Diseño estructural y análisis de efectos sobre un nuevo tipo de oscilador hidráulico accionado con doble grupo de válvulas

Dec 29, 2023

Scientific Reports volumen 12, Número de artículo: 15719 (2022) Citar este artículo

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Detalles de métricas

Se diseñó un nuevo oscilador hidráulico, que podía ajustar las fluctuaciones de presión a través de dos juegos de válvulas dinámicas y fijas. Los osciladores hidráulicos pueden cumplir con los requisitos de frecuencia y fuerza axial de perforación con un flujo de fluido de perforación más bajo que los osciladores hidráulicos generales. La estructura del oscilador se describió en detalle y se calculó el área de desbordamiento entre los dos conjuntos de válvulas dinámicas y fijas. Con base en la diferencia de flujo de fluidos de perforación, se analizó la influencia de diferentes flujos de fluidos en las caídas de presión del oscilador, su ley de influencia se determinó mediante el software de elementos finitos Fluent y su efecto se verificó mediante simulaciones numéricas. La investigación relacionada es de gran importancia en la selección de válvulas dinámicas y fijas y proporciona la base teórica para la optimización de los parámetros estructurales de los osciladores hidráulicos de doble válvula.

La fricción estática entre la herramienta de perforación y la pared del pozo aumenta con el aumento de la profundidad del pozo y la sección horizontal en los procesos de perforación convencionales1,2, lo que afecta gravemente la roca de la barrena, la vida útil de la herramienta de perforación y la velocidad de perforación, e incluso provoca accidentes en el fondo del pozo, como atascamiento, perforación. , etc.3,4,5. Se han realizado muchos trabajos de investigación en todo el mundo sobre la reducción de la resistencia friccional de la perforación6,7,8 y los osciladores hidráulicos son una de las tecnologías más interesantes9,10.

La acción hidráulica de los osciladores hidráulicos provoca vibraciones axiales en el conjunto de perforación, lo que puede transformar la fricción estática del conjunto de perforación en fricción dinámica. De esta manera, la presión de respaldo del pozo horizontal se puede resolver de manera efectiva y se mejoró la velocidad de perforación. Zhang et al.11 introdujeron un oscilador hidráulico autoexcitado y analizaron experimentalmente sus características de frecuencia y amplitud. Xu12 y Liu et al.13 evaluaron el efecto de las herramientas de perforación de percusión rotatoria autooscilantes en el campo. Liu et al.14 diseñaron un nuevo tipo de oscilador hidráulico con vibración axial inducida por pulso hidráulico y describieron experimentalmente su estructura y principio. Li et al.15 desarrollaron un oscilador hidráulico para un pozo de φ215 mm y realizaron simulaciones en interiores y experimentos de campo. Wang et al.16 diseñaron un oscilador hidráulico e investigaron su material y estructura. El efecto del oscilador hidráulico se demuestra mediante carga de empuje, prueba de frecuencia de presión y aplicación de campo.

De acuerdo con las soluciones numéricas de las ecuaciones de Navier-Stokes del modelado Fluent y experimental en el sistema "Pipeline Fittings", Karpenko et al.17 analizaron la influencia de los procesos hidrodinámicos en el desarrollo del flujo turbulento de un fluido. Yu et al.18 diseñaron un oscilador hidráulico y analizaron sus parámetros mecánicos clave, la ley cambiante y las características de vibración. Richard19, Liu20, Leus21, Wicks22 propusieron diferentes modelos de vibraciones axiales para el análisis de osciladores hidráulicos.

Sin embargo, para lograr los requerimientos de fuerza de oscilación, frecuencia, etc., la mayoría de los osciladores hidráulicos estudiados requerían más de 30 L/s de fluido de perforación23,24; por lo tanto, se necesitaban bombas de perforación de gran caudal o bombas de perforación adicionales. Por lo tanto, diseñamos un oscilador hidráulico accionado con doble grupo de válvulas adecuado para flujos de fluido de perforación de menos de 30 L/s.

