、分流套、擋流體、轉閥、靜閥組成，如圖1所示。鉆井液流向為箭頭所指方向，渦輪將鉆井液的動能轉換為機械能，渦輪轉子帶動渦輪主軸旋轉，中心桿上端連接渦輪主軸，下端連接轉閥。轉閥旋轉使鉆井液流通面積發(fā)生周期性變化，在閥前與閥后形成壓差。在轉閥后連接振蕩短節(jié)，將閥組產(chǎn)生的壓降轉換為軸向沖擊力。在軸向沖擊力的作用下，帶動鉆具產(chǎn)生軸向運動，從而將鉆具與井壁之間的靜摩擦轉化為動摩擦，起到降摩減阻的作用。

1為渦輪定子；2為渦輪轉子；3為渦輪主軸；4為外套；5為分流套；6為擋流體；7為中心桿；8為轉閥；9為靜閥

轉閥與靜閥的結構如圖2所示，可以看出，靜閥與轉閥的流道口形狀以及分布均相同，閥組的流道包括中間圓形流道口與正方形外流道口，中間圓形流道口始終處于接觸狀態(tài)。轉閥旋轉，從而使外流道口之間的連通面積發(fā)生周期性變化，在水擊作用下產(chǎn)生周期性脈沖壓力。

圖2 轉閥(A-A)與靜閥(B-B)示意圖

2 理論模型

2.1 閥前與閥后壓降計算公式

轉閥與靜閥流道口之間的相位變化會導致過流面積的周期性變化。閥組一個周期內(nèi)的運動規(guī)律如圖3所示。圖3中箭頭所指的是轉閥旋轉方向，陰影部分為流道的連通面積，取正方形外流道全部連通為初始位置。

L為正方形外流道的邊長；r為中間流道口的半徑；R為正方形流道旋轉中心位置所處軌跡圓的半徑；β為轉閥的旋轉角度

由閥組的運動規(guī)律可知，中間圓形流道口始終處于連通狀態(tài)，其面積為

A1=πr2

(1)

式(1)中:r為中間流道口的半徑，mm。

正方形外流道的過流面積為

(2)

式(2)中：L為正方形外流道的邊長，mm；R為正方形流道旋轉中心位置所處軌跡圓的半徑，mm；β為轉閥的旋轉角度，rad。

總過流面積可以表示為

A=A1+A2

(3)

流體流經(jīng)過流通道時產(chǎn)生的壓降即為閥組的壓降。閥組的過流通道可以認定為厚壁短孔，由短孔的流量公式可得流體流經(jīng)過流通道所產(chǎn)生的壓降為

(4)

式(4)中：Δp為壓降，Pa;Q為流量，m3/s；A為過流總面積,m2；ρ為流體密度，kg/m3;Cq為小孔流量系數(shù)，一般取Cq=0.82。

2.2 湍流模型

由于水力振蕩器內(nèi)鉆井液流動狀況較復雜，處于非穩(wěn)態(tài)過程，因此，采用FLUENT自帶的k-ε模型，能夠很好地用于水力振蕩器內(nèi)流體的流動，得到準確的結果。

標準k-ε模型的輸送方程為

Gb-ρε-YM+Sk

(5)

(6)

式中:Gk為層流速度梯度所產(chǎn)生的湍動能項；Gb為浮力產(chǎn)生的湍動能項；YM為可壓縮流動中湍流脈動膨脹到全局流程中對耗散率的貢獻值；C1ε、C2ε、C3ε為常量；σk為k方程的湍流Prandtl數(shù)；σε為ε方程的湍流Prandtl數(shù)；Sk為自定義的湍動能項；Sε為自定義的湍流耗散源項；ui為i相流在t時刻的速度；xi為t時刻i相流質(zhì)點的空間位置；xj為t時刻j相流質(zhì)點的空間位置;μ為流體動力黏度；μt為湍流黏性系數(shù)。

