負(fù)壓脈沖振蕩工具工作特性研究

田家林,葛桐旭,胡志超,楊毅

(西南石油大學(xué) 機電工程學(xué)院 石油天然氣教育部重點實驗室,成都 610500)

相對于常規(guī)井,水平井和大位移井能夠獲得更大的油藏接觸面積,提高原油采收率,應(yīng)用于各種特殊工況油氣井的勘探開發(fā)。目前,人們通過在鉆柱上安裝滾子和扶正器、增加化學(xué)試劑、在鉆柱中安裝振動減阻工具來減小鉆柱與井壁之間的摩擦阻力[1-4]?；蛟O(shè)計出一種自振閥式負(fù)壓脈動調(diào)制器,指出隨鉆頭壓降的增大,調(diào)制器振動頻率和負(fù)壓脈動幅值都呈線性增加的趨勢[5]。負(fù)壓脈沖與傳統(tǒng)正壓脈沖的性能相比,不僅不會對隨鉆設(shè)備造成傷害,還可以降低鉆具在水平段鉆進時的摩阻[6-12],能夠更加高效地使用系統(tǒng)壓力,適用于漏失鉆井、高固相含量,以及氣體鉆井和固井作業(yè)。

因此,為有效解決現(xiàn)有水力振蕩器使用效果不理想的問題,提出一種負(fù)壓脈沖振蕩器,利用工具本身的特點將鉆井液的壓力勢能轉(zhuǎn)化為工具的動能,再結(jié)合減振器使工具產(chǎn)生振動,產(chǎn)生的軸向力通過閥軸傳遞給軸承,進而由外殼傳遞給連接在一起的鉆柱,實現(xiàn)鉆進過程減摩降阻、提高鉆柱上部鉆壓的傳遞效率、提高水平井和大位移井的機械鉆速和增強水平井和大位移井的延伸能力等目的。本文對負(fù)壓脈沖振蕩器工具的工作原理、運動特性、力學(xué)性能和水擊特性進行研究,并結(jié)合流體仿真軟件對工具內(nèi)部流場進行分析,并將仿真結(jié)果與理論計算進行對比分析,從而驗證理論計算的可靠性和準(zhǔn)確性。

1 工作原理及結(jié)構(gòu)設(shè)計

本文設(shè)計了一種負(fù)壓脈沖振蕩工具,具體結(jié)構(gòu)如圖1所示。該振蕩工具主要包含動力總成、減振總成和閥軸總成3個部分。負(fù)壓脈沖振蕩器的動力部分為整個工具的運動提供動力,動力總成由傳統(tǒng)的螺桿馬達的部分結(jié)構(gòu)構(gòu)成,主要包括防掉裝置、螺桿、定子橡膠、萬向軸等組成;閥軸總成與減振總成依次連接在動力總成的下端,主要由閥軸、串軸承、徑向噴嘴、軸向噴嘴、碟簧、閥軸外殼、下芯軸等組成。

圖1 負(fù)壓脈沖振蕩工具結(jié)構(gòu)圖

具體工作原理為:在鉆井施工過程中,鉆井液進入負(fù)壓脈沖振蕩工具動力總成,推動螺桿馬達轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn),螺桿馬達轉(zhuǎn)子帶動萬向軸旋轉(zhuǎn),萬向軸將螺桿馬達轉(zhuǎn)子的行星轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)換為純轉(zhuǎn)動,萬向軸帶動閥軸轉(zhuǎn)動。閥軸下端徑向開有通孔,與之對應(yīng)的閥軸外殼相應(yīng)位置也開有徑向通孔,孔內(nèi)裝配有徑向噴嘴,當(dāng)閥軸旋轉(zhuǎn)時,閥軸通孔與閥軸外殼徑向噴嘴周期性的連通與閉合,變化鉆井液過流面積,從而造成鉆具內(nèi)的流體產(chǎn)生周期性的壓力波動,引起水擊現(xiàn)象,作用于水擊板,產(chǎn)生軸向力。

