自激振荡式旋转冲击钻井工具水力元件性能分析与优化

雷 鹏，倪红坚，王瑞和，宋慧芳，王 鹏，宋维强，钟 强

（中国石油大学（华东），山东 青岛 266580）

发展破岩钻井新方法，有效提高钻井速度对于高效获取地下油气资源具有重要意义［1］。理论研究和实践均证实，脉冲射流与旋转冲击钻井技术可有效提高钻速，但二者的应用范围和工作稳定性均有一定局限性［2－4］。基于现有技术分析，本文综合脉冲射流和旋转冲击钻井技术的优势［2，5－7］，提出了自激振荡式旋转冲击钻井方法，该钻井方法的核心是加装于钻头上部的自激振荡式旋转冲击钻井工具，而其水力元件的性能是保证该项技术实施效果的关键。本文采用大涡模拟和现场试验研究相结合的方法，分析了自激振荡水力元件的调制机理，优化了其结构参数，现场试验结果证实了自激振荡式旋转冲击钻井方法可行。研究结果为自激振荡式旋转冲击钻井技术的发展提供了依据，并有助于推动石油钻井及相关岩石钻凿工具和工艺技术的发展。研究兼具理论和应用价值。

1 自激振荡式旋转冲击钻井工具原理

自激振荡式旋转冲击钻井技术的核心工具结构见图1。钻井液经过工具内的一级和二级自激振荡器的调制，在二级振荡器出口形成压力脉动，该压力脉动在二级振荡器下端通过驱动杆转化为对钻头的冲击振动，同时压力脉动继续下行，通过钻头水眼，形成脉冲射流作用于井底。冲击振动与脉冲射流联合作用改善井底岩石的受力状况，强化井底岩屑的清洗，提高了破岩效率。

2 数值模型

自激振荡水力元件内的流场较复杂，各因素相互联系，共同影响水力元件性能，采用合适的分析方法，有利于获取水力元件内部动态特性。目前，湍流数值模拟方法主要有大涡模拟方法（LES）、雷诺时均方法（RANS）、直接数值模拟方法（DNS）。其中，LES可以获取RANS方法无法获得的湍流运动的细微结构和流动图像，又比DNS方法所需要的计算量小得多［8－10］，被广泛认为是一种非常有前景的湍流数值模拟方法。本文利用大涡模拟方法对自激振荡式旋转冲击钻井工具的水力元件进行数值仿真分析，力图更加深入的了解自激振荡射流流场的振荡特性及动态特征。

图1 自激振荡式旋转冲击钻井工具结构Fig．1 The structure of selfoscillating rotary drilling tool

2.1 控制方程

目前LES模拟主要用于不可压缩流体，针对本次研究，采用连续性方程和N－S方程作为大涡模拟的基本控制方程：

在计算中，需要对N－S方程进行滤波，首先利用滤波函数将流动变量分解成大尺度量f（ x，t）和小尺度量 f′（x，t）：

其中，

式中G（x，x′）为给定的核函数，称为滤波函数，将式（3）代入N－S方程和连续性方程：

即可得到大尺度量（ x，t）满足的大涡模拟方程：

式（6）中的τij称为湍流亚网格应力：

τij为亚网格张力，需要封闭模型：

其中μt为亚网格湍流粘性力，S—ij是其张量旋率，定义为：

2.2 基本假设

2．3 物理模型与边界条件

物理模型见图2。为了减小模型规模，根据模型的特点取模型的一半并在对称面上采用对称边界。采用六面体与四面体相结合网格划分方式，并对流体流动相对复杂的两个腔室进行局部细化，相关网格模型见图3。网格划分后，模型的规模在74万至84万个单元。

图2 物理模型Fig．2 Physical model

图3 网格划分Fig．3 Mesh

入口边界：取入口处流量为 0．032 m3／s；出口边界：出口压力101 325 Pa；壁面边界：壁面条件采用壁面函数法，固体表面采用无滑移边界条件。

考虑到初始化时间、数值耗散以及计算精度等因素影响，压力速度耦合方式采用SIMPLEC算法，设置的计算时间步长为0．002 s。

3 调制原理分析

基于已有自激振荡式水力元件研究［15］，开展了探索性研究，确定现场原理样机（结构1）试验所用的水力元件尺寸为：上腔室：入口直径D1＝28 mm，出口直径D2＝32 mm，腔径D4＝95 mm，腔长L1＝96 mm；下腔室：入口直径D2＝32 mm，出口直径D3＝38 mm，腔径D5＝135 mm，腔长L2＝130 mm。