3 數(shù)值計算

3.1 渦輪式全金屬水力振蕩器閥組有限元模型建立

分別建立正方形外流道口、圓形外流道口、扇形外流道口的閥組有限元模型，保持流道口總面積一致，外流道口的旋轉中心位置均處在同一半徑的圓上，如圖4所示。

圖4 三種形狀外流道示意圖

采用六面體網(wǎng)格劃分，進行網(wǎng)格無關性驗證。為了獲得轉閥與靜閥中鉆井液作用時間的精確解，采用滑移網(wǎng)格技術進行瞬態(tài)流場的計算。網(wǎng)格無關性驗證曲線如圖5所示。

圖5 壓降隨網(wǎng)格大小變化曲線

可以看出,隨著網(wǎng)格劃分精細，壓降的變化逐漸趨于平緩，當網(wǎng)格大小不大于5 mm時壓降變化基本處于穩(wěn)定，考慮到計算的時間與精度，選擇5 mm的網(wǎng)格劃分，劃分后的網(wǎng)格節(jié)點數(shù)58 031，單元數(shù)67 780。

選擇標準k-ε湍流模型，流體密度為1.0 g/cm3，黏度為20 mPa·s；流量為35 L/s，在邊界條件中設置入口為速度入口，速度為1.93 m/s；出口為相對壓力出口；轉閥轉速為600 r/min。根據(jù)公式計算出湍流的k值為0.007 7，ε為15.090 6。

3.2 仿真結果分析

只針對外流道的形狀進行分析，利用CFD仿真技術對三種閥組的有限元模型進行對比，測得閥組的壓力分布云圖，并取任意角度平面上的壓力分布如圖6所示。分別測得三種閥組的進口壓力與出口壓力，將進口壓力與出口壓力相減即為所求的閥組壓降，如圖7所示。

圖6 閥組壓力云圖

從圖7可以看出，進口處的壓力明顯大于出口處的壓力，中間流道處流體的壓力分布比較復雜，主要是因為在中間流道處的流通面積突然縮小，導致流體在此處的流速變化較大。流體從轉閥流道內(nèi)流出后，在靜閥進口端靠近壁面處會產(chǎn)生二次環(huán)流。

圖7 壓降變化規(guī)律

從圖7也可以看出三種流道的壓降變化規(guī)律。扇形外流道口每個周期的壓降變化不穩(wěn)定，且最小壓降延續(xù)時間較長，不利于快速產(chǎn)生脈沖壓力；圓形外流道口的最大壓降在下降后出現(xiàn)回升導致周期壓降變化不穩(wěn)定；正方形外流道口的壓降變化最為穩(wěn)定，而且最大壓降與最小壓降的延續(xù)時間較短，能夠產(chǎn)生比較快速的脈沖壓力，有利于工程實際中的應用。因此采用正方形外流道作為水力振蕩器的閥組流道結構，能夠提供快速有效的周期性脈沖壓力，起到更好的降摩減阻效果。

可以看出，正方形外流道閥組的最小壓降為0.096 MPa，最大壓降為2.96 MPa?？梢蕴峁?.096～2.96 MPa的脈沖壓力。

4 閥組優(yōu)化設計

由理論計算可知，閥組的壓降與流道連通面積以及鉆井液流量有關，為了適應復雜的井下工作環(huán)境對流道管徑進行優(yōu)化，以達到更好的降摩減阻效果，使油井的開發(fā)效率更高。

4.1 中間流道口內(nèi)徑對壓降的影響

圖8所示為閥組流道示意圖。中間流道口為圓形流道，外流道為4個正方形流道。

圖8 閥組流道示意圖

用上述的仿真方法，對不同內(nèi)徑的中間圓形流道閥組的壓降進行求解，在進口流量不變的情況下改變中間流道口的內(nèi)徑，測得閥組的壓降?，F(xiàn)以正方形流道邊長為27 mm、流道長度為30 mm的閥組進行分析，所得壓降數(shù)據(jù)如表1所示，壓降變化曲線如圖9所示。

表1 轉閥與靜閥參數(shù)

圖9 不同中間流道尺寸壓降圖

當外流道口全部關閉只有中間流道口連通，由于中間流道口的流通面積較小，且流量較大，水擊現(xiàn)象較強，出現(xiàn)最大壓降；當流道口全部連通，流通面積較大，水擊現(xiàn)象減弱，出現(xiàn)最小壓降。從圖9可以看出，閥組的最小壓降基本不變，最大壓降隨著中間流道口內(nèi)徑的增大而減小，瞬時壓降增大可以提供更大的脈沖壓力。根據(jù)現(xiàn)場實際要求，最大壓降不超過3 MPa時所起到的降摩減阻效果最好，因此選用中間圓形流道口的半徑為14.2 mm。