2 理論分析

2.1 壓降分析

高壓鉆井液從負(fù)壓脈沖振蕩工具上接頭流入,驅(qū)動螺桿馬達旋轉(zhuǎn),造成一部分水力壓降;動力總成帶動閥軸旋轉(zhuǎn)控制閥口出流面積的變化,高壓鉆井液在流經(jīng)閥口時產(chǎn)生一部分水力壓降;從動力總成流出的鉆井液隨后進入萬向軸-閥軸總成,由于振蕩系統(tǒng)中不同截面之間的變化比較大,在工具工作過程中鉆井液的水力損失形成一部分水力壓降。三部分的水力壓降構(gòu)成了負(fù)壓脈沖振蕩器的工作壓降。

計算流過負(fù)壓脈沖振蕩器閥軸總成鉆井液的壓降時,因負(fù)壓脈沖振蕩器的直線距離很小,故可以忽略鉆井液的沿程水頭損失。負(fù)壓脈沖振蕩器的閥軸總成局部視圖如圖2所示。

圖2 閥軸總成局部視圖

將圖2中水帽外側(cè)環(huán)空、水帽斜孔、水帽內(nèi)腔、閥軸內(nèi)流道、水擊腔、軸向噴嘴內(nèi)孔、流出軸向噴嘴環(huán)空的截面積依次設(shè)為A1、A2、A3、A4、A5、A6、A7,徑向噴嘴截面面積為As;并假設(shè)鉆井液在流道中相應(yīng)位置的壓力和流速為p1、p2、p3、p4、p5、p6、p7和v1、v2、v3、v4、v5、v6、v7;流入和流出斜孔、流入和流出閥芯軸內(nèi)流道、流入和流出軸向噴嘴內(nèi)孔局部水頭損失依次為hj2、hj3、hj4、hj5、hj6、hj7。

負(fù)壓脈沖振蕩工具通過螺桿馬達將高壓鉆井液的壓力勢能轉(zhuǎn)化為螺桿轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動動能,因螺桿馬達轉(zhuǎn)子外壁與定子橡膠之間接觸部分密封線的承壓能力有限,為使流體腔室內(nèi)鉆井液不發(fā)生泄漏,規(guī)定螺桿馬達每級之間的承壓值pξ≤1.5 MPa,并假設(shè)螺桿馬達每級的承壓能力一樣。因此高壓泥漿流過螺桿馬達后的壓力降為

pξ=Δpξ×ξ

(1)

式中:Δpξ為螺桿每一級的壓降,Pa;ξ為螺桿級數(shù)。

設(shè)高壓鉆井液進入工具上接頭的壓力為p,則鉆井液流出螺桿馬達的壓力為

p1=p-pξ

(2)

根據(jù)伯努利方程[13-14]對流體流過閥軸總成的壓力進行計算,得到流體在每段的壓力為

(3)

式中:ρ為鉆井液流體的密度,kg/m3;g為重力加速度,m/s2;i取值分別為2、3、4、5、6、7。

根據(jù)一元流動的連續(xù)性方程可知,不可壓縮流體一元總流在穩(wěn)定流動條件下的沿程體積流量不變。如圖3所示,當(dāng)鉆井液流到徑向噴嘴處時,由于噴嘴打開瞬間工具內(nèi)部壓力遠(yuǎn)大于井眼環(huán)空壓力,故部分鉆井液會通過徑向噴嘴流出到井眼環(huán)空,另外部分會流過軸向噴嘴內(nèi)流道,可忽略不計。

圖3 鉆井液流向示意圖

此過程會使得工具內(nèi)部鉆井液的壓強和流速發(fā)生改變,鉆進液由徑向噴嘴噴出到井眼環(huán)空的鉆進液壓降計算公式為:

(4)

(5)

(6)

式中Δph為徑向噴嘴的壓降,Pa;Q為進入工具的流體總流量,m3/s;Cr為徑向噴嘴流量系數(shù);As為徑向噴嘴的當(dāng)量出口面積,m3;ds為徑向噴嘴的當(dāng)量直徑,m;di為徑向噴嘴的直徑,m;n為徑向噴嘴的數(shù)量。

故鉆井液分流之前的壓力為

p41=ph+Δph

(7)

