端面密封式旋轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)對脈沖壓力的影響

魏俊 馮進(jìn)

長江大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院

20世紀(jì)80年代以來，隨著國內(nèi)外油氣田勘探開發(fā)的深入，油氣井結(jié)構(gòu)復(fù)雜度提高，大斜度井、長水平井及多分支井等復(fù)雜結(jié)構(gòu)井?dāng)?shù)量增多，鉆柱與井壁間的摩阻增加，導(dǎo)致機(jī)械鉆速低、鉆壓傳遞效率低等問題，對鉆井工程提出了新的現(xiàn)實(shí)要求［1-3］，井底減阻降摩工具越來越受到重視［4-7］。水力振蕩器［8-12］通過將連續(xù)流動的高壓鉆井液轉(zhuǎn)化為間歇式水力脈沖，從而使鉆柱產(chǎn)生軸向高頻蠕動，將靜摩擦轉(zhuǎn)化為滑動摩擦，降低了鉆柱彈性送鉆的瞬時滑動摩擦系數(shù)的增長速度，使鉆柱與井壁間的摩阻減小，提高機(jī)械鉆速及鉆壓傳遞效率。脈沖壓力發(fā)生單元是水力振蕩器的重要組成部件，目前，國內(nèi)外對于水力振蕩器的研究工作主要集中在其動力系統(tǒng)及振蕩短節(jié)的結(jié)構(gòu)組成和性能優(yōu)化等方向，而對脈沖發(fā)生單元結(jié)構(gòu)性能及脈沖壓力的研究工作相對較少。美國國民油井華高公司（NOV公司）研發(fā)應(yīng)用的水力振蕩器采用了一種偏心閥結(jié)構(gòu)作為脈沖發(fā)生單元，偏心閥易產(chǎn)生徑向振動而干擾LWD等工具的信號采集及傳遞，且可導(dǎo)致井眼出現(xiàn)不規(guī)則的現(xiàn)象［8-10］。提出了一種基于端面密封式旋轉(zhuǎn)閥系統(tǒng)（以下簡稱閥系）的脈沖發(fā)生單元，傳動軸帶動閥盤做同心式旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，使閥系過流面積呈周期性變化，從而產(chǎn)生脈沖壓力。脈沖壓力波形和幅值決定于閥系結(jié)構(gòu)，其與水力振蕩器的工作性能密切相關(guān)。研究閥系的結(jié)構(gòu)參數(shù)與脈沖壓力的關(guān)系對水力振蕩器的設(shè)計具有重要意義。筆者根據(jù)該端面閥的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，以端面開口角α、開口圓弧內(nèi)外徑R和r及安裝間隙h等3種結(jié)構(gòu)參數(shù)為研究對象，采用CFD技術(shù)模擬了脈沖壓力特性，研究了該閥系的結(jié)構(gòu)參數(shù)對脈沖壓力波形和幅值的影響規(guī)律，為提升水力振蕩器的工作性能提供了參考依據(jù)。

1 閥系結(jié)構(gòu)設(shè)計及工作原理

NOV水力振蕩器主要由振動短節(jié)、動力短節(jié)及軸閥系統(tǒng)等組成［8］，鉆井液驅(qū)動螺桿馬達(dá)旋轉(zhuǎn)，有偏心過流孔的動閥盤與固定在螺桿末端且在中心開設(shè)了過流孔的定閥盤緊密配合，螺桿轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)使閥盤間過流孔的面積周期性變化，形成脈沖壓力。偏心閥的高速旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力易使鉆柱出現(xiàn)徑向振動，使井眼不規(guī)則，且會干擾LWD等工具的信號采集及傳遞。故此，本文設(shè)計了一種基于端面密封式旋轉(zhuǎn)閥系統(tǒng)的脈沖發(fā)生單元，動閥盤在傳動軸的帶動下做同心式旋轉(zhuǎn)運(yùn)動產(chǎn)生脈沖壓力，可消除偏心振動的干擾。

