二重バルブ群で駆動する新型油圧振動子の構造設計と効果解析

Dec 29, 2023

Scientific Reports volume 12、記事番号: 15719 (2022) この記事を引用

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メトリクスの詳細

新しい油圧発振器が設計され、2 組の動的バルブと固定バルブを通じて圧力変動を調整できました。 油圧振動子は、一般的な油圧振動子よりも低い掘削液流量での穴あけの周波数と軸力の要件を満たすことができます。 発振器の構造が詳細に説明され、2 セットの動的バルブと固定バルブの間のオーバーフロー領域が計算されました。 掘削流体の流れの違いに基づいて、異なる流体の流れが発振器の圧力降下に及ぼす影響を分析し、その影響法則を有限要素ソフトウェアFluentによって決定し、その効果を数値シミュレーションによって検証した。 関連する研究は、動的バルブと固定バルブの選択において非常に重要であり、二重バルブ油圧振動子の構造パラメータの最適化のための理論的基礎を提供します。

従来の掘削プロセスでは、坑井の深さと水平断面が増加するにつれて、掘削ツールとボアホール壁の間の静摩擦が増加します1、2。これは、ドリルビットの岩石、掘削ツールの寿命、掘削速度に重大な影響を与え、固着や掘削などのダウンホール事故を引き起こすことさえあります。 、など3、4、5。 掘削時の摩擦抵抗の低減については世界中で多くの研究が行われており6、7、8、油圧振動子は最も興味深い技術の1つです9、10。

油圧オシレータの油圧作用により、掘削アセンブリに軸方向の振動が発生し、掘削アセンブリの静摩擦が動摩擦に変換される可能性があります。 このようにして、水平坑井の背圧を効果的に解決することができ、掘削速度が向上しました。 Zhang et al.11 は自励式油圧振動子を導入し、その周波数特性と振幅特性を実験的に解析しました。 Xu12 と Liu ら 13 は、現場での自励振動回転パーカッションドリルツールの効果を評価しました。 Liu et al.14 は、油圧パルスによって引き起こされる軸振動を備えた新しいタイプの油圧振動子を設計し、その構造と原理を実験的に説明しました。 Li ら 15 は、φ215 mm ボーリング孔用の油圧振動子を開発し、屋内シミュレーションとフィールド実験を実施しました。 Wang et al.16 は、油圧振動子を設計し、その材料と構造を研究しました。 油圧オシレータの効果は、スラスト荷重、圧力周波数試験、現場での適用により実証されます。

Fluent モデリングおよび「パイプライン継手」システムでの実験によるナビエ・ストークス方程式の数値解に従って、Karpenko et al.17 は、流体の乱流の発達に対する流体力学プロセスの影響を分析しました。 Yu ら 18 は、油圧振動子を設計し、その重要な機械的パラメーター、変化の法則と振動特性を分析しました。 Richard19、Liu20、Leus21、Wicks22 は、油圧振動子解析用の軸振動のさまざまなモデルを提案しました。

しかし、振動力、周波数などの要件を達成するために、研究された油圧振動子のほとんどは 30 L/s 以上の掘削液を必要としました 23,24。 したがって、大流量の掘削ポンプまたは追加の掘削ポンプが必要でした。 そこで、30 L/s 未満の掘削流体流量に適した二重バルブ グループで駆動される油圧オシレータを設計しました。

二重バルブ群で駆動される油圧振動子の核心は、振動子の上部と駆動部の下端の 2 つの部分で構成されます。 図1に示すように、揺動部は主にスプラインスピンドル、スプラインスリーブ、皿バネ、圧縮ナット、揺動シェル等で構成されています。また、その主な機能は下端からの圧力波を振動軸力に変換することでした。皿バネを介してシェルを振動させます。 図2に見られるように、駆動セクションは主にセンターシャフト、タービングループ、アライメントベアリング、ダイナミックバルブ、スプリッターリップ、スラストベアリングで構成されていました。 発振部と駆動部はネジ山で接続されています。 駆動部の主な機能は、ダイナミックバルブの回転により周期的に変化する流路を通じて周期的高調波を変調するタービンセットによって中心軸を回転させることでした。