El núcleo de un oscilador hidráulico accionado con un grupo de válvulas doble consta de dos partes, es decir, la sección superior del oscilador y el extremo inferior de la sección de accionamiento. Como se muestra en la Fig. 1, la sección de oscilación estaba compuesta principalmente por un husillo estriado, un manguito estriado, un resorte de disco, una tuerca de compresión, una carcasa oscilante, etc. Además, su función principal era convertir la onda de presión proveniente del extremo inferior en una fuerza axial oscilante de cáscara vibrante a través del resorte del disco. Como se puede ver en la Fig. 2, la sección de transmisión constaba principalmente del eje central, el grupo de la turbina, los cojinetes de alineación, la válvula dinámica, el labio divisor y los cojinetes de empuje. La sección de oscilación se conectó con la sección de accionamiento a través de la rosca del tornillo. La función principal de la sección de accionamiento era girar el eje central mediante una turbina configurada para modular ondas armónicas periódicas a través del canal de flujo que cambia periódicamente mediante la rotación de válvulas dinámicas.

La sección de oscilación del oscilador.

La sección de accionamiento del oscilador.

La figura 3 muestra la estructura general de los osciladores hidráulicos accionados con grupos de válvulas dobles. Sarta de perforación superior conectada a la parte superior del husillo estriado del oscilador. La carcasa inferior del oscilador conectaba la tubería de perforación inferior. La energía del oscilador se suministró desde el fluido de perforación, que transformó la energía líquida del fluido de perforación en energía mecánica de alta velocidad a través del estator y el rotor de la turbina y la rotación del eje central en la sección de transmisión fue impulsada por el rotor de la turbina. La rotación del eje central rotaba las válvulas dinámicas y el área de desbordamiento entre las válvulas dinámicas y fijas se cambiaba periódicamente durante la rotación. La caída de presión máxima se observó para el área de desbordamiento mínimo y la caída de presión mínima se observó para el área de desbordamiento máximo. La onda de presión resultante actuó sobre la tuerca de compresión en la sección de oscilación; por lo tanto, diferentes presiones entre las caras extremas superior e inferior de la tuerca de compresión generaron una fuerza axial. La fuerza axial hizo que el resorte de mariposa se comprimiera y recuperara continuamente para ahorrar y liberar energía. Esto hizo que la junta oscilante tuviera un movimiento alternativo axial y que la herramienta de perforación generara una fluencia axial de alta frecuencia.

La estructura del oscilador hidráulico accionado con grupos de válvulas dobles.

La sección de accionamiento de la turbina constaba de un componente de metal puro, que tenía algunas ventajas, como resistencia a altas temperaturas, fuerte resistencia a la erosión, larga vida útil y alta eficiencia sobre los osciladores hidráulicos accionados por tornillo.

Grupos de válvulas dobles con cambio de flujo doble canal simple tradicional por labio divisor, la onda de presión fue modulada por dos juegos de grupos de válvulas y la fluctuación de presión fue cambiada ajustando el ángulo y la distancia entre válvulas fijas. Se podrían generar diferentes amplitudes de presión y fuerzas de oscilación apropiadas bajo la condición de caudal constante, lo que facilitó el cumplimiento de los requisitos de campo con caudales de líquido más bajos.

Razonablemente canales de flujo de las válvulas. La estructura de la placa de la válvula se optimizó a través de las condiciones operativas reales del oscilador y las características del canal de flujo. Puede dividir la impureza en el fluido de perforación por un área de flujo determinada del canal de exportación que se encuentra a la izquierda del puerto de la válvula cuando el rotor gira a un estado completamente cerrado.

