可调式脉冲振动工具调节机制与机械设计研究*

苏前荣 尹添石 史怀忠 宋先知 崔猛 赫文豪 张楠

(1. 中石化中原石油工程公司有限公司 2. 中国石油大学(北京) 油气资源与探测国家重点实验室3 .中国石油集团工程技术研究院有限公司 4.中国石油大学(北京)油气光学探测技术北京市重点实验室5. 中国石油大学(北京) 理学院能源交叉学科基础研究中心 6. 中国石油新疆油田分公司工程技术研究院)

0 引 言

脉冲振动钻井技术通过轴向脉动冲击作用于井底岩石, 可实现脉冲射流, 提高清岩破岩能力, 又能减少压持效应, 并大幅度提高机械钻速, 在软、硬地层中钻井提速应用效果良好。 倪红坚等[1]于2006 年提出了水力脉冲振动钻井技术, 在水力脉冲振动钻井工具研制成功后开展了现场试验, 机械钻速提高了20%以上。 至今, 脉冲振动钻井工具不断更新, 在现场应用中提速效果良好[2-3]。

随着勘探开发向深层超深层发展[4-5], 深井超深井普遍存在压力系统复杂且具有不确定性、 地层岩性复杂、 地层流体(天然气、 H2S、 水、 高压盐水等) 复杂、 工程力学复杂等工程地质特征[6-7]。钻井工程面临井控质量与保障难度大、 施工风险高、 深部钻井速度慢、 水平井托压严重、 摩阻扭矩大、 提速装备和工具适应性差、 新技术储备不足等问题[8-10]。 同时, 随着所钻地层的复杂程度持续提高, 不可忽视地层岩性的改变对脉冲振动工具提速效果的影响, 因此, 有必要进行脉冲振动提速工具在地层适应性与降摩减阻方面的研究。 笔者拟开展脉冲振动特性参数调控方法的数值模拟, 揭示脉冲振动提速工具在井下的自适应调节机制, 优化脉冲振动提速工具调控结构设计, 为可调式脉冲振动提速工具的结构设计及优化提供理论依据。

1 结构设计及选型

1.1 组成与工作原理

脉冲振动提速工具结构示意图如图1 所示。 该工具主要由工具外壳、 脉冲机构、 隔环以及冲击机构组成。 脉冲机构由导流体、 叶轮座、 叶轮、 振荡喷嘴组成, 依次套设于工具外壳内部。 隔环将脉冲机构与冲击机构分隔, 上方钻井液流入工具外壳,流经导流体时流动方向发生改变, 随后钻井液直接作用于叶轮叶片, 产生的冲击力带动叶轮旋转。 随着叶轮的转动, 叶轮与叶轮座之间的流道空间周期性发生改变, 钻井液流经周期性变化的流道空间所产生的脉冲射流, 作用于下方的振荡喷嘴; 脉冲射流经过振荡喷嘴的同时, 脉冲特性被放大。 随后,被谐振放大的脉冲射流直接作用在冲击机构的上端面并产生轴向冲击作用, 进而传递给钻头[11]。

图1 脉冲振动工具结构示意图Fig.1 Schematic diagram of the pulse vibration tool

脉冲振动工具在软、 硬地层应用效果良好, 具体表现如下: 它可在不同类型的地层、 钻井液性能条件下使用; 该工具无橡胶件, 不受地层温度的影响; 它能在保持井身结构的同时, 有效提高机械钻速。 但脉冲振动工具对软硬交错地层的适应性较差,针对不同地层, 并不能及时调整工具的脉冲参数,可能会出现缩短工具寿命、 附加摩擦阻力等问题。

1.2 调控机构设计

利用SolidWorks 3D 建模软件, 基于脉冲振动工具对调控结构进行设计, 以不同调节方式建立了4 种调控结构模型, 如图2 所示。

图2 4 种调控机构结构示意图Fig.2 Schematic diagrams of four control mechanisms

对于导流孔导流式调控结构, 在其导流体的斜坡上设置有直径为10 mm 的导流孔, 上方钻井液流经导流体的同时, 有一部分钻井液流进导流孔,之后直接作用于叶轮内侧叶片。 导流孔通道内部安置有球阀, 随着球阀转动, 导流孔的开合发生改变, 从而调节进入导流孔的钻井液流量。 流出导流孔的钻井液直接作用于叶轮内侧叶片。 因此, 通过调节导流孔的开合大小进而能够调节叶轮的转速与频率。 导流孔内球阀的调节方案如图3 所示。