1.1 閥系結(jié)構(gòu)設(shè)計

旋轉(zhuǎn)閥系統(tǒng)中，閥盤與閥座端面分別按鏡像對稱的方式設(shè)計了2個液體流動通道，為保證通道端面的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度并防止閥盤和閥座端面因受力過大而發(fā)生變形甚至破壞，從而影響閥系水力脈沖的性能，在兩通道之間設(shè)計了加強(qiáng)筋。閥座通過自身外圈固定在水力振蕩器外殼上并由套筒實(shí)現(xiàn)軸向定位；閥盤通過螺紋與傳動軸相連，隨軸一起高速旋轉(zhuǎn)，使閥系過流面積發(fā)生周期性變化。在設(shè)計安裝閥盤和閥座時，為防止閥系產(chǎn)生憋壓現(xiàn)象并增加液體的流通性，在其安裝端面設(shè)計有一定的安裝間隙。

1.2 工作原理

動力系統(tǒng)帶動傳動軸旋轉(zhuǎn)并將運(yùn)動傳遞到動閥盤，使動閥盤高速旋轉(zhuǎn)。鉆井液通過閥系時，由于閥盤隨傳動軸一起處于高速旋轉(zhuǎn)狀態(tài)，故閥盤與閥座過流孔將出現(xiàn)周期性交錯重疊，使過流孔正對面積周期性改變，將連續(xù)流動的液體轉(zhuǎn)變?yōu)殚g歇式的水力脈沖。另外，當(dāng)閥系全關(guān)時，閥系上、下游之間不能連通，將產(chǎn)生憋壓現(xiàn)象，所以在設(shè)計安裝閥盤與閥座時，在其軸向留有一定的間隙，閥盤與閥座開口不重合時能保證閥盤上、下游液體的流通，防止閥系憋壓，并可調(diào)節(jié)閥系脈沖壓力大小。閥盤與閥座的結(jié)構(gòu)簡圖及其裝配關(guān)系如圖1所示。

已知參數(shù)：筋的中心截面到開口邊界圓圓心的距離d為12.5 mm，閥盤和閥座中心孔直徑為50 mm，外徑分別為110 mm和130 mm。

2 CFD數(shù)值模擬

2.1 流道模型

使用三維建模軟件SolidWorks建立了該閥系的流道模型。建模時，考慮到應(yīng)使液體在閥系中的流動狀態(tài)得以發(fā)展充分，分別在閥系入口和出口處設(shè)計了30 mm高的外流道。采用Fluent專用前處理軟件GAMBIT對流道模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。將SolidWorks建立的流道模型文件導(dǎo)入GAMBIT后選用了TGRID類型網(wǎng)格并定義網(wǎng)格尺寸為2 mm，自動生成Tet/Hybrid（四面體/混合單元）單元網(wǎng)格如圖2所示，定義進(jìn)出口邊界名稱并輸出網(wǎng)格文件，為數(shù)值仿真做好前處理的準(zhǔn)備工作。

圖1 閥盤與閥座的結(jié)構(gòu)及其裝配簡圖Fig.1 Schematic structure and assemblage of valve disk and seat

圖2 閥系的流道網(wǎng)格模型Fig.2 Grid model of flow channel in the valve

2.2 CFD數(shù)值模擬

數(shù)值模擬采用Fluent軟件，應(yīng)用有限體積法求解圓柱坐標(biāo)系下三維定常Naiver-Stokes（N-S）方程組。本文主要研究了當(dāng)該閥系內(nèi)液體流量為30 L/s時的工作狀況，由模型結(jié)構(gòu)計算出的等效速度為7.1 m/s。在Fluent中定義了流動介質(zhì)為水并選擇計算模型為2階標(biāo)準(zhǔn)k-epsilon模型。設(shè)定進(jìn)口邊界條件為速度入口并給定流體速度大小，速度方向采用默認(rèn)方法垂直于入口邊界；出口邊界條件為壓力出口，設(shè)定以閥系出口處壓力為相對零點(diǎn)；出、入口的湍流方式均為強(qiáng)度和黏度比，并都設(shè)置為10%。在進(jìn)行不同的閥系結(jié)構(gòu)參數(shù)模擬時，始終保持進(jìn)、出口邊界條件不變。