4.2 正方形外流道尺寸對壓降的影響

改變正方形外流道的邊長，并測得不同邊長外流道的壓降變化曲線。以中間流道口內(nèi)徑為14.2 mm、長度為30 mm的閥組為例，測得正方形外流道尺寸與壓降之間的關系如表2所示。變化規(guī)律如圖10所示。

由表2與圖10可以看出，正方形外流道的邊長不大于27 mm時，隨著邊長的變化壓降的變化較??；正方形外流道的邊長大于27 mm時，隨著邊長增加壓降減小。主要原因是：①當正方形外流道邊長大于27 mm后，外流道始終處于連通狀態(tài)，使得流通面積大于邊長為27 mm時的流通面積。外流道的邊長越長，連通面積越大，壓降越小。②當正方形外流道的邊長不大于27 mm時，閥組的最小連通面積不變，因此閥組的最大壓降變化不大。邊長為27 mm的正方形外流道，外流道口完全沒有接觸的時間非常短，壓降的變化較快，能夠快速產(chǎn)生比較大的脈沖壓力，因而在復雜結構井的開發(fā)中優(yōu)先選用。

表2 壓降數(shù)據(jù)

圖10 不同正方形流道尺寸壓降變化圖

4.3 流道長度對壓降的影響

在確定流道口的形狀與尺寸后，針對流道的長度進行分析。選擇流量為35 L/s，中間圓形流道內(nèi)徑為14.2 mm、正方形外流道邊長為27 mm的閥組進行分析，測得流道長度與壓降之間的關系如表3所示。變化規(guī)律如圖11所示。

表3 壓降數(shù)據(jù)

圖11 不同流道長度的壓降曲線圖

由表3與圖11可知，流道的長度越長，閥組產(chǎn)生的壓降越大。壓降增大的主要原因是：當閥組的過流通道長度增加后，流體在流道內(nèi)的水力損失就會增加，因而導致流體在流經(jīng)過流通道后的壓力減少幅度增大。根據(jù)實際操作需要，壓降不超過3 MPa起到的降摩減阻效果最好，因此選取流道長度為30 mm。

4.4 流量與壓降之間的關系

根據(jù)以上試驗得到的結論，以中間圓形流道半徑為14.2 mm，正方形外流道邊長為27 mm，流道長度為30 mm的閥組為例，最大壓降與最小壓降如表4所示，測得不同流量下壓降的變化曲線如圖12所示。

表4 壓降數(shù)據(jù)

圖12 不同流量下壓降曲線圖

從表4與圖12可以看出，壓降隨著流量的增大而增大。壓降增大的主要原因：流量的增大會導致閥組的鉆井液入口速度增加，鉆井液在經(jīng)過縮管與擴管過程中的水力損失也大大增加，因此增大了閥組進出口之間的壓降。在工程實際運用中應選擇適當?shù)牧髁?，可以起到更好的降摩減阻效果。

5 結論

(1)渦輪式水力振蕩器通過轉閥與靜閥之間相位的改變將鉆井液的壓力轉換為周期性的脈沖壓力，從而給鉆具提供軸向沖擊的機械能，更好地解決了鉆具工作時的托壓、自鎖現(xiàn)象。通過對三種不同形狀的外流道進行對比，發(fā)現(xiàn)正方形外流道閥組的降摩減阻效果要優(yōu)于其他形狀外流道的閥組。

(2)中間圓形流道口內(nèi)徑越大，閥組的壓降越小；正方形外流道的邊長大于27 mm時，閥組的壓降會隨之減小；隨著流道長度的增加，閥組的壓降減小；閥組的壓降與流量呈正相關。中間流道半徑為14.2 mm，正方形外流道邊長為27 mm，流道長度為30 mm的閥組結構最為滿足工程實際的需要，可以提供0.096～2.96 MPa的壓降。