艾白布·阿不力米提,劉永紅,龐德新,焦文付,郭新維

(1.中國(guó)石油大學(xué)(華東) 機(jī)電工程學(xué)院,青島 257061；2.中國(guó)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(jìn)程不斷推進(jìn)，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(guó)內(nèi)大力推進(jìn)頁巖氣、頁巖油的開發(fā)，長(zhǎng)水平井、分支井超深井不斷增多。這對(duì)鉆井技術(shù)提出了新的技術(shù)挑戰(zhàn)，如長(zhǎng)水平井鉆進(jìn)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(jìn)的要求[1]。尤其是在進(jìn)行連續(xù)油管鉆進(jìn)過程中，鉆壓施加難度大，不利于安全高效鉆進(jìn)。目前國(guó)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?dòng)摩擦，有效的降低鉆進(jìn)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(fù)雜，普遍存在活動(dòng)件與橡膠件，維護(hù)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(jìn)一步推廣[8-10]。

本文設(shè)計(jì)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(duì)鉆柱產(chǎn)生周期性脈沖迫使鉆柱軸向振動(dòng)，通過改變排量可以產(chǎn)生不同頻率、不同脈動(dòng)幅值的脈沖振動(dòng)，且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，無活動(dòng)件和橡膠件，維護(hù)成本低且適用范圍廣。本文通過數(shù)學(xué)建模對(duì)設(shè)計(jì)的流體附壁自激式水力振蕩器減阻效果進(jìn)行分析，建立軸向振動(dòng)作用下的管柱與井壁摩擦力計(jì)算模型，對(duì)振蕩器減阻效果進(jìn)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(duì)振蕩特性進(jìn)行數(shù)值模擬，分析裝置內(nèi)部流場(chǎng)演化規(guī)律和結(jié)構(gòu)參數(shù)敏感性，對(duì)附壁自激式水力振蕩器進(jìn)行結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化；確定最佳結(jié)構(gòu)配比后進(jìn)行全尺寸試驗(yàn)驗(yàn)證，歸納振蕩效果隨入口流量的變化規(guī)律，同時(shí)在現(xiàn)場(chǎng)測(cè)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(chǎng)模擬分析

本節(jié)對(duì)附壁自激式水力振蕩器裝置結(jié)構(gòu)進(jìn)行介紹，并以該結(jié)構(gòu)進(jìn)行流場(chǎng)模型建立，從而分析附壁振蕩腔的工作原理，同時(shí)利用有限元軟件模擬分析水力振蕩器內(nèi)部一個(gè)周期內(nèi)流場(chǎng)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(shí)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(shí)現(xiàn)平面密封。

圖2 水力振蕩器振動(dòng)腔實(shí)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(dāng)流體射入裝置內(nèi)腔，高速射流受到微小擾動(dòng)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(huì)不斷右偏直至貼附至右側(cè)壁面流動(dòng)，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(dòng)。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(dòng)。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(fù)至3(b)階段。一個(gè)流動(dòng)周期結(jié)束，從而進(jìn)入下一周期，形成穩(wěn)定的自激式附壁流動(dòng)。從而使自激振蕩腔內(nèi)部渦流流場(chǎng)發(fā)生周期性變化，使裝置入口壓力產(chǎn)生周期性波動(dòng)效果，對(duì)整個(gè)裝置產(chǎn)生周期性的振動(dòng)沖擊。

(a)