オシレーターの発振部。

発振器の駆動部。

図3に二重弁群で駆動する油圧振動子の全体構造を示します。 オシレータ スプライン スピンドル上部に接続された上部ドリル ストリング。 発振器の下部シェルは下部ドリルパイプに接続されています。 発振器の電力は掘削液から供給され、タービンステータとローターを介して掘削液の液体エネルギーを高速機械エネルギーに変換し、駆動部の中心軸の回転はタービンローターによって駆動されました。 中心シャフトの回転により動的バルブが回転し、回転中に動的バルブと固定バルブの間のオーバーフロー領域が周期的に変化しました。 最小のオーバーフロー領域では最大の圧力降下が観察され、最大のオーバーフロー領域では最小の圧力降下が観察されました。 結果として生じる圧力波は、振動セクションの圧縮ナットに作用しました。 そのため、コンプレッションナットの上端面と下端面の圧力差により軸力が発生します。 軸方向の力により、バタフライ スプリングは継続的に圧縮および回復し、エネルギーを節約および解放します。 これにより、振動ジョイントが軸方向に往復運動し、ドリルツールが高周波の軸方向クリープを生成しました。

油圧振動子を二重のバルブ群で駆動する構造。

タービン駆動部は純金属部品で構成されており、ねじ駆動の油圧振動子に比べて高温耐性、強力な耐浸食性、長寿命、高効率などの利点があります。

ダブルフローを備えたダブルバルブグループは、スプリッターリップによって従来の単一チャネルを変更し、2組のバルブグループによって圧力波を変調し、固定バルブ間の角度と距離を調整することで圧力変動を変更します。 一定の流量の条件下でさまざまな圧力振幅と適切な振動力を生成することができ、これにより、より低い液体流量での現場の要件を満たすことが容易になりました。

バルブの合理的な流路。 バルブプレートの構造は、実際の発振器の使用条件や流路特性を考慮して最適化されました。 ローターが完全に閉じた状態まで回転すると、バルブポートの左側にある排出チャネルの特定の流路面積によって掘削流体中の不純物を分割できます。

二重バルブグループの構造は同じであるため、油圧オシレータの1つのバルブグループを分析し、動的バルブと固定バルブの構造を図4に示します。バルブの流路は中心対称であり、流路外径は\ (r_{2}\)、流路内径 \(r_{1}\)、標準環状領域の角度 \(\theta_{0}\)、両側の円半径 \(r_{3} 、 r_{3} = (r_{2} - r_{1} )/2\)。 図5に示すように、動的なバルブ回転プロセス全体は、1サイクル内の流路の変化（回転ラジアン\(\pi\)）に基づいて5つの段階に分割されました。

動的バルブと固定バルブの構造。

1 サイクル内の流路の変化。

固定バルブの左チャンネルを計算の初期位置とし、動的バルブと固定バルブが初期位置で一致し、作業過程で動的バルブが一定速度で回転するという仮定を用いて回転プロセスを図示しました。 第 1 段階では、動的バルブの左チャンネル前部が固定バルブの右チャンネルと交差していませんでした。 ダイナミック バルブ t の左チャンネル前部は、第 2 段階で固定バルブの右チャンネルと交差しており、交差面積 \(s_{1}\) は \(\pi r_{3}^{2}\) より大きくなっています。そして交差面積 \(s_{2}\) は \(\pi r_{3}^{2}\) より小さくなりました。 動的バルブの左チャンネル前面は、第 3 段階で固定バルブの右チャンネルと交差しており、交差領域 \(s_{1}\) と \(s_{2}\) は \(\pi r_{ 3}^{2}\) の第 3 段階。 ただし、第 4 段階では、交差面積 \(s_{1}\) は \(\pi r_{3}^{2}\) より小さく、交差面積 \(s_{2}\) は \( \pi r_{3}^{2}\)。 ダイナミック バルブの左チャンネルの端は、第 5 段階では固定バルブの左チャンネルと交差せず、交差領域は \(s\) でした。交差するダイナミック バルブの左チャンネルは固定バルブの右チャンネルと完全に一致し、ダイナミック バルブの右チャネルの交点は 1 サイクルの終了時に固定バルブの左チャネルと完全に一致し、ダイナミック バルブの回転ラジアンは \(\pi\) でした。

