Download PDF  
文章快速检索  
  高级检索
引用本文
王杰,夏成宇,冯定,于长柏. 新型涡轮驱动水力振荡器设计与实验研究[J]. 工程设计学报, 2016, 23(4): 391-395.
WANG Jie, XIA Cheng-yu, FENG Ding, YU Chang-bo. Design and experimental study on a new type of turbine driven hydraulic oscillator[J]. Chinese Journal of Engineering Design, 2016, 23(4): 391-395.
新型涡轮驱动水力振荡器设计与实验研究
王杰1,2,夏成宇1,2,冯定1,2,于长柏3     
1. 长江大学 机械工程学院, 湖北 荆州 434023;
2. 湖北省油气钻完井工具工程技术研究中心, 湖北 荆州 434023;
3. 中国石油化工集团公司 石油工程机械有限公司, 湖北 武汉 430000
收稿日期: 2016-04-25 .
作者简介: 王杰(1991—),男,硕士生,湖北荆州人,从事流体机械设计及CAD技术研究,E-mail:1105625343@qq.com. http://orcid.org//0000-0001-5641-0672
通讯作者: 夏成宇(1981—)，男，四川眉山人，副教授，博士，从事管柱力学与井下工具研究，E-mail:qlq1010@126.com. http://orcid.org//0000-0001-7896-9506
摘要: 提出了一种新型的石油钻井用水力振荡器，可有效降低管柱摩阻，提高钻井效率.该水力振荡器采用涡轮驱动，并使用双偏心动定阀作为压力脉冲发生机构.通过建立双偏心动定阀的运动特性方程，结合实际工况得出阀盘的最优尺寸.通过选定阀型的水力振荡器性能测试实验，得出在模拟钻压为30 kN，流量为28 L/s，工作介质为清水时的振动冲击力约为15 859 N，振动位移约为4.1 mm，振动频率约为11.4 Hz.该分析与实验结果对水力振荡器的设计与应用具有指导意义.
关键词: 钻井     水力振荡器     双偏心动定阀     压力脉冲     实验    

基金项目: 国家自然科学基金资助项目（51405032，51275057）
Design and experimental study on a new type of turbine driven hydraulic oscillator
WANG Jie1,2, XIA Cheng-yu1,2, FENG Ding1,2, YU Chang-bo3     
1. School of Mechanical Engineering, Yangtze University, Jingzhou 434023, China ;
2. Oil and Gas Drilling and Well Completion Tools Research Center of Hubei Province, Jingzhou 434023, China ;
3. Oilfield Equipment Corporation, Sinopec Group, Wuhan 430000, China
Abstract: A new type of hydraulic oscillator for oil drilling is presented, which can effectively reduce the frictional resistance and increase the drilling efficiency. The hydraulic oscillator was driven by a turbine, and double eccentric valve was used as the pressure pulse generating mechanism. By establishing the motion characteristic equation of the double eccentric valve, the optimal size of the valve disc was obtained based on the actual working conditions. The performance test experiment of the hydraulic oscillator with selected valve was carried out, the experimental results showed that the vibration impact force of the hydraulic oscillator was about 15 859 N, the vibration displacement was about 4.1 mm, and the vibration frequency was about 11.4 Hz when the drilling pressure was 30 kN, the flow rate was 28 L/s, and the working medium was water. The analysis and experimental results have guiding significance for the design and application of the hydraulic oscillator.
Key words: drilling     hydraulic oscillator     double eccentric valve     pressure pulse     experiment    

