涡轮式水力振荡器结构参数优化及流体仿真

冯超，徐华静，黄剑，夏成宇*，刘健，钱利勤

(1.长江大学机械工程学院，荆州 434023；2.胜利油田分公司桩西采油厂，东营 257000)

在大位移长水平井开发的后期，由于管柱与井壁之间的接触会产生非常大的摩阻，导致钻井效率低下，甚至会出现托压、自锁现象，严重限制钻具向更远目标的快速钻进，制约了长水平井的开发[1-3],使钻井的成本大大增加[4-5]。因此降摩减阻在油井开发的后期占据着非常重要的地位，水力振荡器作为降摩减阻的重要工具被广泛的应用在各大油气田油井开发作业的降摩减阻工作中[6-7]。

为了解决上述难题，从20世纪90年代开始，国内外的许多专家学者就致力于水力振荡器的研究。对水力振荡器进行结构上的优化设计，可以使水力振荡器的降摩减阻效果更好。Abdo等[8]通过实验得到了当振动幅度为30 mm时，水力振荡器所起的减阻效果最好，钻压作用到钻头上的效果最好。沈楠等[9]通过对Φ172 mm三维水力振荡器的实例分析，得到了当脉冲压力在0.03～2.90 MPa时，轴向振荡的效果最佳，并发现三维水力振荡器的安装位置至少需要与导向马达距离20 m以上，才能够确保三维水力振荡器不影响导向马达的运行。李漫等[10]将水力振荡器流道口形状对阀组脉冲压力幅值的影响进行研究，发现当流道口的形状为菱形时，水力振荡器的降摩减阻效果最好。倪华峰等[11]利用计算流体动力学(computational fluid dynamics，CFD)仿真技术对涡轮水力振荡器阀芯的运动规律进行了研究。夏成宇等[12]设计了一种涡轮式的三维水力振荡器。经过不断的研究与发展，水力振荡器作为降摩减阻的工具逐渐被完善，已经被应用在了各种油井的开发钻采作业中[13-14]。赵钰等[15]运用滑移网格与Realizablek-ε湍流模型对水利振荡器进行了流体仿真，对水力振荡器的阀组参数设计有着重要的理论指导意义。

在现有的涡轮式水力振荡器的基础上，现提出一种新的水力振荡器阀组结构，并结合理论计算与FLUENT流体仿真对静阀与转阀的运动规律以及阀组流道的形状与压降之间的关系进行研究，分析正方形流道的尺寸以及流道长度对压降的影响，并对阀组的结构进行优化设计。

1 结构及工作原理

涡轮式水力振荡器主要由涡轮定子、涡轮转子、涡轮主轴、外套、分流套、挡流体、转阀、静阀组成，如图1所示。钻井液流向为箭头所指方向，涡轮将钻井液的动能转换为机械能，涡轮转子带动涡轮主轴旋转，中心杆上端连接涡轮主轴，下端连接转阀。转阀旋转使钻井液流通面积发生周期性变化，在阀前与阀后形成压差。在转阀后连接振荡短节，将阀组产生的压降转换为轴向冲击力。在轴向冲击力的作用下，带动钻具产生轴向运动，从而将钻具与井壁之间的静摩擦转化为动摩擦，起到降摩减阻的作用。

1为涡轮定子；2为涡轮转子；3为涡轮主轴；4为外套；5为分流套；6为挡流体；7为中心杆；8为转阀；9为静阀

转阀与静阀的结构如图2所示，可以看出，静阀与转阀的流道口形状以及分布均相同，阀组的流道包括中间圆形流道口与正方形外流道口，中间圆形流道口始终处于接触状态。转阀旋转，从而使外流道口之间的连通面积发生周期性变化，在水击作用下产生周期性脉冲压力。

图2 转阀(A-A)与静阀(B-B)示意图

2 理论模型

2.1 阀前与阀后压降计算公式

转阀与静阀流道口之间的相位变化会导致过流面积的周期性变化。阀组一个周期内的运动规律如图3所示。图3中箭头所指的是转阀旋转方向，阴影部分为流道的连通面积，取正方形外流道全部连通为初始位置。

L为正方形外流道的边长；r为中间流道口的半径；R为正方形流道旋转中心位置所处轨迹圆的半径；β为转阀的旋转角度

由阀组的运动规律可知，中间圆形流道口始终处于连通状态，其面积为

A1=πr2

(1)