Analice un grupo de válvulas para el oscilador hidráulico, ya que la estructura de los grupos de válvulas dobles es la misma, y ​​las estructuras de las válvulas dinámicas y fijas se muestran en la Fig. 4. Los canales de flujo de las válvulas tenían simetría central, con diámetro exterior del canal de flujo \ (r_{2}\), el diámetro interior del canal de flujo \(r_{1}\), el ángulo de la región anular estándar \(\theta_{0}\) y los radios circulares en ambos lados \(r_{3} , r_{3} = (r_{2} - r_{1} )/2\). Todo el proceso dinámico de rotación de válvulas se dividió en cinco etapas según el cambio de canales de flujo en un ciclo (rotación radianes de \(\pi\)), como se muestra en la Fig. 5.

Las estructuras de válvulas dinámicas y fijas.

La variación de los canales de flujo en un ciclo.

El proceso de rotación se ilustró tomando las siguientes suposiciones: el canal izquierdo de la válvula fija como la posición inicial de cálculo, las válvulas dinámica y fija coincidieron en la posición inicial y la válvula dinámica giró a una velocidad constante en el proceso de trabajo. El frente del canal izquierdo de la válvula dinámica no se cruzaba con el canal derecho de la válvula fija en la primera etapa. El frente del canal izquierdo de la válvula dinámica t se cruzaba con el canal derecho de la válvula fija en la segunda etapa, el área de intersección \(s_{1}\) era mayor que \(\pi r_{3}^{2}\) y el área de intersección \(s_{2}\) era menor que \(\pi r_{3}^{2}\). El frente del canal izquierdo de la válvula dinámica se cruzaba con el canal derecho de la válvula fija en la tercera etapa y las áreas de intersección \(s_{1}\) y \(s_{2}\) eran mayores que \(\pi r_{ 3}^{2}\) en la tercera etapa. Sin embargo, en la cuarta etapa, el área de intersección \(s_{1}\) era menor que \(\pi r_{3}^{2}\) y el área de intersección \(s_{2}\) era mayor que \( \pi r_{3}^{2}\). El extremo del canal izquierdo de la válvula dinámica no se cruzaba con el canal izquierdo de la válvula fija en la quinta etapa y el área de intersección era \(s\). El canal izquierdo de la válvula dinámica de intersección coincidía completamente con el canal derecho de la válvula fija y la intersección del canal derecho de la válvula dinámica coincidió totalmente con el canal izquierdo de la válvula fija al final de un ciclo, mientras que el radián de rotación de la válvula dinámica fue \(\pi\).

Se supuso que la velocidad angular de la válvula dinámica era \(\omega\) y el tiempo de rotación era \(t\). El área de los canales de flujo entre las válvulas se calculó como sigue.

donde \(\theta_{1}\) es el ángulo entre la línea tangente que es el punto de origen del círculo lateral de la válvula y la línea que es el punto de origen del centro del círculo lateral, \(\theta_{1 } = {\text{arcsin}}\frac{{r_{3} }}{{r_{0} }}\), donde \(r_{0}\) es el radio del círculo de paso del canal de flujo, \( r_{0} = (r_{2} + r_{1} )/2\). \(\beta\) es el ángulo entre los dos radios que son el centro del círculo lateral a los puntos de intersección de las válvulas dinámica y fija.\(\beta\) en la segunda y cuarta etapa podría calcularse de la siguiente manera.

Las áreas de los canales de flujo tenían que cambiar todo el tiempo según los requisitos de la aplicación de campo, lo que podía garantizar que la caída de presión entre las placas de la válvula pudiera cambiarse continuamente para que el resorte del disco pudiera producir cambios periódicos. Por lo tanto, cuanto más corta sea la tercera etapa, mejor. Finalmente, esta herramienta fue diseñada para \(\theta_{0} = \pi /2\) para asegurar que el tiempo de la tercera etapa fuera 0 y que las áreas de los canales de flujo pudieran simplificarse de la siguiente manera.