1.3 流場(chǎng)模型建立

自激擺動(dòng)換向振蕩腔及射流自激脈沖流場(chǎng)在空間上不是軸對(duì)稱，也不能簡(jiǎn)化為面對(duì)稱，因此，在計(jì)算過程中的模型為全尺寸三維模型，圖4為自激擺動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(jì)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(jì)算模型采用工程流場(chǎng)計(jì)算中 RNGk-ε模型，是具有適用范圍廣、精度合理、經(jīng)濟(jì)特點(diǎn)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(chǎng)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(gè)周期內(nèi)流場(chǎng)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(shí)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(dòng)，在入口處沖擊高速射流束，迫使射流偏轉(zhuǎn)，如圖0.5 T時(shí)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(jìn)一步附壁至左側(cè)壁面，如圖0.75 T時(shí)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(dòng)沖擊射流束，迫使射流向右側(cè)偏轉(zhuǎn)，如圖1.00 T時(shí)刻云圖所示。至此，完成了1個(gè)完整周期的流動(dòng)。隨著附壁過程的不斷切換，裝置內(nèi)部流場(chǎng)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(yàn)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(dòng)工況下管柱摩擦力數(shù)學(xué)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(dòng)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(dòng)工具，利用其軸向振動(dòng)的特點(diǎn)，起到減小摩阻的作用[13-15]。本節(jié)通過對(duì)不同井段下的管柱進(jìn)行受力分析并建立數(shù)學(xué)模型[16-17]，計(jì)算整個(gè)管柱在軸向振動(dòng)作用下的受力情況，同時(shí)使用該模型計(jì)算參數(shù)敏感性分析結(jié)果，對(duì)比各參數(shù)對(duì)減阻效率的影響。

2.1 軸向振動(dòng)作用下管柱摩擦力計(jì)算模型建立

考慮到計(jì)算模型的普適性，以水平井井身結(jié)構(gòu)特點(diǎn)分別建立直井段、造斜段和水平段的力學(xué)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(diǎn)軸向力、摩擦力的計(jì)算公式。同時(shí)在該受力分析模型的井底鉆頭處施加周期性激振力，計(jì)算出在軸向振動(dòng)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(duì)管柱壁面的拽力、滑動(dòng)摩擦力的作用，對(duì)垂直井段的連續(xù)油管管柱微元進(jìn)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(duì)管柱的拽力，管柱自重We，滑動(dòng)摩擦力Ff。建立平衡方程，微元軸向力計(jì)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(duì)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(dǎo)得出該拽力計(jì)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(dòng)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(jì)算思路主要是：以微元中點(diǎn)為原點(diǎn)，分別以中點(diǎn)的切線、主法線和副法線方向?yàn)槿齻€(gè)坐標(biāo)軸的方向建立微元隨動(dòng)坐標(biāo)系(et,en,eb)，分別在三個(gè)方向上列平衡方程

化簡(jiǎn)后可得

軸向力計(jì)算公式為

式中：Wt、Wn、Wb為重力在隨動(dòng)坐標(biāo)系上的分量；Nn和Nb為支撐力在隨動(dòng)坐標(biāo)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(jìn)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(shí)測(cè)井斜角。水平段管柱受力分析如圖8所示，其微元軸向力計(jì)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(dāng)對(duì)管柱施加激振力時(shí)，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(jì)算軸向振動(dòng)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(jìn)行計(jì)算。程序流程圖如圖9所示，根據(jù)實(shí)鉆井眼軌跡，利用插值法將管柱劃分微元，并處理節(jié)點(diǎn)參數(shù)。從井底開始自下而上反算到井口，通過迭代計(jì)算可得到管柱在軸向振動(dòng)作用下的瞬時(shí)摩擦力。

圖9 Matlab程序計(jì)算流程圖Fig.9 Matlab program calculation flow chart

最后將該瞬時(shí)摩擦力Ff(t)在一個(gè)振動(dòng)周期T內(nèi)積分，該積分值與周期T的比值即在一個(gè)振動(dòng)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(jìn)行對(duì)比，將對(duì)比結(jié)果使用減阻效率進(jìn)行表示。

2.3 計(jì)算數(shù)值模擬結(jié)果

根據(jù)表1中的標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行流場(chǎng)數(shù)值模擬，對(duì)模擬結(jié)果及曲線進(jìn)行分析可知：該裝置入口壓力在3.28～6.036 MPa之間波動(dòng)，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(dòng)作用下管柱摩擦力計(jì)算模型進(jìn)行試算，設(shè)置時(shí)間計(jì)算節(jié)點(diǎn)，計(jì)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(jì)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(dòng)，說明井底設(shè)置的激振力起到了軸向振動(dòng)的作用。