式中:p41為分流之前鉆井液的壓力,Pa;ph為井眼環(huán)空內(nèi)鉆井液的壓力,Pa。

負(fù)壓脈沖振蕩器工具內(nèi)部壓力流體在流動過程中的水力損失有局部水力損失和沿程水力損失,因為工具總體尺寸不大,故在計算時忽略流體的沿程水力損失,主要分析工具內(nèi)部流體的局部水力損失。工具內(nèi)部流體流道變化較多,多處流道急劇變化及流動方向多次變化對流體產(chǎn)生相對較大的阻力,引起流體的局部水利損失,即

(8)

式中ζi為對應(yīng)位置的局部阻力系數(shù)。

流體由A1截面流入A2截面和由截面A2進入截面A3可以看作管路進口和管路出口有交角,可參考表1,根據(jù)進出口間的交角度數(shù)確定水流損失系數(shù)。

表1 管路進口和出口的局部阻力系數(shù)ζ

鉆井液由截面A3流入截面A4,截面A4流入截面A5和由截面A6流入截面A7為管路擴大,根據(jù)水力學(xué)中關(guān)于截面擴大的局部損失系數(shù)公式可得

(9)

由截面A5到截面A6管路縮小,根據(jù)水力學(xué)關(guān)于截面縮小的局部損失系數(shù)公式可得

(10)

將式(4)～式(9)代入式(3)計算流體流過截面A1～A7的壓力p2～p7。因此流體流過負(fù)壓脈沖振蕩器的壓降為

Δp=p-p7

(11)

式中Δp為工具工作的壓降,Pa。

負(fù)壓脈沖振蕩器所產(chǎn)生的軸向力由3部分構(gòu)成:第一部分是鉆井液在流經(jīng)螺桿馬達時,鉆井液會產(chǎn)生一部分壓降,這部分壓降會造成一個軸向力提供給振蕩器;第二部分是鉆井液在流經(jīng)閥軸總成時所產(chǎn)生的壓降作用于閥軸總成上的軸向力;第三部分軸向力是由于出流面積發(fā)生變化造成工具內(nèi)部水擊作用所產(chǎn)生的水擊力。這3部分作用力便構(gòu)成了負(fù)壓脈沖振蕩器的軸向力,其受力簡圖如圖4所示。

圖4 閥軸總成受力分布圖

所以負(fù)壓脈沖振蕩器受到的總軸向力為

Ft=Fs+Fa+Gm

(12)

式中:Ft為振蕩器產(chǎn)生的總軸向力,N;Fs為工具內(nèi)鉆井液壓降造成的軸向力,N;Fa為工具內(nèi)部鉆井液水擊造成的軸向力,N;Gm為螺桿馬達轉(zhuǎn)子受到的軸向力,N。

由于閥軸總成周期性轉(zhuǎn)動,造成鉆井液在流經(jīng)閥軸總成時產(chǎn)生一定的流體壓降,使得閥軸總成前后形成一定的壓差,此壓差便形成了閥軸總成的第二軸向力。故閥軸總成各端面受到的靜壓力之和為

Fs=p1A1-p1(S2-S1)+(p1-p3)A2sinα+

(p42-p41)A4-p7A7

(13)

式中:S1為轉(zhuǎn)子環(huán)空面積,m2;S2為轉(zhuǎn)子下端環(huán)空面積,m2;α為水帽通流孔角度。

在閥口出流面積變化減小的過程中,水擊效應(yīng)造成的水擊壓強作用于軸向噴嘴上,所以水擊力對軸向噴嘴的作用力為

Fa=pa(A4-A6)

(14)

式中pa為水擊壓強,Pa。

2.2 水擊特性分析

在進行負(fù)壓脈沖振蕩工具的水擊特性計算過程中,為了方便分析,忽略一些對水擊作用影響較小的因素,對負(fù)壓脈沖振蕩工具水擊模型做出如下假設(shè):