图3 球阀调控方案Fig.3 Ball valve control schemes

对于泄流槽分流式调控结构, 在脉冲机构侧边设置一泄流槽, 泄流槽贯穿导流体、 叶轮座与振荡喷嘴, 流经泄流槽的钻井液直接作用于冲击机构,不与叶轮相接触, 如图4 所示。 其原理是通过盘阀调节进入泄流槽的钻井液排量, 改变冲击叶轮叶片的钻井液冲击力, 进而调节叶轮转速与频率。

图4 盘阀控制泄流槽入口开合示意Fig.4 Disc-valve-controlled opening/closing of the relief channel inlet

涡轮驱动扇形盘阀式与涡轮驱动圆形盘阀式调控机构的脉冲原理与上2 种叶轮式脉冲结构不同。在涡轮驱动盘阀式脉冲工具中, 由钻井液驱动涡轮旋转, 流经涡轮叶片后的钻井液直接作用于动静盘阀, 动盘阀随涡轮转动, 从而同静盘阀实现扇形孔的瞬时开合与关闭, 且把流经上、 下盘阀的连续钻井液调制成流量和流速具有瞬时非均匀性的脉冲射流。 该结构的调控方法是在动、 静盘阀下端添加一个控制盘阀, 通过调节控制盘阀与静盘阀的交错角度, 改变静盘阀的过流面积, 由此改变了动、 静盘阀瞬时开合与关闭的周期, 进而对流经盘阀的钻井液脉冲频率进行调节, 如图5 所示。

图5 涡轮驱动盘阀式调控工具示意图Fig.5 Schematic diagram of the turbine-driven disc-valve control tool

1.3 调控机构优选

采用数值模拟方法验证各结构的脉冲输出特性调节能力。 在正确表征流场的基础上, 简化模型结构, 缩短计算时间。 4 种调控机构分别设置不同数量的调节状态, 并依次建立物理模型, 随后导入CFD 流场仿真软件进行分析。 在各调节状态下,当数值模拟叶轮、 涡轮转速达到稳定时, 以叶轮、涡轮的转速、 出口处体积流量波动频率为评价指标, 判定调控效果。 图6 为4 种调控机构对叶轮转速与脉冲频率调节能力效果曲线图。 其中: 图6a与图6b 中横坐标为调控机构开合关闭状态, 0 为盘阀完全打开, 1 为完全闭合状态; 图6c 中横坐标为控制盘阀闭合角度, 0°为控制盘阀与静盘阀完全重合, 60°为控制盘阀转过静盘阀60°。

图6 调控机构数值模拟结果曲线Fig.6 Numerical simulation results of control mechanisms

由图6 可知, 4 种调控机构的调节效果差异明显。 导流孔导流式调控机构在闭合程度小于时,转速与频率的调节程度较小, 仅在球阀完全关闭的情况下具有一定的调节效果。 考虑到涡轮驱动盘阀式调控机构调控结构实施难度较大, 且调控效果不明显, 不进行过多分析。 调控效果最佳的是泄流槽分流式调控机构, 转速调控范围在60 ～185 r/min之间, 频率调控范围在6 ～19 Hz 之间, 调节幅度均匀分布, 转速与频率调节幅度都在300%以上。

根据数值模拟结果, 最终将泄流槽分流式调控机构作为优选结构, 但该结构仍存在泄流槽流道结构不合理, 工具压耗过高等问题, 有必要进行结构设计优化, 以实现更符合提速需求的调控效果。

2 泄流槽分流式调控机构设计优化

根据上一节内容, 初步确定以泄流槽分流式调控机构为基础进行优化设计。 为减小钻井液流经工具过程中的能量损失, 对泄流流道及盘阀结构进行改进, 并对盘阀设计开展了进一步优化。

单盘阀调控机构结构设计如图7 所示。

图7 单盘阀调控机构结构设计Fig.7 Structural design of the single-disc-valve control mechanism

盘阀外侧周向设置有齿轮槽, 与工具外壳内放置的齿轮进行配合, 通过工具外筒内的电机对齿轮进行控制, 进而对盘阀的开合进行控制, 最终实现钻井液在泄流流道与主流道的分流。 针对盘阀限位, 进行了限位结构设计, 保证了调控机构在安装过程中的正确限位。 基于可调式脉冲机构设计, 对工具配合的其他结构进行了设计, 形成的可调式脉冲振动提速工具如图8 所示。