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

整個(gè)管柱的總摩阻出現(xiàn)波動(dòng)后，對(duì)該計(jì)算周期內(nèi)的總摩阻進(jìn)行積分求解得到平均摩擦力為45 147 N，而不施加激振力時(shí)的管柱總摩阻為99 180 N，經(jīng)過計(jì)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(jìn)行減阻效率的計(jì)算，從而進(jìn)行對(duì)比。

3 參數(shù)敏感性數(shù)模分析

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

3.1 進(jìn)出口比的影響

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

表2 不同進(jìn)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(jìn)出口比的上升呈線性下降趨勢(shì)，壓力幅值最高點(diǎn)為進(jìn)出口直徑比為0.65時(shí)，可達(dá)5.72 MPa；脈沖頻率在3.49～3.99 Hz之間波動(dòng)，頻率隨進(jìn)出口比先上升后下降，可見裝置的入口壓力對(duì)于進(jìn)出口比較為敏感，脈沖頻率則對(duì)進(jìn)出口比的敏感性較差。

圖11 進(jìn)出口比對(duì)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(dòng)影響下的管柱摩擦力計(jì)算模型中，減阻效率如圖12所示。隨著裝置進(jìn)口直徑不斷增大，振蕩器減阻效率呈遞減趨勢(shì)，其中最大為69%，最小為47%，減幅較大，說明振蕩腔減阻效率對(duì)進(jìn)出口直徑比較為敏感。

圖12 進(jìn)口直徑對(duì)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(zhǎng)的影響

射流流場(chǎng)的變化與噴射距離有關(guān)，振蕩腔腔長(zhǎng)是裝置內(nèi)限制噴射距離的結(jié)構(gòu)參數(shù)[22]，對(duì)振蕩腔腔長(zhǎng)進(jìn)行無量綱處理，將振蕩腔腔長(zhǎng)與入口直徑的比值作為研究對(duì)象，定義為腔長(zhǎng)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(zhǎng)實(shí)現(xiàn)腔長(zhǎng)比的變化，開展進(jìn)一步參數(shù)化研究,如表3所示。

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

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

圖13 振蕩腔腔長(zhǎng)比對(duì)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(dòng)影響下的管柱摩擦力計(jì)算模型中，計(jì)算結(jié)果如圖14所示。隨著振蕩腔腔長(zhǎng)不斷增大，振蕩器減阻效率呈波動(dòng)趨勢(shì)，其中最大為53.4%，最小為50.6%，曲線波動(dòng)無明顯規(guī)律，其中當(dāng)腔長(zhǎng)由113.2 mm增大到119.4 mm時(shí)，減阻效率驟降，但總體來看減阻效率在4%以內(nèi)上下波動(dòng)，說明減阻效率對(duì)腔長(zhǎng)敏感性較低。

圖14 振蕩腔腔長(zhǎng)對(duì)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(dòng)腔附壁斜面為射流附壁的主要區(qū)域，其傾角的大小會(huì)影響射流附壁效應(yīng)，從而影響裝置運(yùn)行參數(shù)，所以要進(jìn)一步尋求附壁斜面傾角對(duì)裝置振動(dòng)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(dòng)上升趨勢(shì)，斜面傾角為21°時(shí)，入口壓力極大值、極小值及幅值同時(shí)達(dá)到最高點(diǎn)，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(dá)3.03 MPa，入口壓力對(duì)斜面傾角的敏感性較強(qiáng)。脈沖頻率對(duì)斜面傾角敏感性較差，當(dāng)斜面傾角大于19°時(shí)，脈沖頻率基本保持不變。

圖15 附壁斜面傾角對(duì)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(dòng)影響下的管柱摩擦力計(jì)算模型中，計(jì)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(dòng)趨勢(shì)，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(dāng)斜面傾角由20°增大至21°時(shí)，減阻效率增大，其后平穩(wěn)至傾角為24°時(shí)略微減小，總體來看減阻效率波動(dòng)范圍在3.5%，說明附壁斜面傾角對(duì)減阻效率并不敏感。

