端面密封式旋轉閥結構對脈沖壓力的影響

魏俊 馮進

長江大學機械工程學院

20世紀80年代以來，隨著國內外油氣田勘探開發的深入，油氣井結構復雜度提高，大斜度井、長水平井及多分支井等復雜結構井數量增多，鉆柱與井壁間的摩阻增加，導致機械鉆速低、鉆壓傳遞效率低等問題，對鉆井工程提出了新的現實要求［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］通過將連續流動的高壓鉆井液轉化為間歇式水力脈沖，從而使鉆柱產生軸向高頻蠕動，將靜摩擦轉化為滑動摩擦，降低了鉆柱彈性送鉆的瞬時滑動摩擦系數的增長速度，使鉆柱與井壁間的摩阻減小，提高機械鉆速及鉆壓傳遞效率。脈沖壓力發生單元是水力振蕩器的重要組成部件，目前，國內外對于水力振蕩器的研究工作主要集中在其動力系統及振蕩短節的結構組成和性能優化等方向，而對脈沖發生單元結構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）研發應用的水力振蕩器采用了一種偏心閥結構作為脈沖發生單元，偏心閥易產生徑向振動而干擾LWD等工具的信號采集及傳遞，且可導致井眼出現不規則的現象［8-10］。提出了一種基于端面密封式旋轉閥系統（以下簡稱閥系）的脈沖發生單元，傳動軸帶動閥盤做同心式旋轉運動，使閥系過流面積呈周期性變化，從而產生脈沖壓力。脈沖壓力波形和幅值決定于閥系結構，其與水力振蕩器的工作性能密切相關。研究閥系的結構參數與脈沖壓力的關系對水力振蕩器的設計具有重要意義。筆者根據該端面閥的結構特點，以端面開口角α、開口圓弧內外徑R和r及安裝間隙h等3種結構參數為研究對象，采用CFD技術模擬了脈沖壓力特性，研究了該閥系的結構參數對脈沖壓力波形和幅值的影響規律，為提升水力振蕩器的工作性能提供了參考依據。

1 閥系結構設計及工作原理

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

1.1 閥系結構設計

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

1.2 工作原理

動力系統帶動傳動軸旋轉并將運動傳遞到動閥盤，使動閥盤高速旋轉。鉆井液通過閥系時，由于閥盤隨傳動軸一起處于高速旋轉狀態，故閥盤與閥座過流孔將出現周期性交錯重疊，使過流孔正對面積周期性改變，將連續流動的液體轉變為間歇式的水力脈沖。另外，當閥系全關時，閥系上、下游之間不能連通，將產生憋壓現象，所以在設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，并可調節閥系脈沖壓力大小。閥盤與閥座的結構簡圖及其裝配關系如圖1所示。

已知參數：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，考慮到應使液體在閥系中的流動狀態得以發展充分，分別在閥系入口和出口處設計了30 mm高的外流道。采用Fluent專用前處理軟件GAMBIT對流道模型進行網格劃分。將SolidWorks建立的流道模型文件導入GAMBIT后選用了TGRID類型網格并定義網格尺寸為2 mm，自動生成Tet/Hybrid（四面體/混合單元）單元網格如圖2所示，定義進出口邊界名稱并輸出網格文件，為數值仿真做好前處理的準備工作。

圖1 閥盤與閥座的結構及其裝配簡圖Fig.1 Schematic structure and assemblage of valve disk and seat

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

2.2 CFD數值模擬

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

3 結構參數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°旋轉得到各流道模型，再對各模型使用Gambit劃分網格后生成的網格文件導入Fluent軟件進行數值模擬。根據模擬數據繪制出脈沖壓力的波形曲線（折線圖）如圖3所示。其中橫坐標表示閥盤的旋轉角度，縱坐標表示脈沖壓力（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，當端面開口圓弧內外徑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帶寬增加；當α減小到一定值（α=60°）時，高壓脈沖帶寬范圍內壓力值出現波動，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種不同的開口內外徑R和r值（外徑R取 50、49、48、47、46、45 mm，同時內徑r取 30、31、32、33、34、35 mm），按照 3.1 節的操作步驟建立各流道模型并劃分網格，將網格文件導入Fluent軟件進行數值模擬，得到脈沖壓力隨端面開口內外徑變化的模擬值，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生改變，而對高壓脈沖帶寬范圍基本沒有影響。當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