3 結(jié)構(gòu)參數(shù)對脈沖壓力特性的影響

3.1 端面開口角α的影響

使閥盤和閥座端面開口圓弧內(nèi)外徑R和r及端面安裝間隙h值保持不變（R=50 mm，r=30 mm，h=7 mm），在SolidWorks中，分別針對5種不同的α值（50°、60°、70°、80°、90°），使閥盤以每 10°的間隔從0～360°旋轉(zhuǎn)得到各流道模型，再對各模型使用Gambit劃分網(wǎng)格后生成的網(wǎng)格文件導(dǎo)入Fluent軟件進(jìn)行數(shù)值模擬。根據(jù)模擬數(shù)據(jù)繪制出脈沖壓力的波形曲線（折線圖）如圖3所示。其中橫坐標(biāo)表示閥盤的旋轉(zhuǎn)角度，縱坐標(biāo)表示脈沖壓力（下同）。

圖3 α對水力脈沖性能的影響模擬曲線Fig.3 Simulation curve of the effect of α on hydraulic pulse performance

從圖3可看出，當(dāng)端面開口圓弧內(nèi)外徑R和r及間隙h值不變時，端面開口角α主要影響脈沖壓力的峰值和高壓脈沖帶寬范圍，而對脈沖壓力的最小值基本沒有影響。當(dāng)α較大時，由于流道面積大，脈沖壓力峰值很小，壓力變化平緩；隨α的減小，流道面積減小，脈沖壓力的峰值增大且?guī)捲黾?；?dāng)α減小到一定值（α=60°）時，高壓脈沖帶寬范圍內(nèi)壓力值出現(xiàn)波動，α值再減小時，波動幅值明顯增大。這表明開口角α過大或過小對閥系流道面積影響較大，可大幅地控制閥系脈沖壓力特性。

3.2 開口內(nèi)外徑R和r的影響

令端面開口角α及端面安裝間隙h值保持不變（α=60°，h=7 mm），分別針對6種不同的開口內(nèi)外徑R和r值（外徑R取 50、49、48、47、46、45 mm，同時內(nèi)徑r取 30、31、32、33、34、35 mm），按照 3.1 節(jié)的操作步驟建立各流道模型并劃分網(wǎng)格，將網(wǎng)格文件導(dǎo)入Fluent軟件進(jìn)行數(shù)值模擬，得到脈沖壓力隨端面開口內(nèi)外徑變化的模擬值，并繪制出脈沖壓力的波形曲線如圖4所示。

圖4 R和r對水力脈沖性能的影響模擬曲線Fig.4 Simulation curve of the effect of R and r on hydraulic pulse performance

從圖4可以看出，當(dāng)閥盤和閥座的端面開口角α及端面安裝間隙h值不變，R和r的變化即端面開口圓弧的半徑差Δr的變化，主要使脈沖壓力的最大值和最小值以及高壓脈沖的波動幅值發(fā)生改變，而對高壓脈沖帶寬范圍基本沒有影響。當(dāng)Δr較大時，高壓脈沖的波動幅值較小且壓力波形變化平緩；隨著Δr的減小，閥系脈沖壓力的最小值和高壓脈沖的波動幅值同時增大，且波形曲線逐漸出現(xiàn)多個波形峰值。這表明開口圓弧的半徑差Δr較大地改變了液體在流道內(nèi)的流通性能，從而影響脈沖壓力的工作特性。

3.3 端面安裝間隙h的影響

設(shè)置閥盤和閥座端面開口圓弧內(nèi)外徑R和r及端面開口角α的值不變（α=60°，R=50 mm，r=30 mm），分別針對5種不同的端面安裝間隙h（5、6、7、8、9 mm），通過上述方法獲得的閥系脈沖壓力波形曲線如圖5所示。

圖5 h對水力脈沖性能的影響模擬曲線Fig.5 Simulation curve of the effect of h on hydraulic pulse performance