圖16 附壁斜面傾角對(duì)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(huì)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(duì)象，定義為換向圓比，通過改變渦流換向圓直徑實(shí)現(xiàn)換向圓比的變化，進(jìn)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(xì)微，上下波動(dòng)不超過0.1 MPa。脈沖頻率初始呈上升趨勢(shì)，隨著換向圓比達(dá)到1.61，脈沖頻率穩(wěn)定在3.99 Hz，增長(zhǎng)幅值僅為0.25 Hz，可見入口壓力和脈沖頻率對(duì)于換向圓比的變化并不敏感。

圖17 換向圓比對(duì)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(dòng)影響下的管柱摩擦力計(jì)算模型中，計(jì)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(dòng)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(shí)，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(dòng)范圍在3.2%，換向圓直徑對(duì)減阻效率敏感性較差。

圖18 換向圓直徑對(duì)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(jìn)行模擬計(jì)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(zhǎng)，壓力幅值由0.43 MPa增長(zhǎng)至4.3 MPa，裝置入口壓力幅值對(duì)排量變化敏感性強(qiáng)。脈沖頻率變波動(dòng)上升趨勢(shì)，頻率增量0.5 Hz，脈沖頻率對(duì)排量變化敏感性較強(qiáng)。

圖19 排量對(duì)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(xué)模型進(jìn)行計(jì)算，計(jì)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(duì)排量比較敏感敏感，整體呈正相關(guān)趨勢(shì)。

圖20 排量對(duì)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(yàn)研究

對(duì)流體附壁自激式水力振蕩器的各項(xiàng)關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)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(duì)水力振蕩器進(jìn)行全尺寸、工程運(yùn)行參數(shù)試驗(yàn)驗(yàn)證。

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

4.1 試驗(yàn)設(shè)計(jì)

對(duì)流體附壁自激式水力振蕩器進(jìn)行了全尺寸地面物模試驗(yàn)，對(duì)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(jìn)行實(shí)時(shí)采集。現(xiàn)場(chǎng)全尺寸試驗(yàn)示意圖如圖21所示，利用700型泵車作為動(dòng)力源，利用CYB13HC壓力傳感器實(shí)時(shí)檢測(cè)裝置入口壓力，利用CA-YD-3193-10三軸加速度傳感器實(shí)時(shí)檢測(cè)裝置本體振動(dòng)情況，通過精準(zhǔn)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(chǎng)全尺寸試驗(yàn)Fig.21 Schematic diagram of field full scale test

4.2 試驗(yàn)結(jié)果分析

試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)泵車排量依次設(shè)定為214、267、293、375、429 L/min，實(shí)時(shí)檢測(cè)裝置入口壓力、本體三向加速度參數(shù)。測(cè)得現(xiàn)場(chǎng)全尺寸試驗(yàn)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(shì)，當(dāng)排量達(dá)到429 L/min時(shí)，裝置入口壓力最大為6.09 MPa，對(duì)應(yīng)壓力幅度達(dá)1.11 MPa。

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

根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)中各排量下壓力極值與頻率，計(jì)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(shì)，當(dāng)排量達(dá)到429 L/min時(shí)，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(duì)加速度進(jìn)行二次積分，得出裝置三軸振動(dòng)位移：

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

對(duì)所得位移數(shù)據(jù)進(jìn)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(dāng)排量從214 L/min增至375 L/min時(shí)，工具軸向位移幅度呈近線性增長(zhǎng)，隨著排量進(jìn)一步增大，位移幅度增長(zhǎng)率明顯提升。因此，隨鉆進(jìn)排量增加，工具產(chǎn)生的軸向振動(dòng)幅度隨之增大，可帶動(dòng)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(jī)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(jìn)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(dòng)，此壓力變化進(jìn)一步引起局部載荷變化。以該裝置結(jié)構(gòu)參數(shù)為例進(jìn)行振動(dòng)載荷計(jì)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(shí)產(chǎn)生局部節(jié)流，對(duì)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(chǎng)試驗(yàn)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。可見：隨著ΔP增大，ΔF呈線性增加趨勢(shì)(曲線中5個(gè)標(biāo)記點(diǎn)為全尺寸試驗(yàn)數(shù)據(jù)點(diǎn))。因此，在鉆進(jìn)工況下該裝置可在近鉆頭區(qū)域產(chǎn)生軸向脈沖振動(dòng)載荷，參考試驗(yàn)工況，裝置產(chǎn)生的軸向載荷變化幅度可達(dá)5 000 N以上。