对上述水力元件进行大涡模拟分析发现，可将自激振荡水力元件两个腔室内的压力场划分为四个区，即喷嘴出口能量聚集一区，中心负压二区，边界高压区三区，出口高压四区（见图3）［13］。流体经一级振荡器的入口加速，形成高速射流喷入一级振荡腔，因射流在腔室内呈发散状流动，到达振荡腔下部时，部分流体与下碰撞壁发生碰撞后，沿振荡腔壁向上流动，并与上碰撞壁再次发生碰撞，形成围绕振荡腔内中心射流束的涡环，高速运动的涡环在腔室中心形成了中心低压二区，该区对流经两个涡环中间的流体形成阻尼作用（图4（a））。在中心低压二区的阻尼作用下，中心低压二区上方形成了能量聚集一区（图4（b）），这两个区是调制脉冲射流的关键。一区与二区相互影响的结果致使二区的阻尼效果不断增强，一区聚集的能量不断增多，当一区的能量增大到一定程度，上腔室内的压力分布的不均度达到最大（图4（c）），此后，能量聚集一区的压力突然冲破中心低压二区的阻碍，将能量聚集一区的能量迅速释放，形成了短暂的高压流（图4（d））；当一区的能量完全释放后，上腔室的压力分布又回到初始状态。如此反复循环，在上腔室出口形成了脉冲射流。流体在二级振荡器内的经历与一级振荡器运动变化过程类似，其压力脉动被进一步放大，作用在打击力传递面上（见图2），形成周期性的冲击力传递至钻头，改善钻头与岩石的相互作用状况，二级振荡腔内的流体经二级振荡腔的出口喷出，形成脉冲射流向下传递至井底，用于强化井底清洗（见图5～图6）。

图4 双级自激振荡水力元件腔室内压力随时间的变化Fig．4 The field pressure contours change with time of two oscillation chamber

图5 原理样机打击力传递面的冲击力Fig．5 Combat plane hitting force of principle prototype

自激振荡腔可单独使用，也可串联使用，为了比较两种结构的优劣，分析了一种单级自激振荡水力元件（D1＝32 mm，D2＝38 mm，D4＝135 mm，L1＝130 mm，入口流量0．032 m3／s）的出口压力脉动并与原理样机进行了对比，结果显示，两种自激振荡水力元件均可产生压力脉动，但是双级水力元件的压力脉动变化幅度为450 kPa，明显优于单级水力元件的压力脉动变化幅度 185 kPa（图6）。

图6 不同结构自激振荡水力元件压力变化对比Fig．6 Compare the pressure of different hydraulic components

有研究表明，结构参数对自激振荡式水力元件的性能具有显著影响［7，13－15］。为了验证上述结论是否适合于双级自激振荡式水力元件，模拟分析了流体在结构2（D1＝28 mm，D2＝32 mm，D3＝38 mm，D4＝95 mm，D5＝135 mm，L1＝48 mm，L2＝65 mm）内的流场变化情况。结果表明，在结构2内有多个低压二区形成，多个涡环的存在增加了腔室内部的压力损耗，能量聚集一区的存在微弱，流体在通过此结构时所产生的压力脉动较小，仅为235 kPa（图6与图7）。研究进一步证实了优选自激振荡式水力元件结构参数的重要性。

图7 结构2双级自激振荡水力元件腔室内压力分布云图Fig．7 The pressure contours in structure two of two oscillation chamber

4 性能优化与试验

上述分析证实了双级自激振荡水力元件能够产生压力脉动与冲击力，但是双级自激振荡水力元件影响因素较多，为提高分析效率，将正交试验设计方法用于自激振荡式旋转冲击钻井工具的性能优化。

4．1 自激振荡腔的串联方式

双级自激振荡水力元件存在上腔室直径大或者下腔室直径大的结构，为确定这两种结构的优劣，设定D1＝D2＝D3＝28 mm，互换上、下腔室进行分析。结果表明，上腔室直径小的结构出口压力脉动要优于上腔室直径大的结构，因此在后续研究中均选取下腔室直径大的结构。