動的バルブの角速度を \(\omega\) 、回転時間を \(t\) と仮定しました。 バルブ間の流路面積は次のように計算されました。

ここで、 \(\theta_{1}\) は、バルブの側面円の原点である接線と側面円の中心の原点である線との間の角度です。 \(\theta_{1 } = {\text{arcsin}}\frac{{r_{3} }}{{r_{0} }}\)、ここで \(r_{0}\) は流路ピッチ円の半径、\( r_{0} = (r_{2} + r_{1} )/2\)。 \(\beta\) は、側円の中心から動的バルブと固定バルブの交点までの 2 つの半径間の角度です。2 番目と 4 番目の段階の \(\beta\) は次のように計算できます。

流路面積は、現場でのアプリケーション要件に応じて常に変更する必要があり、これにより、皿バネが周期的な変化を生成できるように、バルブ プレート間の圧力降下を継続的に変化させることができます。 したがって、第 3 段階は短いほど良いです。 最後に、このツールは \(\theta_{0} = \pi /2\) 向けに設計されており、第 3 段階の時間が 0 になり、流路面積が次のように単純化できるようになりました。

二重弁駆動油圧振動子の軸力と圧力変動は、主に動的弁と固定弁の間の流路の変化によって生成されます。 両方のバルブグループで圧力降下が発生したため、発振器セグメントの圧力変動により重畳効果が発生し、その性能が向上しました。 解析には 1 つのバルブ グループが採用され、動的バルブと固定バルブの間の瞬間的な圧力降下は薄穴理論に従いました。

ここで、\(C_{d}\) は 0.6 ～ 0.8 の範囲の流量係数、\(\rho\) は掘削流体の密度 (kg/m3)、Q は掘削流体の流量 (m3/s)、Aは流路面積 (m2)、\(\Delta p\) はバルブ グループの圧力損失 (Pa) です。

式（４）は以下の通りであった。

式 (5) は、設計内のバルブ パラメーターを変更することによって、バルブ グループの流路面積を制御して圧力降下を変更できることを示しています。 バルブの材質、上限作動圧力降下、使用環境などの制限により、最大圧力変動が大きくなりすぎることはありません。 実際の圧力変動に対応するため、最大圧力降下 \(\Delta p_{\max }\) は最小流路面積 \(A_{\min }\) と最大圧力降下 \(\Delta p_{{ m{\text{in}}}}\) は最小流量面積 \(A_{{{\text{max}}}}\) に相当します。 \(A_{\max }\) と \(A_{\min }\) は次のように計算できます。

現場での応用では、地下空間の制限、比較的コンパクトなダウンホールツールの構造、ロータリーバルブの構造サイズの制限などにより、油圧発振器の最大油圧消費量は 4 MPa 以下であることが想定されていることが示されました 25,26。 したがって、タービン継手や局所的な圧力損失を考慮し、1 つのバルブグループの最大圧力損失を 3.20 MPa としました。 オシレータの外径と 1 つのバルブ グループの最大および最小圧力降下の要求を組み合わせて、バルブ プレートの半径は 70 mm、r2 = 42.5 mm、r1 = 30 mm、r0 = 36.25 mm、r3 = と決定されました。 \(\rho = 1200\,{\text{kg}}/{\text{m}}^{3}\) および Cd = 0.8 と仮定すると、3.25 mm。 流域面積は各段階で MATLAB ソフトウェアによって計算され、流域面積の変化規則が図 6 に示されています。 \(A_{\max } = 1669\,{\text{mm}}^{2) と計算できます。 }\) および \(A_{{{\text{min}}}} = 490.88\,{\text{mm}}^{2}\)。

