肖 平

(中石化石油機(jī)械股份有限公司)

0 引 言

全球油氣行業(yè)已進(jìn)入轉(zhuǎn)型和變革期，新一輪油氣技術(shù)革命蓄勢(shì)待發(fā)，非常規(guī)資源正在有效接替常規(guī)資源，深水、超深水成為未來(lái)重要勘探領(lǐng)域，天然氣發(fā)展進(jìn)入黃金期，因而水平井、大位移井的開發(fā)越來(lái)越普遍[1-4]。但隨之而來(lái)的是一系列的工程問(wèn)題，如在水平井、大斜度井段，鉆柱自身重力和巖屑床等引起的托壓、黏卡和螺旋屈曲等問(wèn)題，在滑動(dòng)鉆進(jìn)過(guò)程中尤其突出，嚴(yán)重影響真實(shí)、有效、準(zhǔn)確的鉆壓傳遞，導(dǎo)致鉆井效率低下和各種井下復(fù)雜情況的發(fā)生，制約了水平井和大位移井的延伸能力，低成本高效勘探與開發(fā)面臨著新的形勢(shì)和挑戰(zhàn)[5-7]。為了降本增效，進(jìn)一步提高鉆井效率，學(xué)者們開展了多種提速工具和相關(guān)技術(shù)的研究，比如水力振蕩器、液力沖擊器、螺桿鉆具+PDC等。但是，針對(duì)水平井、大位移井等復(fù)雜結(jié)構(gòu)井在滑動(dòng)鉆井過(guò)程中的“托壓”問(wèn)題，上述工具和配套技術(shù)由于無(wú)法降低鉆柱與井壁之間的摩阻而存在一定的局限性[8-10]。振蕩螺桿將振蕩脈沖發(fā)生裝置與傳統(tǒng)螺桿進(jìn)行組合，從而將進(jìn)入振蕩結(jié)構(gòu)內(nèi)部的鉆井液的水力能量轉(zhuǎn)換為振蕩力，使得鉆柱在軸向上的滑動(dòng)摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)檎駝?dòng)摩擦，能有效降低鉆柱與井壁之間的摩擦阻力，改善鉆井托壓?jiǎn)栴}[11-14]。

針對(duì)振蕩螺桿，部分學(xué)者主要利用仿真方法研究靜閥與轉(zhuǎn)閥在不同載荷條件下的最大等效應(yīng)力和變形量，或利用理論計(jì)算、流體仿真方法研究動(dòng)靜閥的運(yùn)動(dòng)規(guī)律、閥孔尺寸和閥片長(zhǎng)度對(duì)閥組壓降的影響，從而對(duì)振蕩閥不同形狀的內(nèi)部道口結(jié)構(gòu)和尺寸進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)[15-19]。 雖然學(xué)者們針對(duì)振蕩發(fā)生機(jī)理和結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)方面做了一定的研究，但是針對(duì)振蕩螺桿內(nèi)部的速度和壓力分布規(guī)律、閥心運(yùn)動(dòng)軌跡、動(dòng)靜閥交錯(cuò)運(yùn)動(dòng)時(shí)過(guò)流面積變化規(guī)律等方面的仿真分析較少，同時(shí)通過(guò)建立整機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)開展振蕩螺桿關(guān)鍵性能參數(shù)室內(nèi)測(cè)試的相關(guān)研究也較少。上述研究?jī)?nèi)容對(duì)振蕩螺桿的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，進(jìn)一步地為改善鉆井托壓?jiǎn)栴}相關(guān)技術(shù)的發(fā)展等都具有重要參考意義。因此，本文針對(duì)目前存在的技術(shù)問(wèn)題，開展了相應(yīng)的研究。研究結(jié)果可為振蕩螺桿的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

1 內(nèi)部流場(chǎng)的數(shù)值仿真

1.1 總體結(jié)構(gòu)及工作原理

圖1為振蕩螺桿鉆具的三維結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖，其主要由上接頭、振蕩短節(jié)(核心元件為動(dòng)閥片、靜閥片以及閥座)、馬達(dá)總成、萬(wàn)向軸總成、傳動(dòng)軸總成及下接頭等組成。其中上接頭與上部鉆柱連接，下接頭與鉆頭連接，振蕩短節(jié)中的動(dòng)閥片和靜閥片開設(shè)有等直徑中心孔且偏心安裝。在鉆井過(guò)程中，鉆井液由上接頭進(jìn)入振蕩短節(jié)、馬達(dá)內(nèi)腔、萬(wàn)向軸和傳動(dòng)軸殼體內(nèi)腔，最后經(jīng)下接頭進(jìn)入鉆頭。鉆井液提供的水力能量驅(qū)動(dòng)馬達(dá)轉(zhuǎn)子做偏心運(yùn)動(dòng)，并驅(qū)動(dòng)動(dòng)閥片繞靜閥片的軸線做周期性偏心旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，因此動(dòng)、靜閥片的通孔之間所形成的有效過(guò)流面積會(huì)從最小→最大→最小呈現(xiàn)周期性變化，從而在動(dòng)閥片上部流道內(nèi)產(chǎn)生水擊壓力。該壓力波向振蕩短節(jié)內(nèi)腔的上部區(qū)域傳播，最終形成振蕩力，并進(jìn)一步作用于振蕩螺桿的殼體，從而與井壁之間形成振動(dòng)摩擦。