1) 假設(shè)負(fù)壓脈沖振蕩工具內(nèi)部鉆井液的流動為一維圓管流動,工具外殼為薄壁圓管。

2) 假設(shè)進入負(fù)壓脈沖振蕩工具的鉆井液初始壓力是不變的。

3) 假設(shè)負(fù)壓脈沖振蕩工具在產(chǎn)生水擊作用的過程中,水擊產(chǎn)生的壓力波動只在工具內(nèi)部傳遞。

取軸向噴嘴上部流體任意一微元段,如圖5所示,設(shè)斷面A和斷面B的位置坐標(biāo)分別為s和s+Δs,在任意時段Δt內(nèi)進行分析[15-17]。

圖5 流體微元段液柱分析

根據(jù)質(zhì)量守恒方程,可得水擊連續(xù)性方程為

(15)

流體在閥軸內(nèi)的流動簡化為一維圓管中的流動。根據(jù)牛頓第二定律,可得水擊運動方程為

(16)

在水擊過程中,水擊波速可以用圖6中所示的微元段,假設(shè)時刻t有一水擊波由下游傳至A-A斷面,在經(jīng)過Δt之后,水擊波到達B-B斷面, ΔL=cΔt,c為水擊波速,B-B斷面上游未受水擊壓力的影響,壓強為p,流速為v,密度為ρ,管道截面積為A。B-B斷面下游受水擊的影響,流速增加到v0=v+Δv,壓強上升為p+Δp,鉆井液密度增加到ρ+Δρ,管道斷面增加到A+ΔA。

根據(jù)動量定理可得,在Δt時間段內(nèi),作用于該管段內(nèi)流體的動量變化量等于該段的合外力在Δt時段內(nèi)的液體沖量,FΔt=mΔv,即

[pA-(p+Δpa)(A+ΔA)]Δt=

(ρ+Δρ)(A+ΔA)(v+Δv)Δs-ρAvΔs

(17)

由于在整個水擊現(xiàn)象發(fā)生的過程當(dāng)中,振蕩器內(nèi)水擊端面面積變化量ΔA和鉆井液密度變化量Δρ,相比于鉆井液壓強的變化值Δpa來說很小,故可以忽略高階微小量并簡化可得水擊壓強的計算公式為

(18)

水擊波速的推導(dǎo)可用質(zhì)量守恒定律,在Δt微元段流入和流出液體質(zhì)量之差等于在該段時間的液體質(zhì)量增加量。從上游A-A斷面流入液體質(zhì)量為ρAvΔt,從下游B-B斷面流出鉆井液微元段的質(zhì)量為(ρ+Δρ)(A+ΔA)(v+Δv)Δt。同時在Δt時段內(nèi)微元段流體質(zhì)量由ρAΔl增加到(ρ+Δρ)(A+ΔA)Δl。則根據(jù)質(zhì)量守恒定律可得

(ρ+Δρ)(A+ΔA)(v+Δv)Δt-ρAvΔt=

(ρ+Δρ)(A+ΔA)Δl-ρAΔl

(19)

式(19)可以簡化為

Δ(ρAv)Δt=Δ(ρA)Δl

(20)

將式(19)代入式(20),并取極限可得到水擊波速的計算公式為:

(21)

(22)

(23)

(24)

式中:K為流體的體積彈性模量,Pa;E為管材的體積彈性系數(shù),Pa;ρ為鉆井液密度,kg/m3;R為管路半徑,m;δ為管路壁厚,m。

3 算例分析

根據(jù)前文所建立的運動學(xué)和水力學(xué)方程,給定表2中的算例參數(shù),進行負(fù)壓脈沖振蕩器的水力壓降、水擊特性和軸向力的計算分析。

表2 算例分析參數(shù)

根據(jù)表2中的算例參數(shù),并利用所建立的負(fù)壓脈沖振蕩器的壓降計算模型,當(dāng)入口壓力為20 MPa和流量為30 L/s時,計算得出徑向噴嘴半徑分別為6 mm、8 mm、10 mm時,負(fù)壓脈沖振蕩器在螺桿馬達旋轉(zhuǎn)一周,閥軸總成的進口壓力變化結(jié)果,如圖6所示。