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

5 鉆進(jìn)現(xiàn)場(chǎng)對(duì)比試驗(yàn)

5.1 試驗(yàn)井況

G2180井是準(zhǔn)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(jìn)一步明確下部二疊系風(fēng)城組潛力，對(duì)該井實(shí)施連續(xù)油管加深鉆進(jìn)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(jìn)行了鉆進(jìn)試驗(yàn)，地層巖性為砂礫巖、泥巖和粉砂巖。加深鉆進(jìn)參數(shù)：鉆壓18～24 kN，排量372 L/min，泵壓19～24 MPa，裝置入井試驗(yàn)時(shí)間為23 h，純鉆時(shí)間11.5 h，進(jìn)尺77 m。鉆具組合為(從下至上)：φ117.5 mmPDC鉆頭+φ73 mm螺桿馬達(dá)+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(dá)頭總成+φ62 mm連接器+2in連續(xù)油管4 500 m。

5.2 進(jìn)尺速度對(duì)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(jìn)行鉆進(jìn)，記錄各項(xiàng)參數(shù)。隨后加入水力振蕩器進(jìn)行鉆進(jìn)參數(shù)對(duì)比，準(zhǔn)確記錄各項(xiàng)參數(shù)，圖26為連續(xù)油管加深鉆井現(xiàn)場(chǎng)作業(yè)現(xiàn)場(chǎng)。

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

圖27為連續(xù)油管加深鉆井進(jìn)尺速度曲線，圖27(a)為未加裝水力振蕩器井段鉆井進(jìn)尺速度曲線，折算平均鉆井進(jìn)尺速度為2.8 m/h；圖27(b)為加裝水力振蕩器井段鉆井進(jìn)尺速度曲線，折算平均鉆井進(jìn)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(jìn)尺速度明顯高于未加裝井段的進(jìn)尺速度，加裝水力振蕩器使鉆井進(jìn)尺速度提高了128.6%，提速效果明顯。

(a)

現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)及全尺寸物模試驗(yàn)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(dòng)，該壓力波動(dòng)可轉(zhuǎn)化為近鉆頭區(qū)域鉆柱的軸向載荷變化，進(jìn)一步帶動(dòng)鉆頭產(chǎn)生軸向振動(dòng)，可在增大破巖效率的同時(shí)減小卡鉆風(fēng)險(xiǎn)。同時(shí)，鉆柱的軸向振動(dòng)可有效降低鉆柱與井壁間的摩擦力，提高機(jī)械鉆速和作業(yè)效率。

6 結(jié) 論

本文對(duì)流體附壁自激式水力振蕩器進(jìn)行了數(shù)值模擬、理論分析和物模試驗(yàn)，并通過現(xiàn)場(chǎng)應(yīng)用檢驗(yàn)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(gè)周期內(nèi)流場(chǎng)演變過程。

(2) 建立了軸向振動(dòng)工況管柱摩擦力數(shù)學(xué)模型，得到節(jié)點(diǎn)軸向力、摩擦力的計(jì)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(jì)算出在軸向振動(dòng)作用下管柱總摩阻的變化規(guī)律。

(3) 對(duì)裝置5個(gè)參數(shù)(進(jìn)出口比、振蕩腔腔長(zhǎng)、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(jìn)出口比對(duì)裝置入口壓力的變化較為敏感，振蕩腔腔長(zhǎng)和排量對(duì)裝置入口壓力及頻率均較為敏感，同時(shí)進(jìn)出口比和排量的變化對(duì)減阻效率有較為明顯的影響，其中隨著進(jìn)出口比的增大，減阻效率逐漸減小，呈負(fù)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(jìn)一步調(diào)制、優(yōu)化提供思路。

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

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