Las fuerzas axiales y las fluctuaciones de presión de los osciladores hidráulicos de accionamiento de doble válvula se produjeron principalmente por el cambio de canal de flujo entre válvulas dinámicas y fijas. Dado que ambos grupos de válvulas producían caídas de presión, las fluctuaciones de presión en los segmentos del oscilador generaban efectos de superposición que mejoraban su rendimiento. Se adoptó un grupo de válvulas para el análisis y las caídas de presión instantáneas entre las válvulas dinámicas y fijas siguieron la teoría del agujero delgado.

donde \(C_{d}\) es el coeficiente de flujo que está en el rango de 0,6 a 0,8, \(\rho\) es la densidad del fluido de perforación (kg/m3), Q es el flujo del fluido de perforación (m3/s), A es el área del canal de flujo (m2), y \(\Delta p\) es la caída de presión del grupo de válvulas (Pa).

La ecuación (4) fue como sigue.

La ecuación (5) muestra que el área de flujo del grupo de válvulas podría controlarse para cambiar la caída de presión cambiando los parámetros de la válvula en el diseño. Debido a los límites del material de la válvula, la caída de presión de trabajo superior, el entorno de trabajo, etc., la fluctuación de presión máxima no puede ser demasiado alta. Para cumplir con las fluctuaciones de presión reales, la caída de presión máxima \(\Delta p_{\max }\) correspondió al área de flujo mínima \(A_{\min }\) y la caída de presión máxima \(\Delta p_{{ m{\text{in}}}}\) correspondía al área mínima de flujo \(A_{{{\text{max}}}}\); \(A_{\max }\) y \(A_{\min }\) podrían calcularse de la siguiente manera.

Las aplicaciones de campo mostraron que se suponía que el consumo máximo de presión hidráulica del oscilador hidráulico no era superior a 4 MPa debido a la restricción del espacio subterráneo, la estructura de la herramienta de fondo de pozo relativamente compacta, la limitación del tamaño de la estructura de la válvula rotativa, etc.25,26. Por lo tanto, la caída de presión máxima de un grupo de válvulas se tomó como 3,20 MPa considerando la junta de la turbina y la pérdida de presión local. En combinación con el diámetro externo del oscilador y la demanda de caídas de presión máxima y mínima de un grupo de válvulas, se determinó que los radios de la placa de la válvula eran 70 mm, r2 = 42,5 mm, r1 = 30 mm, r0 = 36,25 mm, r3 = 3,25 mm, suponiendo \(\rho = 1200\,{\text{kg}}/{\text{m}}^{3}\) y Cd = 0,8. El área de flujo fue calculada por el software MATLAB en cada etapa y las reglas de cambio del área de flujo se muestran en la Fig. 6. Podría calcularse que \(A_{\max } = 1669\,{\text{mm}}^{2 }\) y \(A_{{{\text{min}}}} = 490,88\,{\text{mm}}^{2}\).

Las reglas de cambio de área de flujo.

Basado en el análisis de la relación entre la caída de presión y el flujo de fluido de perforación en osciladores hidráulicos, el flujo de fluido de perforación para seleccionar el fluido de perforación de uso común en el campo, flujo respectivamente 20 L/s, 25 L/s, 28 L/s, 30 L /s, 32 L/s. La ley de cambio de caída de presión con el flujo de entrada fue resuelta por MATLAB para dos desarrollos del programa relativo, como se muestra en la Fig. 7.

Relación entre caída de presión y caudal.

Las variaciones de las caídas de presión máxima y mínima con el caudal se muestran en la Fig. 8.

Relación entre la caída de presión máxima y mínima con el caudal.