式(1)中:r为中间流道口的半径，mm。

正方形外流道的过流面积为

(2)

式(2)中：L为正方形外流道的边长，mm；R为正方形流道旋转中心位置所处轨迹圆的半径，mm；β为转阀的旋转角度，rad。

总过流面积可以表示为

A=A1+A2

(3)

流体流经过流通道时产生的压降即为阀组的压降。阀组的过流通道可以认定为厚壁短孔，由短孔的流量公式可得流体流经过流通道所产生的压降为

(4)

式(4)中：Δp为压降，Pa;Q为流量，m3/s；A为过流总面积,m2；ρ为流体密度，kg/m3;Cq为小孔流量系数，一般取Cq=0.82。

2.2 湍流模型

由于水力振荡器内钻井液流动状况较复杂，处于非稳态过程，因此，采用FLUENT自带的k-ε模型，能够很好地用于水力振荡器内流体的流动，得到准确的结果。

标准k-ε模型的输送方程为

Gb-ρε-YM+Sk

(5)

(6)

式中:Gk为层流速度梯度所产生的湍动能项；Gb为浮力产生的湍动能项；YM为可压缩流动中湍流脉动膨胀到全局流程中对耗散率的贡献值；C1ε、C2ε、C3ε为常量；σk为k方程的湍流Prandtl数；σε为ε方程的湍流Prandtl数；Sk为自定义的湍动能项；Sε为自定义的湍流耗散源项；ui为i相流在t时刻的速度；xi为t时刻i相流质点的空间位置；xj为t时刻j相流质点的空间位置;μ为流体动力黏度；μt为湍流黏性系数。

3 数值计算

3.1 涡轮式全金属水力振荡器阀组有限元模型建立

分别建立正方形外流道口、圆形外流道口、扇形外流道口的阀组有限元模型，保持流道口总面积一致，外流道口的旋转中心位置均处在同一半径的圆上，如图4所示。

图4 三种形状外流道示意图

采用六面体网格划分，进行网格无关性验证。为了获得转阀与静阀中钻井液作用时间的精确解，采用滑移网格技术进行瞬态流场的计算。网格无关性验证曲线如图5所示。

图5 压降随网格大小变化曲线

可以看出,随着网格划分精细，压降的变化逐渐趋于平缓，当网格大小不大于5 mm时压降变化基本处于稳定，考虑到计算的时间与精度，选择5 mm的网格划分，划分后的网格节点数58 031，单元数67 780。

选择标准k-ε湍流模型，流体密度为1.0 g/cm3，黏度为20 mPa·s；流量为35 L/s，在边界条件中设置入口为速度入口，速度为1.93 m/s；出口为相对压力出口；转阀转速为600 r/min。根据公式计算出湍流的k值为0.007 7，ε为15.090 6。

3.2 仿真结果分析

只针对外流道的形状进行分析，利用CFD仿真技术对三种阀组的有限元模型进行对比，测得阀组的压力分布云图，并取任意角度平面上的压力分布如图6所示。分别测得三种阀组的进口压力与出口压力，将进口压力与出口压力相减即为所求的阀组压降，如图7所示。

图6 阀组压力云图

从图7可以看出，进口处的压力明显大于出口处的压力，中间流道处流体的压力分布比较复杂，主要是因为在中间流道处的流通面积突然缩小，导致流体在此处的流速变化较大。流体从转阀流道内流出后，在静阀进口端靠近壁面处会产生二次环流。

图7 压降变化规律

从图7也可以看出三种流道的压降变化规律。扇形外流道口每个周期的压降变化不稳定，且最小压降延续时间较长，不利于快速产生脉冲压力；圆形外流道口的最大压降在下降后出现回升导致周期压降变化不稳定；正方形外流道口的压降变化最为稳定，而且最大压降与最小压降的延续时间较短，能够产生比较快速的脉冲压力，有利于工程实际中的应用。因此采用正方形外流道作为水力振荡器的阀组流道结构，能够提供快速有效的周期性脉冲压力，起到更好的降摩减阻效果。