随着油田开发的不断深入以及钻井技术的进步，石油钻井逐渐向大位移井、多分支水平井发展.然而，水平井钻井时会出现摩阻增大、托压等问题，严重影响机械转速，特别是在滑动钻井时，由于钻杆摩阻过大，钻压无法有效地传递到钻头，破岩效率降低，钻井周期延长，作业效率降低，建井成本大大增加.旋冲钻具、液力冲击器、水力振荡器等一系列降摩减阻工具的开发和应用对提速增效有重要意义[1].水力振荡器作为一种高效的降摩减阻工具已经得到广泛研究与试验[2-3].文献[4]提出了一种射流式水力振荡器，其整体结构简单.文献[5]提出了一种螺杆驱动的水力振荡器并进行了现场试验，试验结果表明该水力振荡器能有效提高机械转速.文献[6]提出了一种利用叶轮旋转实现流道周期性打开与关闭从而产生压力脉冲的水力振荡器，并在多口油井进行试验，试验效果良好.文献[7]针对螺杆水力振荡器的相关参数进行了实验研究，得出了结构参数对水力振荡器性能的影响规律.文献[8]根据振荡器的结构及工作原理建立了力学分析模型.以National Oilwell Varco(NOV)公司生产的水力振荡器为例，该水力振荡器由振动短节、动力短节、阀门和轴承系统组成，如图 1所示.其工作原理为：当钻井液经过动力短节时，驱动螺杆旋转，同时钻井液经引流机构进入沿螺杆轴线的轴向流道，螺杆末端过流孔与有偏心过流孔的定阀盘紧密配合，根据单头螺杆的运动特性，螺杆轴端的往复旋转运动会使螺杆末端过流孔与定阀偏心过流孔形成的过流面积呈周期性变化，从而导致阀口处压力产生周期性变化，形成压力脉冲.脉冲压力引起工具的轴向振动，改变钻柱与井壁的摩擦条件，达到降低摩阻和提速的目的.

1—振动短节；2—动力短节；3—阀门组. 图 1 NOV水力振荡器结构图 Fig.1 Structure diagram of NOV hydraulic oscillator
图选项

综合国内外水力振动器的应用及发展情况[9-11]，螺杆驱动水力振动器能有效提高钻井速度，但同时也存在工作寿命短、零件冲蚀严重、自身压耗偏大等许多问题，需要进一步改善[12].涡轮钻具转速高，压耗低，不含橡胶件，耐高温(工作温度可达250～300 ℃)，适用于深井、超深井和高温高压井的钻井作业[13-14].阀门组作为水力振荡器核心零部件，决定了涡轮驱动水力振荡器的功能实现，其周期性地改变阀口过流面积来产生节流效应从而产生冲击力，阀口的结构及运动特性也决定了水力振荡器的工作性能.双偏心动定阀组加工制造简单，参数可调，可很好地辅助涡轮驱动水力振荡器的功能实现.为此，本文基于涡轮理论设计了一款新型的涡轮驱动水力振荡器，并就该水力振荡器所采用的双偏心动定阀组的特性进行分析，推导出该水力振动器的振动频率、振动位移以及振动轴向力，同时，通过室内实验对特定阀型的水力振荡器相关性能进行了测试.

1 涡轮驱动水力振荡器结构设计

涡轮驱动水力振荡器(如图 2所示)利用钻井液驱动涡轮组作为旋转动力输出实现动阀门的周期性旋转，动阀门与定阀门的相对运动导致流道口的周期性变化，从而产生周期性压力脉冲，实现工具的周期性振动.

1—下接头；2—定阀盘；3—动阀盘；4—下扶正轴承；5—主轴；6—连接套；7—推力轴承；8—限流套；9—分流套；10—涡轮组；11—隔环；12—上接头；13—振动短节. 图 2 涡轮驱动水力振荡器结构图 Fig.2 Structure diagram of turbine driven hydraulic oscillator
图选项

其工作原理为：泥浆经过涡轮组驱动转子旋转，转子带动主轴旋转，流出涡轮组的泥浆经过分流套进入主轴内沿轴线方向的流道；流道的末端安装有动阀盘，动阀盘的流道通孔为偏心，动阀盘的下端为定阀盘，固定在下接头上，定阀盘的流道通孔也为偏心，动阀盘的旋转会使过流面积周期性地改变，从而在阀口处形成节流并产生周期性压力脉冲；压力脉冲引起振动短节轴向振动，该轴向振动传递至钻杆使钻杆外壁与井壁的接触情况发生改变，有效降低管柱减阻.

