Conception structurelle et analyse des effets sur un nouveau type d'oscillateur hydraulique entraîné par des groupes de vannes doubles

Dec 29, 2023

Rapports scientifiques volume 12, Numéro d'article : 15719 (2022) Citer cet article

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Un nouvel oscillateur hydraulique a été conçu, capable d'ajuster les fluctuations de pression grâce à deux ensembles de vannes dynamiques et fixes. Les oscillateurs hydrauliques peuvent répondre aux exigences de fréquence et de force axiale du forage à un débit de fluide de forage inférieur à celui des oscillateurs hydrauliques généraux. La structure de l'oscillateur a été décrite en détail et la zone de débordement entre les deux ensembles de vannes dynamiques et fixes a été calculée. Sur la base de la différence de débit de fluide de forage, l'influence de différents débits de fluide sur les chutes de pression de l'oscillateur a été analysée, sa loi d'influence a été déterminée par le logiciel d'éléments finis Fluent et son effet a été vérifié par des simulations numériques. La recherche connexe est d'une grande importance dans la sélection des vannes dynamiques et fixes et fournit la base théorique pour l'optimisation des paramètres structurels des oscillateurs hydrauliques à double vanne.

Le frottement statique entre l'outil de forage et la paroi du trou de forage est augmenté avec l'augmentation de la profondeur du puits et de la section horizontale dans les processus de forage conventionnels1,2, ce qui affecte sérieusement la roche du trépan, la durée de vie de l'outil de forage et la vitesse de forage et provoque même des accidents de fond de trou tels que le collage, le forage, etc.3,4,5. De nombreux travaux de recherche ont été menés à travers le monde sur la réduction de la résistance de frottement du forage6,7,8 et les oscillateurs hydrauliques sont l'une des technologies les plus intéressantes9,10.

L'action hydraulique des oscillateurs hydrauliques provoque des vibrations axiales dans l'ensemble de forage, ce qui peut transformer le frottement statique de l'ensemble de forage en frottement dynamique. De cette façon, la pression de soutien du puits horizontal peut être efficacement résolue et la vitesse de forage a été améliorée. Zhang et al.11 ont introduit un oscillateur hydraulique auto-excité et ont analysé expérimentalement ses caractéristiques de fréquence et d'amplitude. Xu12 et Liu et al.13 ont évalué l'effet des outils de forage à percussion rotatifs auto-oscillants sur le terrain. Liu et al.14 ont conçu un nouveau type d'oscillateur hydraulique à vibration axiale induite par impulsion hydraulique et ont décrit expérimentalement sa structure et son principe. Li et al.15 ont développé un oscillateur hydraulique pour un trou de forage de φ215 mm et ont réalisé des simulations en intérieur et des expériences sur le terrain. Wang et al.16 ont conçu un oscillateur hydraulique et ont étudié son matériau et sa structure. L'effet de l'oscillateur hydraulique est démontré par la charge de poussée, le test de fréquence de pression et l'application sur le terrain.

D'après les solutions numériques des équations de Navier–Stokes issues de la modélisation Fluent et expérimentales dans le système « Pipeline Fittings », Karpenko et al.17 ont analysé l'influence des processus hydrodynamiques sur le développement de l'écoulement turbulent d'un fluide. Yu et al.18 ont conçu un oscillateur hydraulique et analysé ses principaux paramètres mécaniques, modifiant la loi et les caractéristiques de vibration. Richard19, Liu20, Leus21, Wicks22 ont proposé différents modèles de vibrations axiales pour l'analyse des oscillateurs hydrauliques.

Cependant, afin de répondre aux exigences de force d'oscillation, de fréquence, etc., la plupart des oscillateurs hydrauliques étudiés nécessitaient plus de 30 L/s de fluide de forage23,24 ; par conséquent, une pompe de forage à grand débit ou des pompes de forage supplémentaires étaient nécessaires. Par conséquent, nous avons conçu un oscillateur hydraulique entraîné par un groupe de vannes doubles adapté aux débits de fluide de forage inférieurs à 30 L/s.

Le noyau d'un oscillateur hydraulique entraîné par un groupe de soupapes doubles se compose de deux parties, à savoir la section supérieure de l'oscillateur et l'extrémité inférieure de la section d'entraînement. Comme le montre la figure 1, la section d'oscillation était principalement composée d'une broche cannelée, d'un manchon cannelé, d'un ressort à disque, d'un écrou de compression, d'une coque oscillante, etc. De plus, sa fonction principale était de convertir l'onde de pression provenant de l'extrémité inférieure en force axiale oscillante de la coque vibrante à travers le ressort à disque. Comme on peut le voir sur la Fig. 2, la section d'entraînement était principalement composée d'un arbre central, d'un groupe de turbines, de roulements d'alignement, d'une soupape dynamique, d'une lèvre de séparation et de paliers de butée. La section d'oscillation était reliée à la section d'entraînement par le filetage de la vis. La fonction principale de la section d'entraînement était la rotation de l'arbre central par une turbine réglée pour moduler les ondes harmoniques périodiques à travers le canal d'écoulement changeant périodiquement par la rotation des vannes dynamiques.