從圖5可知，當(dāng)閥盤和閥座的端面開口角α及開口圓弧內(nèi)外徑R和r值不變時，端面安裝間隙h主要影響脈沖壓力的最大值，對其最小值和高壓脈沖帶寬范圍沒有影響，且在高壓帶寬內(nèi)的壓力波動也基本沒有影響。當(dāng)h較小時，高壓脈沖帶寬幅值較大；隨h值的增大，高壓脈沖帶寬幅值逐漸減小，但脈沖壓力波形曲線的變化規(guī)律基本不變。這表明端面安裝間隙h對液體在閥系間的流通性影響較大，顯著地改變了閥系脈沖壓力特性。

4 網(wǎng)格尺寸對水力脈沖特性的影響

考慮到CFD分析時，流道模型網(wǎng)格劃分的尺寸可能對閥系的脈沖壓力產(chǎn)生影響，選用了一定結(jié)構(gòu)的閥系（α=60°，R=50 mm，r=30 mm，h=7 mm），分別設(shè)定網(wǎng)格尺寸為1.5 mm、2.0 mm、2.5 mm，得到不同網(wǎng)格尺寸下的模擬結(jié)果，其脈沖壓力波形曲線如圖6所示。

圖6 不同網(wǎng)格尺寸對脈沖壓力的影響Fig.6 Effect of grid size on pulse pressure

由圖6可看出，對于同一結(jié)構(gòu)的閥系模型，在3種不同的網(wǎng)格尺寸下的模擬結(jié)果雖然在局部位置有所差異，但整體上，閥系脈沖壓力的高壓帶寬范圍及高壓脈沖幅值的差異均不大。對于不同尺寸的網(wǎng)格，閥系脈沖壓力的最小值及其波形曲線的發(fā)展趨勢基本保持不變。

在水力振蕩器的使用過程中，主要關(guān)注的是脈沖壓力的最大值和最小值，對于中間過程的壓力值，由于不起主要作用，通常不予考慮。由圖6可知，當(dāng)網(wǎng)格尺寸分別為1.5 mm、2.0 mm和2.5 mm時，閥系高壓脈沖帶寬內(nèi)的平均值即脈沖壓力的平均最大值分別為 3.85 MPa、3.77 MPa 和 3.86 MPa，最小值分別為 0.27 MPa、0.26 MPa和 0.27 MPa，本文所選的網(wǎng)格尺寸為2.0 mm，其脈沖壓力相對于1.5 mm和2.5 mm的平均最大值誤差為2.122%和2.387%，最小值誤差為3.846%，都在工程誤差5%以內(nèi)，因此，可認(rèn)為網(wǎng)格尺寸對本設(shè)計的閥系脈沖壓力沒有影響。

5 回歸分析

本文主要討論端面密封式旋轉(zhuǎn)閥中閥盤和閥座的端面開口角α、開口圓弧內(nèi)外徑R和r及端面安裝間隙h等結(jié)構(gòu)參數(shù)對閥系脈沖壓力的影響，并試圖尋找出脈沖壓力與閥系結(jié)構(gòu)參數(shù)之間的數(shù)值表達(dá)式，為水力振蕩器脈沖壓力單元的設(shè)計提供一種經(jīng)驗(yàn)公式。

由于結(jié)構(gòu)參數(shù)α、R和r主要通過改變閥系流道過流面積從而影響閥系脈沖壓力特性，因此，用過流面積A表征該結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響更具代表性。閥系流道過流孔的結(jié)構(gòu)與參數(shù)關(guān)系如圖7所示，其中R1表示端面開口圓弧的過流中徑，其值為40 mm且始終保持不變，則 sinβ=d/R1=0.312 5，β=18.21°。閥系過流截面面積A的表達(dá)式為：

圖7 閥系流道過流孔結(jié)構(gòu)示意圖Fig.7 Schematic structure of open orifice of flow channel in the valve

閥系結(jié)構(gòu)參數(shù)對脈沖壓力影響的CFD仿真數(shù)據(jù)匯總見表1。

表1 閥系結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化對脈沖壓力的影響Table 1 Effects of valve structural parameters on pulse pressure