El oscilador hidráulico diseñado produjo fluctuaciones de presión continuas en un solo ciclo. La caída de presión máxima correspondiente a los cinco caudales fue de 1,56 MPa, 2,43 MPa, 3,05 MPa, 3,5 MPa y 3,98 MPa respectivamente. Cuando el caudal fue de 28 L/s, el consumo máximo de presión del grupo de válvulas fue de 3,05 MPa y la caída de presión promedio fue de 1,25 MPa, lo que cumplió con los requisitos de diseño. Mientras tanto, el grupo de bombas podría realizar fácilmente el flujo al mismo tiempo.

Con el fin de estudiar más a fondo el rendimiento del diseño de osciladores hidráulicos de doble válvula, se simuló el proceso de trabajo del oscilador hidráulico fabricado mediante el software de elementos finitos Fluent combinado con la estructura del oscilador hidráulico.

Dado que el canal de flujo del oscilador hidráulico de accionamiento de doble válvula tenía cambios de sección transversal de varias etapas, el movimiento del fluido podría tomar la forma de un movimiento giratorio. En comparación con el modelo estándar de k-turbulencia, el modelo RNG tiene en cuenta los flujos de rotación y remolino y podría manejar mejor la alta tasa de deformación y el flujo de la línea de corriente27. Por lo tanto, se seleccionó el modelo de turbulencia k-RNG para la simulación numérica de osciladores hidráulicos.

El modelo 3D del oscilador se construyó en el software SolidWorks. Por el bien del análisis antes del análisis. Se consideraron los siguientes supuestos básicos para simplificar el análisis, (1) la simulación numérica estudió principalmente el cambio de presión del fluido en la sección oscilante; por lo tanto, el canal de flujo interno de la sección oscilante se fijó mientras que se ignoraron el modelado y el efecto de resorte. (2) Para simplificar el canal de flujo interno de la sección de transmisión, no se tomaron en cuenta el efecto de turbina, el cojinete de adrizamiento, el cojinete de empuje y otros. (3) Se simplificó la salida de la parte inferior del modelo de sección de accionamiento. Además, se llevó a cabo el refinamiento local del canal de flujo y el modelo 3D final del canal de flujo se muestra en la Fig. 9.

Modelo 3D del canal de flujo del oscilador.

El modelo terminado se guardó como un archivo "xt" y se importó a Fluent of Workbench para dividir la cuadrícula con el número de nodo de 504 777 y el número de celda de cuadrícula de 2 505 046, como se muestra en la Fig. 10.

El diagrama de malla del modelo 3D.

Después de completar la malla, el caudal del fluido de perforación (simulado con agua) tuvo que traducirse en velocidad de entrada para establecer las condiciones límite de entrada combinadas con las condiciones operativas reales del oscilador hidráulico. Se consideraron 20 ciclos y se tomaron 25 puntos de datos en cada ciclo. Según el diseño teórico, la velocidad dinámica de la válvula fue de 8 r/s, la salida se configuró para exportación libre y las condiciones límite restantes se configuraron a su vez de acuerdo con los parámetros reales para completar la simulación.

Se obtuvieron la presión de salida, el frente de oscilación, el frente del primer grupo de válvulas y el extremo posterior del segundo grupo de válvulas. La caída de presión del oscilador se definió como la diferencia en las presiones del extremo frontal del primer grupo de válvulas y del extremo posterior del segundo grupo de válvulas, como se muestra en la Fig. 11. Teóricamente, la caída de presión simulada fue dos veces mayor que la calculada teóricamente con una sola válvula. grupo. Los resultados de la simulación mostraron que las caídas de presión máxima y promedio fueron de 7,30 MPa y 1,81 MPa en 20 ciclos de simulación, respectivamente. La caída de presión máxima más alta en un ciclo fue dos veces el valor teórico con 6,10 MPa y la ley de simulación básica fue casi consistente con el cálculo teórico.

Ley de variación de la caída de presión con el paso del tiempo.