可以看出，正方形外流道阀组的最小压降为0.096 MPa，最大压降为2.96 MPa。可以提供0.096～2.96 MPa的脉冲压力。

4 阀组优化设计

由理论计算可知，阀组的压降与流道连通面积以及钻井液流量有关，为了适应复杂的井下工作环境对流道管径进行优化，以达到更好的降摩减阻效果，使油井的开发效率更高。

4.1 中间流道口内径对压降的影响

图8所示为阀组流道示意图。中间流道口为圆形流道，外流道为4个正方形流道。

图8 阀组流道示意图

用上述的仿真方法，对不同内径的中间圆形流道阀组的压降进行求解，在进口流量不变的情况下改变中间流道口的内径，测得阀组的压降。现以正方形流道边长为27 mm、流道长度为30 mm的阀组进行分析，所得压降数据如表1所示，压降变化曲线如图9所示。

表1 转阀与静阀参数

图9 不同中间流道尺寸压降图

当外流道口全部关闭只有中间流道口连通，由于中间流道口的流通面积较小，且流量较大，水击现象较强，出现最大压降；当流道口全部连通，流通面积较大，水击现象减弱，出现最小压降。从图9可以看出，阀组的最小压降基本不变，最大压降随着中间流道口内径的增大而减小，瞬时压降增大可以提供更大的脉冲压力。根据现场实际要求，最大压降不超过3 MPa时所起到的降摩减阻效果最好，因此选用中间圆形流道口的半径为14.2 mm。

4.2 正方形外流道尺寸对压降的影响

改变正方形外流道的边长，并测得不同边长外流道的压降变化曲线。以中间流道口内径为14.2 mm、长度为30 mm的阀组为例，测得正方形外流道尺寸与压降之间的关系如表2所示。变化规律如图10所示。

由表2与图10可以看出，正方形外流道的边长不大于27 mm时，随着边长的变化压降的变化较小；正方形外流道的边长大于27 mm时，随着边长增加压降减小。主要原因是：①当正方形外流道边长大于27 mm后，外流道始终处于连通状态，使得流通面积大于边长为27 mm时的流通面积。外流道的边长越长，连通面积越大，压降越小。②当正方形外流道的边长不大于27 mm时，阀组的最小连通面积不变，因此阀组的最大压降变化不大。边长为27 mm的正方形外流道，外流道口完全没有接触的时间非常短，压降的变化较快，能够快速产生比较大的脉冲压力，因而在复杂结构井的开发中优先选用。

表2 压降数据

图10 不同正方形流道尺寸压降变化图

4.3 流道长度对压降的影响

在确定流道口的形状与尺寸后，针对流道的长度进行分析。选择流量为35 L/s，中间圆形流道内径为14.2 mm、正方形外流道边长为27 mm的阀组进行分析，测得流道长度与压降之间的关系如表3所示。变化规律如图11所示。

表3 压降数据

图11 不同流道长度的压降曲线图

由表3与图11可知，流道的长度越长，阀组产生的压降越大。压降增大的主要原因是：当阀组的过流通道长度增加后，流体在流道内的水力损失就会增加，因而导致流体在流经过流通道后的压力减少幅度增大。根据实际操作需要，压降不超过3 MPa起到的降摩减阻效果最好，因此选取流道长度为30 mm。

4.4 流量与压降之间的关系

根据以上试验得到的结论，以中间圆形流道半径为14.2 mm，正方形外流道边长为27 mm，流道长度为30 mm的阀组为例，最大压降与最小压降如表4所示，测得不同流量下压降的变化曲线如图12所示。

表4 压降数据

图12 不同流量下压降曲线图

从表4与图12可以看出，压降随着流量的增大而增大。压降增大的主要原因：流量的增大会导致阀组的钻井液入口速度增加，钻井液在经过缩管与扩管过程中的水力损失也大大增加，因此增大了阀组进出口之间的压降。在工程实际运用中应选择适当的流量，可以起到更好的降摩减阻效果。

5 结论

(1)涡轮式水力振荡器通过转阀与静阀之间相位的改变将钻井液的压力转换为周期性的脉冲压力，从而给钻具提供轴向冲击的机械能，更好地解决了钻具工作时的托压、自锁现象。通过对三种不同形状的外流道进行对比，发现正方形外流道阀组的降摩减阻效果要优于其他形状外流道的阀组。

(2)中间圆形流道口内径越大，阀组的压降越小；正方形外流道的边长大于27 mm时，阀组的压降会随之减小；随着流道长度的增加，阀组的压降减小；阀组的压降与流量呈正相关。中间流道半径为14.2 mm，正方形外流道边长为27 mm，流道长度为30 mm的阀组结构最为满足工程实际的需要，可以提供0.096～2.96 MPa的压降。