フローエリアの変更ルール。

油圧振動子の圧力降下と掘削流体の流れの関係の分析に基づいて、現場で一般的に使用される掘削流体を選択するための掘削流体の流れ、流量はそれぞれ20 L/s、25 L/s、28 L/s、30 Lです。 /秒、32L/秒。 図 7 に示すように、入口流量による圧力降下の変化の法則は、相対プログラムの 2 つの開発のために MATLAB によって解決されました。

圧力損失と流量の関係。

流量に応じた最大および最小圧力降下の変化を図 8 に示します。

最大および最小の圧力損失と流量との関係。

設計された油圧振動子は、単一サイクルで連続的な圧力変動を生成しました。 5 つの流れに対応する最大圧力損失は、それぞれ 1.56 MPa、2.43 MPa、3.05 MPa、3.5 MPa、および 3.98 MPa でした。 流量 28 L/s のとき、バルブ群の最大消費圧力は 3.05 MPa、平均圧力降下は 1.25 MPa となり、設計要件を満たしました。 一方、ポンプ群により同時に流れを容易に実現することができる。

二重バルブ駆動油圧振動子の設計の性能をさらに研究するために、製作した油圧振動子の作業プロセスを、油圧振動子の構造と組み合わせた有限要素ソフトウェアFluentによってシミュレートしました。

二重弁駆動油圧振動子の流路は多段階の断面変化を持っているため、流体の運動は回転運動のような形をとることができます。 標準的な k 乱流モデルと比較して、RNG モデルは回転と旋回流を考慮に入れており、高いひずみ速度と流線の流れをより適切に処理できます27。 したがって、油圧振動子の数値シミュレーションには k-RNG 乱流モデルが選択されました。

発振器の 3D モデルは SolidWorks ソフトウェアで構築されました。 分析の前に分析のために。 解析を簡素化するために以下の基本仮定を考慮した。(1) 数値シミュレーションは主に振動部の流体圧力変化を研究した。 したがって、振動部の内部流路はモデリング中に固定され、バネ効果は無視されます。 (2) 駆動部の内部流路を簡略化するため、タービン効果、立ち直り軸受、スラスト軸受等は考慮していません。 (3) 駆動部モデル下部の出口を簡略化しました。 さらに、流路の局所的リファインメントを実行し、最終的な流路の 3D モデルを図 9 に示します。

振動子の流路の3Dモデル。

完成したモデルをxtファイルとして保存し、WorkbenchのFluentにインポートして、図10に示すようにノード番号504,777、グリッドセル番号2,505,046でグリッドを分割しました。

3Dモデルのメッシュ図。

メッシュの完成後、掘削流体の流量 (水でシミュレート) を入口速度に変換して、油圧振動子の実際の動作条件と組み合わせて入口境界条件を設定する必要がありました。 20 サイクルが考慮され、各サイクルで 25 個のデータ ポイントが取得されました。 理論的設計に基づいて、動的なバルブ速度は 8 r/s、出口は自由にエクスポートに設定され、残りの境界条件は実際のパラメータに従って順番に設定され、シミュレーションを完了しました。