2 阀门组运动特性分析

涡轮驱动水力振荡器采用的阀门组为双偏心动定阀，如图 3所示.定阀盘固定于下接头保持相对静止，动阀盘随主轴旋转，定阀盘流道与动阀盘的流道重叠部分即为钻井液通道.根据动定阀盘的运动状态，可以得到通道的面积变化规律如图 4所示，图中的1，…，8分别表示动定阀盘的相位差为0，$\frac{1}{4}\pi ,\frac{1}{2}\pi ,\frac{3}{4}\pi ,\pi ,\frac{5}{4}\pi ,\frac{3}{2}\pi ,\frac{7}{4}\pi $，阴影部分为钻井液过流面积，从图中可以看出过流面积呈周期性变化.

1—定阀盘；2—动阀盘. 图 3 动定阀结构图 Fig.3 Structure diagram of moving valve and fixed valve
图选项
图 4 阀口过流面积变化示意图 Fig.4 Schematic diagram of the change of flow area of valve
图选项

过流面积的变化影响节流效果，也决定了水力振荡器的工作性能.为得到该双偏心动定阀的面积变化规律，建立图 5所示的坐标系.图中O1为定阀盘流道孔截面的圆心，O2为动阀盘流道孔截面的圆心，圆O1的偏心距为e1，圆O2的半径为e2，O点既为坐标系原点，也为动阀盘液体作用面的圆心(直径为80 mm)，同时也为动阀盘的旋转中心，A，B为圆O1和圆O2的交点，α为两圆心与O点连线之间的夹角，即动阀盘的旋转角度.

图 5 阀口过流面积计算模型 Fig.5 The calculating model of flow area of valve
图选项

根据双偏心动定阀的运动规律建立过流面积的表达式.

1) 假设圆O1的半径与圆O2的半径相等，即r1=r2，则：

$\begin{align} & L={{O}_{1}}{{O}_{2}}=\sqrt{e_{1}^{2}+e_{1}^{2}-2{{e}_{1}}{{e}_{2}}cos~\alpha }, \\ & {{\beta }_{1}}={{\beta }_{2}}=arccos\left( \frac{r_{1}^{2}+{{L}^{2}}-r_{2}^{2}}{2{{r}_{1}}L} \right), \\ & {{S}_{扇形{{O}_{1}}AB}}={{S}_{扇形{{O}_{2}}AB}}={{\beta }_{1}}r_{1}^{2}={{\beta }_{2}}r_{2}^{2}, \\ & {{S}_{\Delta {{O}_{1}}AB}}={{S}_{\Delta {{O}_{2}}AB}}= \\ & \sqrt{\frac{{{r}_{1}}+{{r}_{2}}+L}{2}\left( \frac{-{{r}_{1}}+{{r}_{2}}+L}{2} \right)\left( \frac{{{r}_{1}}-{{r}_{2}}+L}{2} \right)\left( \frac{{{r}_{1}}+{{r}_{2}}-L}{2} \right)}, \\ & {{S}_{过流面积}}={{S}_{扇形{{O}_{1}}AB}}+{{S}_{扇形{{O}_{2}}AB}}-{{S}_{\Delta {{O}_{1}}AB}}-{{S}_{\Delta {{O}_{2}}AB}}. \\ \end{align}$

将式进行整理可以得到

${{S}_{过流面积}}=\left\{ \begin{align} & {{r}^{2}}_{1}arccos\left( \frac{r_{1}^{2}+{{L}^{2}}-r_{2}^{2}}{2{{r}_{1}}L} \right)+r_{2}^{2}arccos\left( \frac{r_{2}^{2}+{{L}^{2}}-r_{1}^{2}}{2{{r}_{2}}L} \right)- \\ & 2\sqrt{\frac{{{r}_{1}}+{{r}_{2}}+L}{2}\left( \frac{-{{r}_{1}}+{{r}_{2}}+L}{2} \right)\left( \frac{{{r}_{1}}-{{r}_{2}}+L}{2} \right)\left( \frac{{{r}_{1}}+{{r}_{2}}-L}{2} \right)}, \\ & L<{{r}_{1}}+{{r}_{2}}, \\ & 0,L\ge {{r}_{1}}+{{r}_{2}}. \\ \end{align} \right.$