設置閥盤和閥座端面開口圓弧內外徑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，當閥盤和閥座的端面開口角α及開口圓弧內外徑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，且在高壓帶寬內的壓力波動也基本沒有影響。當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，流道模型網格劃分的尺寸可能對閥系的脈沖壓力產生影響，選用了一定結構的閥系（α=60°，R=50 mm，r=30 mm，h=7 mm），分別設定網格尺寸為1.5 mm、2.0 mm、2.5 mm，得到不同網格尺寸下的模擬結果，其脈沖壓力波形曲線如圖6所示。

圖6 不同網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，對于同一結構的閥系模型，在3種不同的網格尺寸下的模擬結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。對于不同尺寸的網格，閥系脈沖壓力的最小值及其波形曲線的發展趨勢基本保持不變。

在水力振蕩器的使用過程中，主要關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，當網格尺寸分別為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，因此，可認為網格尺寸對本設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閥中閥盤和閥座的端面開口角α、開口圓弧內外徑R和r及端面安裝間隙h等結構參數對閥系脈沖壓力的影響，并試圖尋找出脈沖壓力與閥系結構參數之間的數值表達式，為水力振蕩器脈沖壓力單元的設計提供一種經驗公式。

由于結構參數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表征該結構參數的影響更具代表性。閥系流道過流孔的結構與參數關系如圖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的表達式為：

圖7 閥系流道過流孔結構示意圖Fig.7 Schematic structure of open orifice of flow channel in the valve

閥系結構參數對脈沖壓力影響的CFD仿真數據匯總見表1。

表1 閥系結構參數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的平均值，pmin表示閥系脈沖壓力的最小值。分析數據可知，在工程誤差范圍內，間隙h對脈沖壓力的最小值沒有影響；當閥系過流面積A增大或端面安裝間隙h增大時，液體在閥系內的流通面積增大，流動舒展性相對較好，導致壓差降低。因此可認為脈沖壓力的大小與閥系過流面積A及安裝間隙h成負相關。分別在相同的A（17.95 cm2）和h（7 mm）下運用回歸分析的方法進行曲線估計，得到脈沖壓力對各參數的擬合方程分別為

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整值R2分別為0.978，0.999，0.994，說明使用上述方程對各參數下脈沖壓力進行預測具有較高的可信度。

根據曲線估計結果可知，脈沖壓力的最大值與過流面積A成三次函數關系，與安裝間隙h成二次函數關系。由于閥系過流面積A與安裝間隙h之間沒有相互聯系，即為獨立變量，其對脈沖壓力的影響是相互獨立的，故此，構造了脈沖壓力的最大值與上述兩個參數之間的函數關系為

式中，ci（i=1，2，…，6）為常數。

根據上述構造方程，進行非線性回歸分析，得到閥系脈沖壓力的最大值與過流面積A和安裝間隙h之間的關系式為

該回歸方程的方差調整值為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，通過曲線估計得到其擬合方程為

6 結論

（1）提出了一種基于端面密封式旋轉閥系統的脈沖發生單元，可有效地消除NOV水力振蕩器中偏心閥引起的徑向振動、改善井眼不規則現象、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、開口圓弧內外徑及安裝間隙等3種結構參數對脈沖壓力的影響，可通過合理的結構設計，改變脈沖壓力特性以適應不同的鉆井需求。

（3）鉆井液流量一定時，閥系結構參數及安裝間隙通過影響液體在流道內的流通性，從而使脈沖壓力峰值和高壓脈沖帶寬范圍發生變化，但基本不改變脈沖壓力的變化規律；脈沖壓力的最小值僅與閥系過流面積相關，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構參數及安裝間隙的數學表達式，為水力振蕩器脈沖壓力的設計提供一種經驗公式，提高其設計效率，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數值分析的方法對所設計的脈沖發生單元進行了仿真模擬，未進行相關實驗研究，且未考慮鉆井液的沖蝕效應對脈沖壓力的影響，應進一步深入研究。

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