其中，A表示閥系過流面積，pmax表示閥系高壓脈沖帶寬內(nèi)的平均值，pmin表示閥系脈沖壓力的最小值。分析數(shù)據(jù)可知，在工程誤差范圍內(nèi)，間隙h對脈沖壓力的最小值沒有影響；當(dāng)閥系過流面積A增大或端面安裝間隙h增大時，液體在閥系內(nèi)的流通面積增大，流動舒展性相對較好，導(dǎo)致壓差降低。因此可認(rèn)為脈沖壓力的大小與閥系過流面積A及安裝間隙h成負(fù)相關(guān)。分別在相同的A（17.95 cm2）和h（7 mm）下運(yùn)用回歸分析的方法進(jìn)行曲線估計，得到脈沖壓力對各參數(shù)的擬合方程分別為

其中，pAmax和pAmin分別表示在相同的安裝間隙時閥系過流面積A對脈沖壓力的最大值和最小值影響的擬合值；phmax表示在相同的過流面積A時安裝間隙對脈沖壓力最大值的影響的擬合值。通過曲線估計得到的上述方程的方差調(diào)整值R2分別為0.978，0.999，0.994，說明使用上述方程對各參數(shù)下脈沖壓力進(jìn)行預(yù)測具有較高的可信度。

根據(jù)曲線估計結(jié)果可知，脈沖壓力的最大值與過流面積A成三次函數(shù)關(guān)系，與安裝間隙h成二次函數(shù)關(guān)系。由于閥系過流面積A與安裝間隙h之間沒有相互聯(lián)系，即為獨(dú)立變量，其對脈沖壓力的影響是相互獨(dú)立的，故此，構(gòu)造了脈沖壓力的最大值與上述兩個參數(shù)之間的函數(shù)關(guān)系為

式中，ci（i=1，2，…，6）為常數(shù)。

根據(jù)上述構(gòu)造方程，進(jìn)行非線性回歸分析，得到閥系脈沖壓力的最大值與過流面積A和安裝間隙h之間的關(guān)系式為

該回歸方程的方差調(diào)整值為0.990，具有較好的擬合效果。

閥系脈沖壓力的最小值僅與閥系過流面積A有關(guān)，通過曲線估計得到其擬合方程為

6 結(jié)論

（1）提出了一種基于端面密封式旋轉(zhuǎn)閥系統(tǒng)的脈沖發(fā)生單元，可有效地消除NOV水力振蕩器中偏心閥引起的徑向振動、改善井眼不規(guī)則現(xiàn)象、避免對井底信號收集及傳遞工具的影響。

（2）采用CFD仿真的方法研究了該閥系端面開口角、開口圓弧內(nèi)外徑及安裝間隙等3種結(jié)構(gòu)參數(shù)對脈沖壓力的影響，可通過合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計，改變脈沖壓力特性以適應(yīng)不同的鉆井需求。

（3）鉆井液流量一定時，閥系結(jié)構(gòu)參數(shù)及安裝間隙通過影響液體在流道內(nèi)的流通性，從而使脈沖壓力峰值和高壓脈沖帶寬范圍發(fā)生變化，但基本不改變脈沖壓力的變化規(guī)律；脈沖壓力的最小值僅與閥系過流面積相關(guān)，最大值受閥系過流面積及安裝間隙影響較大。

（4）采用回歸分析建立了脈沖壓力的極值與閥系結(jié)構(gòu)參數(shù)及安裝間隙的數(shù)學(xué)表達(dá)式，為水力振蕩器脈沖壓力的設(shè)計提供一種經(jīng)驗(yàn)公式，提高其設(shè)計效率，對水力振蕩器研究工作具有一定的參考意義。

（5）本文采用CFD數(shù)值分析的方法對所設(shè)計的脈沖發(fā)生單元進(jìn)行了仿真模擬，未進(jìn)行相關(guān)實(shí)驗(yàn)研究，且未考慮鉆井液的沖蝕效應(yīng)對脈沖壓力的影響，應(yīng)進(jìn)一步深入研究。

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