La section d'oscillation de l'oscillateur.

La section d'entraînement de l'oscillateur.

La figure 3 montre la structure globale des oscillateurs hydrauliques entraînés par des groupes de vannes doubles. Tige de cannelure de l'oscillateur connectée en haut du train de forage supérieur. La coque inférieure de l'oscillateur a connecté la tige de forage inférieure. La puissance de l'oscillateur était fournie par le fluide de forage, qui transformait l'énergie liquide du fluide de forage en énergie mécanique à grande vitesse à travers le stator et le rotor de la turbine et la rotation de l'arbre central dans la section d'entraînement était entraînée par le rotor de la turbine. La rotation de l'arbre central a fait tourner les vannes dynamiques et la zone de débordement entre les vannes dynamiques et fixes a été périodiquement modifiée pendant la rotation. La chute de pression maximale a été observée pour la zone de débordement minimale et la chute de pression minimale a été observée pour la zone de débordement maximale. L'onde de pression résultante a agi sur l'écrou de compression dans la section d'oscillation ; par conséquent, différentes pressions entre les faces d'extrémité supérieure et inférieure de l'écrou de compression ont généré une force axiale. La force axiale a provoqué une compression et une récupération continues du ressort papillon pour économiser et libérer de l'énergie. Cela a rendu le joint oscillant axialement alternatif et l'outil de forage a généré un fluage axial à haute fréquence.

La structure de l'oscillateur hydraulique entraîné avec des groupes de soupapes doubles.

La section d'entraînement de la turbine était composée d'un composant en métal pur, qui présentait certains avantages tels qu'une résistance aux hautes températures, une forte résistance à l'érosion, une longue durée de vie et un rendement élevé par rapport aux oscillateurs hydrauliques à vis.

Groupes à double vanne avec changement à double flux canal unique traditionnel par lèvre de séparation, l'onde de pression a été modulée par deux ensembles de groupes de vannes et la fluctuation de pression a été modifiée en ajustant l'angle et la distance entre les vannes fixes. Différentes amplitudes de pression et forces d'oscillation appropriées pouvaient être générées dans des conditions de débit constant, ce qui facilitait la satisfaction des exigences sur le terrain avec des débits de liquide inférieurs.

Débit raisonnable des canaux des vannes. La structure de la plaque de soupape a été optimisée grâce aux conditions de fonctionnement réelles de l'oscillateur et aux caractéristiques du canal d'écoulement. Il peut diviser l'impureté dans le fluide de forage par une certaine zone d'écoulement du canal d'exportation qui se trouve à gauche de l'orifice de la vanne lorsque le rotor tourne jusqu'à un état complètement fermé.

Analysez un groupe de vannes pour l'oscillateur hydraulique puisque la structure des groupes de vannes doubles est la même et que les structures des vannes dynamiques et fixes sont illustrées à la Fig. 4. Les canaux d'écoulement des vannes étaient une symétrie centrale, avec un diamètre extérieur du canal d'écoulement \(r_{2}\), un diamètre intérieur du canal d'écoulement \(r_{1}\), l'angle de la région annulaire standard \(\theta_{0}\) et des rayons de cercle des deux côtés \(r_{3} ,r_{3} = (r_{2} - r_{1} )/2\). L'ensemble du processus de rotation dynamique de la vanne a été divisé en cinq étapes basées sur le changement de canaux d'écoulement en un cycle (radian de rotation de \(\pi\)), comme le montre la Fig. 5.

Les structures des vannes dynamiques et fixes.

La variation des canaux d'écoulement dans un cycle.

Le processus de rotation a été illustré en prenant les hypothèses suivantes : le canal gauche de la vanne fixe comme position initiale de calcul, les vannes dynamiques et fixes coïncidaient à la position initiale et la vanne dynamique tournait à une vitesse constante dans le processus de travail. L'avant du canal gauche de la valve dynamique ne croisait pas le canal droit de la valve fixe dans le premier étage. L'avant du canal gauche de la valve dynamique t a intersecté le canal droit de la valve fixe dans la deuxième étape, la zone d'intersection \(s_{1}\) était supérieure à \(\pi r_{3}^{2}\) et la zone d'intersection \(s_{2}\) était inférieure à \(\pi r_{3}^{2}\). L'avant du canal gauche de la valve dynamique croisait le canal droit de la valve fixe dans le troisième étage et les zones d'intersection \(s_{1}\) et \(s_{2}\) étaient supérieures à \(\pi r_{3}^{2}\) dans le troisième étage. Cependant, à la quatrième étape, la zone d'intersection \(s_{1}\) était inférieure à \(\pi r_{3}^{2}\) et la zone d'intersection \(s_{2}\) était supérieure à \(\pi r_{3}^{2}\). L'extrémité du canal gauche de la vanne dynamique ne croisait pas le canal gauche de la vanne fixe au cinquième étage et la zone d'intersection était \(s\). L'intersection du canal gauche de la vanne dynamique coïncidait complètement avec le canal droit de la vanne fixe et l'intersection du canal droit de la vanne dynamique coïncidait totalement avec le canal gauche de la vanne fixe à la fin d'un cycle, tandis que le radian de rotation de la vanne dynamique était \(\pi\).