2) 假设圆O1的半径与圆O2的半径不相等，即r1≠r2，同理可得

${{S}_{过流面积}}=\left\{ \begin{align} & {{r}^{2}}_{1}arccos\left( \frac{r_{1}^{2}+{{L}^{2}}-r_{2}^{2}}{2{{r}_{1}}L} \right)+r_{2}^{2}arccos\left( \frac{r_{2}^{2}+{{L}^{2}}-r_{1}^{2}}{2{{r}_{2}}L} \right)- \\ & 2\sqrt{\frac{{{r}_{1}}+{{r}_{2}}+L}{2}\left( \frac{-{{r}_{1}}+{{r}_{2}}+L}{2} \right)\left( \frac{{{r}_{1}}-{{r}_{2}}+L}{2} \right)\left( \frac{{{r}_{1}}+{{r}_{2}}-L}{2} \right)}, \\ & \left| {{r}_{1}}-{{r}_{2}} \right|\le L<{{r}_{1}}+{{r}_{2}}, \\ & \pi {{r}^{2}},L\le \left| {{r}_{1}}-{{r}_{2}} \right|, \\ & 0,L\ge {{r}_{1}}+{{r}_{2}}. \\ \end{align} \right.$

式中r为r1与r2的较小值.

3 阀门优化设计

现场实践表明，水力振荡器的最大压耗不得超过4 MPa[15]，其中涡轮短节压耗为0.145 MPa[16]，综合局部水力损失约为0.8 MPa[17]，现要求尽可能增加冲击作用力，降低冲击力平均作用时间，提高冲击力动载效应.依据MATLAB软件的优化工具箱建立关于动定阀尺寸的优化函数X=fminimax(‘F’,x,A,b)，根据薄壁圆孔节流理论可以得到动定阀组所能产生的冲击力F表达式为

$F=\left( {{S}_{O}}-{{S}_{过流面积}} \right)\cdot \frac{\rho {{Q}^{2}}}{2C_{d}^{2}S_{过流面积}^{2}},$

式中：ρ——泥浆密度，取1.1×103 kg/m3；

 Q——流量，取28 L/s；

  Cd——流量系数，取0.61[18].

根据MATLAB软件的优化结果可以得到，动定阀盘的流道通孔内径与偏心距相等，且r1=r2=40 mm，e1=e2=39.5 mm，该动定阀的过流面积和冲击力变化规律如图 6、图 7所示.

图 6 阀口过流面积变化规律 Fig.6 The change rule of flow area of valve
图选项
图 7 阀口冲击力变化规律 Fig.7 The change regularity of impact force of valve
图选项
4 实验研究

根据动定阀组优化设计结果，加工相应尺寸的动定阀盘，并开展涡轮驱动水力振荡器的室内实验.实验设备包括水力振荡器测试台架、BDI应变测试仪、4根工装件、位移传感器、泥浆泵.实验方案如图 8所示.其测试原理为：水力振荡器测试台架的2组限位锁死机构分别固定在水力振荡器的动力短节和振动短节上，锁死机构通过4根连杆连接，连杆上安装工装件，通过测试工装件的应变即可测得连杆所受轴向力，连杆的合力即为水力振荡器的振动力，与此同时，水力振荡器测试台架可调节振动短节与动力短节的预压力以模拟钻压；在振动短节与动力短节连接处安装位移传感器，通过测量2个短节的相对位置关系来测试振动短节的位移变化情况.位移传感器及应变传感器的安装方法如图 9所示.

1—泵及水箱；2—水力振荡器测试台架；3—位移信号接收器；4—应变信号接收器；5—循环管路；6—工装件；7—位移传感器. 图 8 涡轮驱动水力振荡器实验方案 Fig.8 Experimental plan of turbine driven hydraulic oscillator
图选项
图 9 传感器安装示意图 Fig.9 Schematic diagram of sensor installation
图选项

实验时控制模拟钻压为30 kN，流量为28 L/s，通过拉力实验机测得4根工装件的轴向力与应变比例系数分别为K1，K2，K3，K4，水力振荡器稳定工作状态下4根工装件的应变分别为ε1，ε2，ε3，ε4，由此可以得到水力振荡器的振动力为

$F={{K}_{1}}{{\varepsilon }_{1}}+{{K}_{2}}{{\varepsilon }_{2}}+{{K}_{3}}{{\varepsilon }_{3}}+{{K}_{4}}{{\varepsilon }_{4}}.$

实验测得位移数据和轴力数据如图 10、图 11所示.利用频域响应分析软件对测试数据进行分析可以得到水力振荡器的振动频率，如图 12所示.