1—上接頭；2—振蕩短節(jié)；3—馬達(dá)；4—萬(wàn)向軸總成；5—傳動(dòng)軸總成；6—下接頭；7—靜閥片；8—?jiǎng)娱y片。

1.2 數(shù)學(xué)模型

為了探究振蕩短節(jié)中動(dòng)靜閥片位于不同位置時(shí)的過(guò)流面積、壓降以及振蕩力等關(guān)鍵參數(shù)的變化規(guī)律，利用Workbench仿真平臺(tái)開展數(shù)值模擬研究。流體連續(xù)性方程和動(dòng)量守恒方程為：

(1)

(2)

選擇計(jì)算精度和計(jì)算效率較高的標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型模擬內(nèi)部流體的旋轉(zhuǎn)流動(dòng)，其中k和ε的控制方程為[20-23]：

(3)

(4)

式中：k為湍動(dòng)能，m2/s2；ε為湍動(dòng)能耗散率，m2/s3；ρ為流體密度，kg/m3；ux、uy、uz分別為X、Y、Z方向的速度，m/s；u為流體速度，m/s；s為流體域在空間上的位置，m；p為流體微元體上的壓力，MPa；t為流動(dòng)時(shí)間，s；τ為在黏性力作用下，流體微元體所受到的黏性應(yīng)力，MPa；f為上述各個(gè)方向的單位質(zhì)量力，m/s2；其中下標(biāo)i表示沿著X、Y、Z方向的分量；νt為黏性系數(shù)，νt=μt/ρ；C1、C2、Cu、σ1、σ2為上述模型的計(jì)算系數(shù)，μt=Cuρk2/ε。

1.3 物理模型

選擇上接頭至振蕩短節(jié)的流體域作為研究對(duì)象。依據(jù)工具內(nèi)部的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，建立流體域物理模型，并劃分網(wǎng)格，如圖2所示。模型左側(cè)(上接頭處)為入口，下部(振蕩短節(jié)底部)為出口。其中流體介質(zhì)為清水，密度為1 000 kg/m3，入口設(shè)定為速度入口，出口壓力設(shè)定為10.5 MPa。

圖2 流體域物理模型和網(wǎng)格劃分Fig.2 Physical model and grid division of fluid domain

2 結(jié)果分析

首先，利用數(shù)值模擬方法研究動(dòng)閥片位于不同位置時(shí)，動(dòng)、靜閥片之間通孔所形成的過(guò)流面積，靜閥片進(jìn)出口壓降，動(dòng)閥片閥心運(yùn)動(dòng)軌跡的變化規(guī)律，以及不同閥孔直徑對(duì)壓降和振蕩力的影響規(guī)律；其次，利用自主研制的螺桿鉆具整機(jī)測(cè)試系統(tǒng)，對(duì)振蕩螺桿的關(guān)鍵性能參數(shù)，如轉(zhuǎn)速、頻率、壓降和振蕩力等進(jìn)行了室內(nèi)測(cè)試和規(guī)律分析。

2.1 仿真結(jié)果分析

通過(guò)對(duì)動(dòng)閥片從0°旋轉(zhuǎn)至360°位置時(shí)內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，首先選擇2個(gè)極端位置，即當(dāng)動(dòng)、靜閥片之間的通道處于最小狀態(tài)時(shí)和處于最大狀態(tài)時(shí)的速度和壓力分布規(guī)律進(jìn)行分析，如圖3a和圖3b所示。

圖3 動(dòng)靜閥片位于開口最小和最大位置時(shí)的速度和壓力分布Fig.3 Velocity and pressure distribution of moving and dead valve plates at the minimum and maximum opening positions