出口圧力、振動フロントエンド、第 1 バルブグループフロントエンド、第 2 バルブグループバックエンドを取得しました。 図 11 に示すように、オシレーターの圧力降下は、第 1 バルブ グループのフロント エンドと第 2 のバルブ グループ バックエンドの圧力の差として定義されました。理論的には、シミュレーションされた圧力降下は、1 つのバルブで理論的に計算された圧力降下の 2 倍でした。グループ。 シミュレーション結果は、20 サイクルのシミュレーションで最大圧力損失が 7.30 MPa、平均圧力損失が 1.81 MPa であることを示しました。 1 サイクルでの最大圧力損失は理論値の 2 倍の 6.10 MPa であり、基本的なシミュレーション法則は理論計算とほぼ一致していました。

時間ステップに伴う圧力損失の変動則。

二重弁群により圧力変動を発生させ、主に低流量で振動力要求を発生させることができる新しいタイプのターボ駆動油圧振動子を設計した。 圧力波重ね合わせの原理に基づき、新型ターボ駆動油圧振動子の最大圧力損失は、20サイクルのシミュレーションで7.30MPaとなり、バルブが1つだけの場合の理論値の2倍となった。 設計された発振器の主な構造は純金属コンポーネントで構成されており、その利点には、高温耐性、高い耐浸食性、長い耐用年数、高効率が含まれます。

油圧振動子の全回転プロセスは、1 サイクル内の流路変化に基づいた動的なバルブ回転中に 5 つの段階に分割されました。 5段階のバルブ流量面積の計算モデルを各段階の幾何学的モデルに従って確立した。 二重バルブグループの構造パラメータは計算モデルに基づいて設計された。 最後に、関連パラメータに基づいて、油圧振動子の圧力降下に対するさまざまな掘削流体の流れの影響を分析しました。

MATLABによって解かれた油圧振動子の圧力降下によると、異なる掘削流体下での圧力降下の変化則は基本的に同じでした。 流量が 20 ～ 32 L/s の場合、最大圧力降下は流量に対してほぼ直線的で、最小圧力降下値はほとんど変化せず、流量が 28 L/s の場合、設計要件を満たしました。

有限要素ソフトウェア Fluent を適用して、3D 流路を確立して油圧振動子をシミュレートしました。 圧力波重ね合わせの原理に基づき、20サイクルのシミュレーションで新型ターボ駆動油圧オシレーターの最大圧力損失は7.30MPaとなり、その結果、二重バルブグループの圧力損失は単一バルブグループの圧力損失の2倍であることが示されました。バルブグループは、ターボ駆動油圧振動子の実現可能性を示しました。

現在の研究中に使用および/または分析されたデータセットは、合理的な要求に応じて責任著者から入手できます。

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この研究は、助成金 51704034 の下で中国国家自然科学財団、助成金番号 2016ZX05038-002-LH001 の下で中国国家科学技術主要プロジェクト、助成金番号 2021CFB180 の下で湖北省自然科学財団、および財団によって支援されました。助成金番号 ZBKJ 2021-A-03 に基づく生産設備工学研究センターの研究者。

長江大学機械工学部、荊州、434023、湖北省、中国

Hou Lingxia、Sun Qiaolei、Deng Long、Liu Yuwei、Feng Ding

石油・ガス掘削および完成ツールの湖北エンジニアリング研究センター、荊州、434023、湖北省、中国

Sun Qiaolei & Feng Ding

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HL と QS が主要な原稿テキストを書き、DL と LY がシミュレーション分析からのデータを照合しました。 FD は論文執筆のプロセスを提供しました。

孫喬麗氏への対応。

著者らは競合する利害関係を宣言していません。

シュプリンガー ネイチャーは、発行された地図および所属機関における管轄権の主張に関して中立を保ちます。

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転載と許可

Lingxia、H.、Qiaolei、S.、Long、D. 他。 ダブルバルブグループで駆動する新型油圧振動子の構造設計と効果解析。 Sci Rep 12、15719 (2022)。 https://doi.org/10.1038/s41598-022-20116-8

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受信日: 2022 年 4 月 25 日

受理日: 2022 年 9 月 8 日

公開日: 2022 年 9 月 20 日

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

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