图 10 振荡器轴力变化情况 Fig.10 The variation of the axial force of the oscillator
图选项
图 11 振动短节位移变化情况 Fig.11 The displacement of vibration short-segment
图选项
图 12 位移数据频域响应分析 Fig.12 Frequency response analysis of displacement data
图选项

根据图示结果可以得到实验状况下该涡轮驱动水力振荡器轴力的平均振幅，即振动冲击力约为15 859 N，振动位移约为4.1 mm，振动频率约为11.4 Hz.

5 结 论

1) 本文提出了一种新型的涡轮驱动水利振荡器，并采用了双偏心动定阀作为压力脉冲发生器，具有振动频率高、压耗低、寿命长等特点.

2) 本文分析了双偏心动定阀的运动特性，建立了过流面积计算方程，并依据实际工况设计出最优的动定阀尺寸.

3) 通过涡轮驱动水利振荡器性能测试实验得到该水力振荡器在模拟钻压为30 kN，流量为28 L/s，工作介质为清水时的振动冲击力约为15 859 N，振动位移约为4.1 mm，振动频率约为11.4 Hz.

参考文献
[1] 贾承造, 郑民, 张永峰. 中国非常规油气资源与勘探开发前景[J]. 石油勘探与开发 , 2012, 39 (2) : 129–136. JIA Cheng-zao, ZHENG Min, ZHANG Yong-feng. Unconventional hydrocarbon resources in China and the prospect of exploration and development[J]. Petroleum Exploration and Development , 2012, 39 (2) : 129–136.
[2] 王建龙, 王丰, 张雯琼, 等. 水力振荡器在复杂结构井中的应用[J]. 石油机械 , 2015, 43 (4) : 54–58. WANG Jian-long, WANG Feng, ZHANG Wen-qiong, et al. Application of hydraulic oscillator in complex wells[J]. China Petroleum Machinery , 2015, 43 (4) : 54–58.
[3] 许京国, 陶瑞东, 杨静, 等. 水力振荡器在大位移井张海29-38L井的应用[J]. 断块油气田 , 2014, 21 (4) : 527–529. XU Jing-guo, TAO Rui-dong, YANG Jing, et al. Application of hydraulic oscillator in Zhanghai 29-38L extended reach well[J]. Fault-Block Oil and Gas Field , 2014, 21 (4) : 527–529.
[4] 王建张. 120型射流式水力振荡器结构设计[J]. 石油矿场机械 , 2015, 44 (9) : 68–72. WANG Jian-zhang. Structure design of 120 type liquid jet oscillation tool[J]. Oil Field Equipment , 2015, 44 (9) : 68–72.
[5] 王层芳, 贾吉冉, 杨成永, 等. 水力振荡器的研制与应用[J]. 石油矿场机械 , 2015, 44 (7) : 83–85. WANG Ceng-fang, JIA Ji-ran, YANG Cheng-yong, et al. Study and application of agitator[J]. Oil Field Equipment , 2015, 44 (7) : 83–85.
[6] 李博. 水力振荡器的研制与现场试验[J]. 石油钻探技术 , 2014, 42 (1) : 111–113. LI Bo. Development and pilot test of hydro-oscillator[J]. Petroleum Drilling Technology , 2014, 42 (1) : 111–113.
[7] 罗朝东, 鄢标, 夏成宇, 等. 水力振荡器性能影响因素试验研究[J]. 石油机械 , 2016, 44 (1) : 25–28. LUO Chao-dong, YAN Biao, XIA Cheng-yu, et al. Experimental study on the factors impacting the performance of the hydraulic oscillator[J]. China Petroleum Machinery , 2016, 44 (1) : 25–28.
[8] 田家林, 杨志, 杨琳, 等. 新型钻井振荡器工作原理与振动特性研究[J]. 中国机械工程 , 2015, 26 (21) : 2946–2951. TIAN Jia-lin, YANG Zhi, YANG Lin, et al. Research on operation principles and vibration features of new drilling oscillator[J]. China Mechanical Engineering , 2015, 26 (21) : 2946–2951.
[9] KJELL-INGE Sola, BJORNAR Lund. New downhole tool for coiled tubing extended reach[R].Houston: SPE/ICoTA Coiled Tubing Roundtable, 2000.