從圖3a可以看出：從上接頭區(qū)域至振蕩短節(jié)的內(nèi)腔，壓力呈逐漸遞減的趨勢(shì)，其中最大壓力位于上接頭內(nèi)腔區(qū)域且值為1.82 MPa；動(dòng)閥片與靜閥片之間的通孔形成的過(guò)流面積較小，因此在通孔處流體的流速最高，其值為58.4 m/s，與工具軸線呈一定夾角向下部區(qū)域流動(dòng)。與圖3a所處的位置進(jìn)行對(duì)比，圖3b所示為動(dòng)靜閥片通孔所形成的過(guò)流面積最大，因此對(duì)應(yīng)的速度和壓力小，最大壓力值為0.674 MPa，最大速度為33 m/s，其流動(dòng)方向與工具軸向方向的夾角減小。

圖4a和圖4b為過(guò)流面積和靜閥片出入口壓降隨動(dòng)閥片旋轉(zhuǎn)角度的變化規(guī)律。從圖4a和圖4b可以看出，隨著動(dòng)閥片位置從0°～360°變化，過(guò)流面積發(fā)生變化，范圍為450～825 mm2。并且動(dòng)閥片每旋轉(zhuǎn)50°，過(guò)流面積在最大和最小值區(qū)間內(nèi)出現(xiàn)1個(gè)周期變化。同理，因?yàn)檫^(guò)流面積呈現(xiàn)上述周期性變化規(guī)律，當(dāng)動(dòng)閥片每旋轉(zhuǎn)50°時(shí)，出入口壓降隨著過(guò)流面積的增大而減小，且在0.6～1.8 MPa范圍內(nèi)變化。

圖4 動(dòng)閥片位于不同位置條件下的數(shù)值仿真結(jié)果Fig.4 Numerical simulation result analysis of moving valve plate at different positions

圖4c為動(dòng)閥片閥心隨角度變化時(shí)的運(yùn)動(dòng)軌跡。從圖4c可以看出，其運(yùn)動(dòng)軌跡沿著X坐標(biāo)和Y坐標(biāo)的中心呈對(duì)稱分布，在0°～360°區(qū)間內(nèi)，其運(yùn)動(dòng)軌跡可以劃分為8個(gè)完全相同的運(yùn)動(dòng)形態(tài)，即動(dòng)閥片每旋轉(zhuǎn)45°，則其運(yùn)動(dòng)軌跡會(huì)重復(fù)1個(gè)周期。

圖4d為不同閥孔直徑條件下，位移極限位置時(shí)的壓降以及振蕩力的變化規(guī)律。從圖4d可以看出，隨著閥孔直徑從34 mm逐漸增大至40 mm，最小和最大過(guò)流面積時(shí)的壓降以及振蕩力呈逐漸減小的趨勢(shì)。隨著閥孔直徑的增大，動(dòng)閥片與靜閥片的通孔之間形成的過(guò)流面積逐漸增大，結(jié)合圖4a和圖4b可知，其對(duì)應(yīng)的壓降會(huì)逐漸減小。當(dāng)處于最小過(guò)流面積時(shí)，隨著通孔直徑的增大，其對(duì)應(yīng)的壓降變化范圍為2～6 MPa；當(dāng)處于最大過(guò)流面積時(shí)，隨著通孔直徑的增大，其對(duì)應(yīng)的壓降變化范圍為0.6～1.2 MPa。最后，依據(jù)最小極限位置和最大極限位置所得到的壓差，計(jì)算得到振蕩力的變化范圍為2 500～25 000 N。

2.2 室內(nèi)試驗(yàn)結(jié)果分析

為了對(duì)振蕩螺桿的性能參數(shù)進(jìn)行進(jìn)一步地研究，基于自主研制的螺桿鉆具整機(jī)測(cè)試系統(tǒng)和振蕩螺桿樣機(jī)，對(duì)振蕩螺桿的關(guān)鍵性能參數(shù)進(jìn)行了室內(nèi)測(cè)試。

2.2.1 測(cè)試系統(tǒng)及基本流程

圖5為螺桿鉆具的整機(jī)測(cè)試系統(tǒng)。系統(tǒng)主要包括測(cè)試臺(tái)架、流體循環(huán)系統(tǒng)、軟件監(jiān)測(cè)與控制系統(tǒng)、壓力傳感器、流量傳感器以及其他管線和信號(hào)測(cè)試的輔助裝置。

利用上述測(cè)試系統(tǒng)，開展對(duì)振蕩螺桿鉆具的性能測(cè)試，其關(guān)鍵測(cè)試流程如下：

(1)在室溫下，利用流體循環(huán)系統(tǒng)，通過(guò)入口循環(huán)管線向無(wú)載荷狀況下的振蕩螺桿輸入清水介質(zhì)；當(dāng)以較小排量循環(huán)一段時(shí)間后，檢查流體循環(huán)系統(tǒng)、控制與監(jiān)測(cè)系統(tǒng)、壓力傳感器、流量傳感器等是否正常工作。