圖6 閥軸進口流體壓力變化曲線

徑向噴嘴分別為6 mm, 8 mm, 10 mm時,閥軸總成進口壓力對應(yīng)為12.71 MPa,10.99 MPa和10.52 MPa。噴嘴關(guān)閉時工具內(nèi)部流體壓力最大,閥軸總成進口最大壓力為18.65 MPa,不同徑向噴嘴直徑條件下工具入口的最大壓力一樣。噴嘴直徑越大,工具入口流體壓力波動范圍越大。

圖7所示為當(dāng)入口壓力為20 MPa和流量為30 L/s時,徑向噴嘴半徑分別為6 mm、8 mm、10 mm,負(fù)壓脈沖振蕩器在螺桿馬達旋轉(zhuǎn)一周,閥軸總成出口壓力變化結(jié)果。由圖7可知, 徑向噴嘴分別為6 mm、8 mm、10 mm時,閥軸總成出口壓力在12.51 MPa,10.80 MPa和10.35 MPa。噴嘴關(guān)閉時工具內(nèi)部流體壓力最大,閥軸總成出口最大壓力為18.18 MPa,不同徑向噴嘴直徑條件下工具出口的最大壓力一樣。噴嘴直徑越大,工具出口流體壓力波動范圍越大。

圖7 出口流體壓力變化曲線

根據(jù)表2中的算例參數(shù),并利用所建立的負(fù)壓脈沖振蕩器的壓降計算模型,當(dāng)入口壓力為20 MPa和流量為30 L/s時,計算得出徑向噴嘴半徑分別為6 mm、8 mm、10 mm時,負(fù)壓脈沖振蕩器在螺桿馬達旋轉(zhuǎn)一周的壓降變化結(jié)果,如圖8所示,可知,徑向噴嘴半徑為6 mm、8 mm、10 mm,最大壓降為1.82 MPa,最小壓降分別為1.553 MPa、1.539 MPa、1.523 MPa,即徑向噴嘴半徑越大,最小壓降的值越小,壓降的幅值越大;由圖8對比可知,閥口出流面積最大時壓降最小,出流面積為零時,對應(yīng)的工具內(nèi)部的壓降值最大,總體來說噴嘴直徑對工具的進出口壓降影響不大。

圖8 負(fù)壓脈沖振蕩器壓降變化曲線

根據(jù)建立的負(fù)壓脈沖振蕩器的水擊特性分析模型,當(dāng)入口壓力為20 MPa和流量為30 L/s時,分別計算出徑向噴嘴半徑為6 mm、8 mm、10 mm時,負(fù)壓脈沖振蕩器在螺桿馬達旋轉(zhuǎn)一周的水擊壓降變化結(jié)果,在閥軸運動1/4周期內(nèi),出流面積從最大變?yōu)榱?再從零變?yōu)樽畲蟆Ｈ鐖D9所示,徑向噴嘴半徑為6 mm、8 mm、10 mm,最大水擊壓降分別為19.34 MPa、24.46 MPa、29.95 MPa,即徑向噴嘴半徑越大,所產(chǎn)生的水擊壓降越大,當(dāng)出流面積為零時水擊壓降達到最大值。分別計算出徑向噴嘴半徑為6 mm、8 mm、10 mm時,負(fù)壓脈沖振蕩器在螺桿馬達旋轉(zhuǎn)一周對應(yīng)的軸向力變化結(jié)果。

圖9 負(fù)壓脈沖振蕩器水擊壓降變化曲線

如圖10所示,工具入口壓力為20 MPa,輸入流量為30 L/s。根據(jù)圖中顯示的結(jié)果可知,徑向噴嘴半徑為6 mm、8 mm、10 mm所對應(yīng)的最大軸向力分別為57 100 N、64 300 N、72 000 N,徑向噴嘴半徑越大,所產(chǎn)生的總軸向力越大。根據(jù)圖10中所顯示的結(jié)果可知,當(dāng)出流面積從最大變?yōu)榱愕倪^程中,軸向力由小變大,當(dāng)閥口完全關(guān)閉時軸向力達到最大值,當(dāng)出流面積達到最大值時,軸向力的值最小。