图8 可调式脉冲工具总装图Fig.8 Assembly diagram of the adjustable pulse vibration tool

该工具主要由调控机构、 脉冲发生机构与冲击机构组成。 为了探究其流场脉冲特性, 针对优化后的脉冲发生机构与调控机构开展了数值模拟。

3 调控机构数值模拟研究

3.1 几何模型建立及网格划分

采用SolidWorks 3D 建模软件建立单盘阀调控结构, 并建立直径为190 mm 的圆柱体流域模型,将脉冲机构从圆柱体流域模型中抽离, 留下的工具流体域模型如图9 所示。 图9 中蓝色箭头代表钻井液流动方向。

图9 单盘阀调控机构流域建立Fig.9 Fluid domain establishment of the single-disc-valve control mechanism

对所建立的流域进行自动网格划分, 由于机构内部较为复杂, 涉及到旋转域( 叶轮) 与静止域( 除叶轮外)的交互, 因此将机构流域拆分成2 部分, 并对每部分进行网格划分, 最终再将其组合,组合后的网格如图10 所示。 静止域网格设置最大网格尺寸为0.1 mm, 面网格尺寸为0.05 mm; 转子域是主要计算部位, 对其进行局部网格加密, 设置最大网格尺寸为0.01 mm, 面网格尺寸为0.03,确定网格数量为26 万～29 万。

图10 单盘阀调控机构网格划分Fig.10 Meshing of the single-disc-valve control mechanism

3.2 模型选择及边界条件的设定

k-epsilon 是湍流模式理论中的一种, 简称k-ε模型。k-epsilon 模型属于二元方程模型, 适合完全发展的湍流。 它具有很好的鲁棒性、 经济性, 能对大范围湍流进行合理预测。

设置数值模拟研究过程中比较常用的排量入口与压力出口边界条件[12], 排量入口以钻井液排量30 L/s 为依据, 可进行调整; 压力出口以地层压力为依据, 设置为30 MPa。 通过对模型的后处理,可以得到模型整体的压力分布、 转子的转速和工具的压耗损失等参数。

3.3 数值模拟结果分析

根据单盘阀泄流槽分流式调控机构模型设计,结合数值模拟结果, 进行速度场、 压力场、 脉冲特性及调节效果的分析。 出入口边界条件不变, 改变盘阀闭合角度, 对不同开合角度的盘阀进行流场分析, 结果如图11 所示。

图11 盘阀闭合示意图Fig.11 Opening/closing of the disc valve

以单盘阀闭合67.5°条件下的模拟结果为例,从图11d 可以看出, 工具内流体压力从入口处到叶轮上方一直处于高压状态, 直至钻井液撞击叶轮,叶轮与导流体壁的间隙导致流体流动空间缩小, 流速加快, 压力降低, 符合实际工况及伯努利定律(见图12)。

图12 数值模拟压力与速度云图Fig.12 Pressure and velocity contours derived from numerical simulation

对不同闭合角度调节状态的数模结果进行归纳, 得到转速与频率随盘阀闭合角度变化关系, 如图13 所示。

图13 单盘阀泄流槽分流式调控机构数值模拟结果Fig.13 Numerical simulation of the relief channel-distributary control mechanism

叶轮转速与频率基本呈相同的上升趋势, 在盘阀闭合程度为45°之前, 转速与频率的调节效果并不明显, 闭合程度超过⅟²时, 随着闭合程度的提高, 转速与频率快速增加, 至全关状态下, 叶轮转速与频率达到最大值。 叶轮转速变化范围为85 ～ 238 r/min, 频率变化范围为8 ～24 Hz。 由此可见,单盘阀泄流槽分流式调控机构的调节效果明显, 达到了可调式脉冲工具的设计目标。

4 结 论

(1) 对比分析了导流孔导流式、 泄流槽分流式、 涡轮驱动扇形盘阀式与涡轮驱动圆形盘阀式4种可调式脉冲工具调控结构, 对比各调控机构的调节效果和加工难度, 得出泄流槽分流式调控机构综合能力最强, 因此采用该结构开展调控机构设计。

(2) 单盘阀与直流道结构搭配的泄流槽分流式调控机构结构更简单, 流道结构更合理且压耗更小, 更适应井下作业环境。

(3) 单盘阀泄流槽分流式调控机构的脉冲特性参数调节范围与调节程度符合设计要求, 叶轮转速变化范围为85 ～238 r/min, 频率变化范围为8 ～24 Hz, 转速与频率的变化幅度在280%～300%之间。