(2)逐漸增加流量到推薦的最小工作流量，觀察旁通閥是否可正常關(guān)閉，然后在額定流量下運(yùn)轉(zhuǎn)10 min后，減少輸入流量直至關(guān)閉泵，旁通閥應(yīng)能順利開啟。

(3)在額定輸入流量下逐漸加載，直至額定工況并運(yùn)轉(zhuǎn)30 min，檢查螺桿鉆具有無(wú)異常。

(4)根據(jù)待測(cè)排量范圍，逐漸將排量從15 L/s增大至38 L/s，測(cè)量螺桿鉆具的入口壓力、出口壓力、輸出轉(zhuǎn)速值，利用監(jiān)測(cè)系統(tǒng)記錄測(cè)試結(jié)果。

(5)對(duì)測(cè)量數(shù)據(jù)進(jìn)行整理，并計(jì)算得到對(duì)應(yīng)條件下的頻率和振蕩力。

2.2.2 測(cè)試結(jié)果分析

圖6為振蕩螺桿的室內(nèi)測(cè)試結(jié)果。由圖6a可知，隨著排量從15 L/s逐漸增加至38 L/s，轉(zhuǎn)速逐漸增大，其變化范圍為70～180 r/min。通過(guò)對(duì)比理論計(jì)算和實(shí)際測(cè)試的結(jié)果可知，室內(nèi)測(cè)試的轉(zhuǎn)速隨排量的變化更為顯著，其遞增速率更大，理論計(jì)算結(jié)果總體呈線性分布。兩者的誤差范圍在2%～12%之間，但是總體誤差在10%以內(nèi)，符合誤差精度要求。

圖6 振蕩螺桿的關(guān)鍵性能參數(shù)室內(nèi)測(cè)試結(jié)果Fig.6 Indoor test results of key performance parameters of oscillating positive displacement motor

由圖6b可以看出，隨著排量從15 L/s逐漸增加至38 L/s，振蕩螺桿的測(cè)試壓差、頻率和振蕩力逐漸增大，其中測(cè)試壓差的變化范圍為0.4～1.0 MPa，頻率的變化范圍為8 ～16 Hz，測(cè)試振蕩力的變化范圍為5～12 kN。

3 結(jié) 論

本文首先依據(jù)振蕩螺桿的總體結(jié)構(gòu)，建立了仿真物理模型，研究了動(dòng)閥片位于不同角度位置時(shí)的過(guò)流面積、壓降以及運(yùn)動(dòng)軌跡等的變化規(guī)律；其次，利用自主研制的螺桿鉆具整機(jī)測(cè)試系統(tǒng)和振蕩螺桿樣機(jī)，對(duì)關(guān)鍵性能參數(shù)進(jìn)行了測(cè)試。結(jié)合數(shù)值模擬仿真分析和室內(nèi)測(cè)試對(duì)振蕩螺桿進(jìn)行了研究，得到如下結(jié)論：

(1)明確了動(dòng)靜閥片之間的有效過(guò)流面積和靜閥片進(jìn)出口壓降的周期性變化規(guī)律。動(dòng)閥片在從0°～360°做偏心旋轉(zhuǎn)時(shí)，每旋轉(zhuǎn)50°位置，有效過(guò)流面積和壓降在最大和最小值區(qū)間內(nèi)出現(xiàn)1個(gè)周期變化。動(dòng)閥片與靜閥片通孔處的流速最高，隨著過(guò)流面積增大，其流動(dòng)方向與工具軸線之間的夾角逐漸減小。

(2)通過(guò)數(shù)值仿真方法獲得了動(dòng)閥片閥心的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。運(yùn)動(dòng)軌跡呈中心對(duì)稱分布；在0°～360°區(qū)間內(nèi)，其運(yùn)動(dòng)軌跡可以劃分為8個(gè)完全相同的運(yùn)動(dòng)形態(tài)，動(dòng)閥片每旋轉(zhuǎn)45°，則其運(yùn)動(dòng)軌跡會(huì)重復(fù)1個(gè)周期。

(3)確定了振蕩螺桿工具的關(guān)鍵性能參數(shù)在常用排量條件下的變化范圍。排量從15 L/s逐漸增加至38 L/s，轉(zhuǎn)速的變化范圍為70～180 r/min，壓差的變化范圍為0.4～1.0 MPa，頻率的變化范圍為8～16 Hz，振蕩力的變化范圍為5～12 kN。測(cè)試結(jié)果可以為振蕩螺桿的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。