4 仿真分析

負(fù)壓脈沖振蕩器閥軸總成內(nèi)部流體運動為有限空間流動,為求得負(fù)壓脈沖振蕩器在特定工況下的流場分布,對不同徑向噴嘴直徑下流體域進行網(wǎng)格劃分。本文將通過圖11中的觀測面x-y,觀測線line-1、line-2和line-3來分析閥軸總成內(nèi)部流體的流動情況,如圖11所示。

圖11 觀測面x-y和觀測線line-1、line-2和line-3位置示意圖

本文模擬采用的流體材料為鉆井液,其物理性質(zhì)如表3所示。

表3 鉆井液物理參數(shù)

將流體工作介質(zhì)設(shè)置為特殊流體。根據(jù)負(fù)壓脈沖振蕩器工作過程中的工況條件,入口邊界條件設(shè)置速度入口,流體域模型只是徑向出口的直徑不一樣,其余條件不變。故入口邊界條件基本參數(shù)見表4。

表4 入口邊界條件基本參數(shù)

表5 出口a邊界條件基本參數(shù)

表6 出口b邊界條件基本參數(shù)

壁面邊界條件設(shè)置為固體界面,流體無法穿越,邊界不允許附加變量和熱能的出入。負(fù)壓脈沖振蕩器材料為剛性材料,故固體邊界條件設(shè)定為靜止、絕熱、無滑移狀態(tài)。

本文將通過觀測面x-y平面和觀測線line-1、line-2和line-3來分析閥軸總成內(nèi)部流體的流動情況。直徑分別為20 mm、16 mm和12 mm的徑向噴嘴在全開條件下4個徑向出口的總過流面積分別為1 256.64 mm2,816.24 mm2和452.39 mm2,負(fù)壓脈沖振蕩器不同直徑徑向噴嘴條件下的流場分析結(jié)果如圖12和圖13所示。

圖12 不同直徑徑向噴嘴條件下觀測線上仿真壓力對比

圖13 不同直徑徑向噴嘴條件下觀測線上仿真速度與理論計算速度對比

通過提取觀測線上的流體壓力數(shù)據(jù),圖12為不同直徑徑向噴嘴條件下觀測線上的流體壓力分布情況。從圖12可以看出,當(dāng)徑向噴嘴直徑為20 mm時,進、出口壓力分別為10.53 MPa和10.36 MPa,當(dāng)徑向噴嘴直徑為16 mm時,進、出口壓力分別為11.00 MPa和10.83 MPa,當(dāng)徑向噴嘴直徑為12 mm時,進、出口壓力分別為12.73 MPa和12.55 MPa,當(dāng)噴嘴關(guān)閉時,進、出口壓力分別為18.65 MPa和18.14 MPa。由此可看出徑向噴嘴大小對工具內(nèi)部流體整體壓力的大小影響較大,徑向噴嘴直徑越大,工具內(nèi)部壓強越小,故徑向噴嘴從打開到關(guān)閉的過程中產(chǎn)生的壓差就越大,工具產(chǎn)生的軸向力也就越大。

通過提取觀測線line-1、line-2和line-3上的流體流速的數(shù)據(jù),圖13為不同直徑徑向噴嘴條件下觀測線line-1、line-2和line-3上的流體流速,從圖13可以看出,徑向噴嘴直徑的大小對徑向噴嘴前端流體域的流速沒有影響,但對徑向噴嘴后端流體域的流速有較大影響,這是受徑向噴嘴分流作用的影響結(jié)果。徑向噴嘴直徑為20 mm時,下端出口的流速為2.33 m/s;徑向噴嘴直徑為16 mm時,下端出口的流速為3.82 m/s;徑向噴嘴直徑為12 mm時,下端出口的流速為4.16 m/s;當(dāng)徑向噴嘴關(guān)閉時,下端出口的流速為19.40 m/s。當(dāng)噴嘴打開時,最大流速出現(xiàn)在line-2和line-3交界處。隨著徑向噴嘴直徑的減小,流體域出口位置的流體流速逐漸增大,但影響相對較小。

計算出觀測線上的流體壓力變化值,再將其理論計算值與流體仿真結(jié)果進行對比,得出如圖14所示的理論壓力與仿真壓力的對比圖。圖14中理論計算觀測線上的流體壓力變化趨勢和數(shù)值大小與數(shù)值模擬結(jié)果基本吻合,以此說明理論計算方法的準(zhǔn)確性。