Se diseñó un nuevo tipo de oscilador hidráulico turboalimentado en el que las fluctuaciones de presión eran generadas por grupos de válvulas dobles y la demanda de fuerza de oscilación podía generarse principalmente a caudales más bajos. Basado en el principio de superposición de ondas de presión, las caídas de presión máximas del nuevo tipo de oscilador hidráulico turboalimentado fueron de 7,30 MPa en 20 ciclos de simulación, que era dos veces el valor teórico con una sola válvula. La estructura principal del oscilador diseñado estaba hecha de componentes de metal puro y sus ventajas incluyen resistencia a altas temperaturas, alta resistencia a la erosión, larga vida útil y alta eficiencia.

Todo el proceso de rotación del oscilador hidráulico se dividió en cinco etapas durante la rotación dinámica de la válvula en función de los cambios del canal de flujo en un ciclo. El modelo de cálculo del área de caudal de la válvula en cinco etapas se estableció de acuerdo al modelo geométrico de cada etapa. Los parámetros estructurales del grupo de válvulas dobles se diseñaron en base al modelo de cálculo. Finalmente, sobre la base de parámetros relacionados, se analizaron las influencias de diferentes flujos de fluidos de perforación en las caídas de presión del oscilador hidráulico.

De acuerdo con las caídas de presión del oscilador hidráulico resueltas por MATLAB, la ley de cambio de la caída de presión bajo diferentes fluidos de perforación era básicamente la misma. Mientras que la tasa de flujo de 20 a 32 L/s, la caída de presión máxima fue aproximadamente lineal con la tasa de flujo, el valor de caída de presión mínima cambió poco, y cuando la tasa de flujo fue de 28 L/s, se cumplieron los requisitos diseñados.

Se aplicó el software de elementos finitos Fluent para simular el oscilador hidráulico estableciendo un canal de flujo 3D. Con base en el principio de superposición de ondas de presión, las caídas de presión máximas del nuevo tipo de oscilador hidráulico turboalimentado fueron de 7,30 MPa en 20 ciclos de simulación, y los resultados mostraron que la caída de presión en los grupos de válvulas dobles era dos veces mayor que la de uno simple. grupo de válvulas, que indicó la viabilidad de los osciladores hidráulicos turboalimentados.

Los conjuntos de datos utilizados y/o analizados durante el estudio actual están disponibles del autor correspondiente a pedido razonable.

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Este trabajo fue apoyado por la Fundación Nacional de Ciencias Naturales de China bajo la Subvención 51704034, el Proyecto Principal de Ciencia y Tecnología Nacional de China bajo la Subvención No. 2016ZX05038-002-LH001, la Fundación de Ciencias Naturales de la provincia de Hubei bajo la Subvención No. 2021CFB180 y la Fundación del Centro Nacional de Investigación de Ingeniería para Equipos de Producción bajo la Subvención No. ZBKJ 2021-A-03.

Escuela de Ingeniería Mecánica, Universidad de Yangtze, Jingzhou, 434023, Hubei, China

Hou Lingxia, Sun Qiaolei, Deng Long, Liu Yuwei y Feng Ding

Centro de investigación de ingeniería de Hubei para herramientas de perforación y terminación de petróleo y gas, Jingzhou, 434023, Hubei, China

Sol Qiaolei y Feng Ding

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HL y QS escribieron el texto principal del manuscrito, DL y LY cotejaron los datos del análisis de simulación. FD proporcionó el proceso de redacción del artículo.

Correspondencia a Sun Qiaolei.

Los autores declaran no tener conflictos de intereses.

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Reimpresiones y permisos

Lingxia, H., Qiaolei, S., Long, D. et al. Diseño estructural y análisis de efecto sobre un nuevo tipo de oscilador hidráulico accionado con doble grupo de válvulas. Informe científico 12, 15719 (2022). https://doi.org/10.1038/s41598-022-20116-8

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Recibido: 25 Abril 2022

Aceptado: 08 septiembre 2022

Publicado: 20 de septiembre de 2022

DOI: https://doi.org/10.1038/s41598-022-20116-8

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