表1 腔室互换结果Tab．1 The results of chamber swaps

4．2 性能优化

基于215．9 mm井眼用钻井工具的实际尺寸（外径多为177．8 mm）、钻具的承压能力和钻机负荷的限制的考虑，设定自激振荡式水力元件的相关结构参数的取值范围，结果见表2。

表2 结构参数取值范围Tab．2 The range of the structural parameters

对上述因素采用 L16（4）5正交设计，分析结果见表3。

表3 正交设计数值模拟结果Tab．3 Results of numerical simulation on orthogonal design

对上述结果进行极差分析，结果参见表4～表5。

k1是因素D2取相同值时，出口压力脉动的平均值，k2、k3、k4与 k1的算法类似。K1、K2、K3、K4则是各因素对冲击力影响的平均值。分别对出口压力脉动与冲击力对各结构参数的影响进行极差分析，各因素按照影响大小依次为：上腔室出口直径D2＞上腔室腔长L1＞下腔室腔长L2＞上腔室腔径D4＞下腔室出口直径D3，其中上腔室腔径D4与下腔室出口直径D3影响相对较小。优化后自激振荡式旋转冲击钻井工具水力元件出口压力脉动与打击力传递面上冲击力较优化前有显著的提高，其冲击力由优化前的5．8 kN提高至10．8 kN，压力脉动由优化前的450 kPa提高至780 kPa（图 8）。

表4 压力脉动极差分析结果Tab．4 Range analysis results of pressure fluctuation

表5 冲击力极差分析结果Tab．5 Range analysis results of hitting force

图8 优化后打击面上冲击力与出口压力脉动Fig．8 Optimized combat plane hitting force and outlet pressure pulsation

4．3 现场试验

所研制的自激振荡式旋转冲击钻井工具的原理样机（水力元件的结构尺寸见前述结构1）于2010年在胜利油田进行了试验（采用在钻具与钻头之间加装自激振荡式旋转冲击钻井工具的钻具结构）。试验简图见图9。钻柱旋转的同时，柴油机带动钻井泵将钻井液通过管线泵入钻柱，利用钻具将钻井液输送至自激振荡旋转冲击钻井工具，该工具利用钻井液给钻头施加具有一定频率冲击力的作用，形成旋转冲击钻井，同时将连续钻井液转化为具有一定压力脉动的流体通过钻头水眼喷出形成脉冲射流作用于井底，强化井底清洁。

图9 现场试验简图Fig．9 Test diagram

试验结果显示，使用自激振荡式旋转冲击钻井工具可明显提高钻速，证明自激振荡式旋转冲击钻井工具原理可行（试验结果见表6）。

表6 工具试验情况Tab．6 The case of tool tests

依据前述对水力元件的结构参数数值模拟优化的结果，研制了自激振荡式旋转冲击钻井工具。并于2011年至2012年在胜利油田进行了试验，试验结果显示，优化后工具的提速效果显著优于优化前的，平均提速效果由优化前的30．1%提高至63．5%，证明所采用的优化分析方法正确可行，该方法的成功应用促进了自激振荡式旋转冲击钻井技术的发展（试验结果见表 7）。

胜利油田5口井的现场试验表明自激振荡旋转冲击钻井工具使用方便，现场操作简单，不改变现有钻具结构，与现有钻头与钻井参数具有良好的适应性，应用前景广阔。

表7 优化后工具试验情况Tab．7 the case of optimized tool tests

注：（1）机速对比采用距离最近，工况相近的可比原则对比；（2）史106－4在井段2593－2855井段因钻井需要未使用工具；（3）史106－4与史106－7使用工具一套，PDC钻头一个。

5 结 论

（1）采用大涡模拟的方法分析了双级自激振荡水力元件的调制机理，证明所提出的自激振荡式旋转冲击钻井方法原理正确可行。

（2）大涡模拟结果揭示流体在自激振荡水力元件内可形成低压涡环与高压聚能区，二者的相互影响形成了周期性的压力脉动。

（3）采用数值模拟与现场试验相结合的方法对自激振荡式旋转冲击钻井工具的水力元件进行了优化，优化后其使用性能有了明显改善，表明优化自激振荡水力元件方法正确、可行。所得结论可作为相关工程应用领域优化自激振荡水力元件的依据。

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