圖14 不同進口流量條件下觀測線上壓力仿真值與理論值對比

根據(jù)計算出的觀測線line-1、line-2和line-3上的流體流速,再將其理論計算值與流體仿真結(jié)果進行對比,得出如圖15所示的理論壓力與仿真速度的對比圖。

圖15 不同進口輸入流量條件下觀測線上仿真速度與理論計算速度對比

從圖15中可以看出,理論計算觀測線line-1、line-2和line-3上的流體速度的變化趨勢和數(shù)值大小與仿真結(jié)果基本吻合,以此再次驗證理論計算模型的合理性與準(zhǔn)確性。

根據(jù)計算出觀測線line-1、line-2和line-3上的流體流速、壓力,與其理論計算值與流體仿真結(jié)果進行對比,從圖13～圖15中可以看出,理論計算觀測線line-1、line-2和line-3上的仿真值與理論值的變化趨勢基本吻合,數(shù)值模擬結(jié)果略大于理論計算結(jié)果,這是由于仿真數(shù)據(jù)是從流體域中心線line-1、line-2和line-3上取得的,流體域中心流體流速大于靠近壁面流體的流速,而理論沒有考慮壁面的摩擦,故存在微小的偏差。

通過流體仿真軟件進行負(fù)壓脈沖振蕩器閥軸總成內(nèi)部流場進行分析。將理論計算結(jié)果與仿真分析結(jié)果進行對比。在不同大小徑向噴嘴和不同進口輸入流量條件下,對流域流體的流動情況進行分析,得出各自的壓力和流速,并根據(jù)仿真結(jié)果繪制相應(yīng)的特性曲線圖,并與理論計算值對比分析。通過對比分析可知:輸入流量相同情況下,徑向噴嘴直徑越大,工具進出口之間的壓差就越小,噴嘴兩端的壓差就越小;在流域分析模型一樣的情況下,進口輸入流量越大,流域內(nèi)流速和壓力都逐漸上升,流域進出口之間的壓差基本不變。徑向噴嘴右邊界的流體的速度更大,使得流體對徑向噴嘴的右邊界的沖蝕更大,會降低徑向噴嘴的使用壽命,可以通過調(diào)節(jié)徑向噴嘴的開口角度來減小流體對徑向噴嘴的沖蝕,增加噴嘴使用壽命。仿真壓力和速度結(jié)果與理論計算值基本吻合,從而驗證了理論計算的合理性與準(zhǔn)確性。

5 結(jié)論

1) 本文提出了負(fù)壓脈沖振蕩工作機理,進而研發(fā)設(shè)計了負(fù)壓脈沖振蕩工具,并對該工具進行力學(xué)特性研究,即對負(fù)壓脈沖振蕩器的鉆井液工作壓降、工作水擊特性和軸向沖擊力進行分析計算。

2) 根據(jù)算例分析結(jié)果可以得出:當(dāng)輸入流量一定時,徑向噴嘴的直徑越大,工具壓降越大,負(fù)壓脈沖振蕩器工具內(nèi)部流體的壓力波動越大,工具產(chǎn)生的水擊壓強和軸向力越大。

3) 通過流體仿真軟件對負(fù)壓脈沖振蕩工具內(nèi)部流場進行數(shù)值模擬分析。對不同大小徑向噴嘴流體域進行研究計算,并根據(jù)仿真結(jié)果繪制相應(yīng)的特性曲線圖。得出輸入流量相同情況下,徑向噴嘴直徑越大,工具進出口之間的壓差越小,噴嘴兩端壓差就越小;在流域分析模型一樣的情況下,進口輸入流量越大,流域內(nèi)流速和壓力都逐漸上升,流域進出口之間的壓差基本不變。

4) 通過理論計算與仿真值對比分析,得知仿真壓力和速度結(jié)果與理論計算值基本吻合,從而驗證了理論計算的合理性與準(zhǔn)確性,同時驗證了仿真計算的可靠性。