[10] RASHEED W. Extending the reach and capability of non-roating BHAs by reducing axial friction[R].Houston: SPE/ICoTA Coiled Tubing Roundtable, 2001.
[11] MUHAMMAND H Al-Buali, ALLA A Dashash, Alaa S Shawly, et al. Maximizing coiled tubing reach during logging extended horizontal wells using E-line agitator[R].Kuwait: Kuwait International Petroleum Conference and Exhibition, 2009.
[12] 明瑞卿, 张时中, 王海涛, 等. 国内外水力振荡器的研究现状及展望[J]. 石油钻探技术 , 2015, 43 (5) : 116–122. MING Rui-qing, ZHANG Shi-zhong, WANG Hai-tao, et al. Research status and prospect of hydraulic oscillator worldwide[J]. Petroleum Drilling Technology , 2015, 43 (5) : 116–122.
[13] 冯定. 国产涡轮钻具结构及性能分析[J]. 石油机械 , 2007, 35 (1) : 59–61. FENG Ding. Structure and performance analysis of domestic turbine drill[J]. China Petroleum Machinery , 2007, 35 (1) : 59–61.
[14] 杨利强, 巴鲁军, 薛江平. 等壁厚螺杆钻具研制与现场试验[J]. 石油钻探技术 , 2012, 40 (2) : 109–112. YANG Li-qiang, BA Lu-jun, XUE Jiang-ping, et al. Development and field experiment on PDM with uniform wall thickness[J]. Petroleum Drilling Technology , 2012, 40 (2) : 109–112.
[15] 张辉, 吴仲华, 蔡文军. 水力振荡器的研制及现场试验[J]. 石油机械 , 2014, 42 (6) : 12–15. ZHANG Hui, WU Zhong-hua, CAI Wen-jun. Development and field testing of hydraulic oscillator[J]. China Petroleum Machinery , 2014, 42 (6) : 12–15.
[16] 谭春飞, 夏彬, 夏柏如, 等. 172组合减速涡轮钻具的研究与应用[J]. 钻采工艺 , 2010, 33 (5) : 77–80. TAN Chun-fei, XIA Bin, XIA Bo-ru, et al. Research and application of 172mm combined reduction turbodrill[J]. Drilling and Production Technology , 2010, 33 (5) : 77–80.
[17] 冯进, 江龙, 邓曦, 等. 涡轮钻具花键轴流道水力损失分析及尺寸优选[J]. 石油机械 , 2012, 40 (7) : 41–44. FENG Jin, JIANG Long, DENG Xi, et al. Hydraulic loss analysis of turbodrill spline shaft flow channel and optimization of dimensions[J]. China Petroleum Machinery , 2012, 40 (7) : 41–44.
[18] 李明涛.振荡剪切阀式连续波信号发生器的研制[D].东营: 中国石油大学(华东)机电工程学院,2013:7-10. LI Ming-tao.Development of continuous wave signal generator based on oscillating shear valve[D].Dongying: China University of Petroleum, College of Mechanical and Electronic Engineering, 2013: 7-10.
http://dx.doi.org/10.3785/j.issn.1006-754X.2016.04.015
教育部主管，浙江大学和中国机械工程学会主办
0

文章信息

王杰, 夏成宇, 冯定, 于长柏
WANG Jie, XIA Cheng-yu, FENG Ding, YU Chang-bo
新型涡轮驱动水力振荡器设计与实验研究
Design and experimental study on a new type of turbine driven hydraulic oscillator
工程设计学报, 2016, 23(4): 391-395.
Chinese Journal of Engineering Design, 2016, 23(4): 391-395.
http://dx.doi.org/10.3785/j.issn.1006-754X.2016.04.015

文章历史

收稿日期: 2016-04-25

相关文章

工作空间