La vitesse angulaire de la vanne dynamique a été supposée être \(\omega\) et le temps de rotation était \(t\). La surface des canaux d'écoulement entre les vannes a été calculée comme suit.

où \(\theta_{1}\) est l'angle entre la ligne tangente qui est le point d'origine au cercle des côtés de la vanne et la ligne qui est le point d'origine au centre du cercle des côtés, \(\theta_{1} = {\text{arcsin}}\frac{{r_{3} }}{{r_{0} }}\), où \(r_{0}\) est le rayon du cercle primitif du canal d'écoulement, \(r_{0} = (r_{ 2} + r_{1} )/2\). \(\beta\) est l'angle entre les deux rayons qui sont le centre du cercle latéral avec les points d'intersection des vannes dynamique et fixe.\(\beta\) dans les deuxième et quatrième étages pourrait être calculé comme suit.

Les zones des canaux d'écoulement devaient changer tout le temps en fonction des exigences de l'application sur le terrain, ce qui pouvait garantir que la chute de pression entre les plaques de soupape pouvait être modifiée en continu afin que le ressort à disque puisse produire des changements périodiques. Par conséquent, plus la troisième étape est courte, mieux c'est. Enfin, cet outil a été conçu pour \(\theta_{0} = \pi /2\) pour s'assurer que le temps de la troisième étape était de 0 et que les zones des canaux d'écoulement pouvaient être simplifiées comme suit.

Les forces axiales et les fluctuations de pression des oscillateurs hydrauliques à double soupape étaient principalement produites par le changement de canal d'écoulement entre les soupapes dynamiques et fixes. Étant donné que les deux groupes de vannes produisaient des chutes de pression, les fluctuations de pression dans les segments de l'oscillateur généraient des effets de superposition améliorant leurs performances. Un groupe de vannes a été adopté pour l'analyse et les chutes de pression instantanées entre les vannes dynamiques et fixes ont suivi la théorie des trous minces.

où \(C_{d}\) est le coefficient de débit compris entre 0,6 et 0,8, \(\rho\) est la densité du fluide de forage (kg/m3), Q est le débit du fluide de forage (m3/s), A est la surface du canal d'écoulement (m2) et \(\Delta p\) est les pertes de charge du groupe de vannes (Pa).

L'équation (4) était la suivante.

L'équation (5) montre que la zone d'écoulement du groupe de vannes peut être contrôlée pour modifier la chute de pression en modifiant les paramètres de la vanne dans la conception. En raison des limites du matériau de la vanne, de la chute de pression de travail supérieure, de l'environnement de travail, etc., la fluctuation de pression maximale ne peut pas être trop élevée. Afin de répondre aux fluctuations de pression réelles, la perte de charge maximale \(\Delta p_{\max }\) correspondait à la zone d'écoulement minimale \(A_{\min }\) et la perte de charge maximale \(\Delta p_{{m{\text{in}}}}\) correspondait à la zone d'écoulement minimale \(A_{{{\text{max}}}}\) ; \(A_{\max }\) et \(A_{\min }\) peuvent être calculés comme suit.

Les applications sur le terrain ont montré que la consommation de pression hydraulique maximale de l'oscillateur hydraulique était censée ne pas dépasser 4 MPa en raison de la restriction de l'espace souterrain, de la structure relativement compacte de l'outil de fond de trou, de la limitation de la taille de la structure de la vanne rotative, etc.25,26. Par conséquent, la chute de pression maximale d'un groupe de vannes a été prise à 3,20 MPa en tenant compte du joint de turbine et de la perte de pression locale. Combiné avec le diamètre externe de l'oscillateur et la demande de chutes de pression maximales et minimales d'un groupe de soupapes, les rayons de la plaque de soupape ont été déterminés à 70 mm, r2 = 42,5 mm, r1 = 30 mm, r0 = 36,25 mm, r3 = 3,25 mm, en supposant \(\rho = 1200\,{\text{kg}}/{\text{m}}^{3}\) et Cd = 0 .8. La zone d'écoulement a été calculée par le logiciel MATLAB à chaque étape et les règles de modification de la zone d'écoulement sont illustrées à la Fig. 6. On pourrait calculer que \(A_{\max } = 1669\,{\text{mm}}^{2}\) et \(A_{{{\text{min}}}} = 490,88\,{\text{mm}}^{2}\).

Les règles de changement de zone d'écoulement.

Sur la base de l'analyse de la relation entre la chute de pression et le débit de fluide de forage dans les oscillateurs hydrauliques, le débit de fluide de forage pour sélectionner le fluide de forage couramment utilisé sur le terrain, débit respectivement 20 L/s, 25 L/s, 28 L/s, 30 L/s, 32 L/s. La loi de changement de chute de pression avec le débit d'entrée a été résolue par MATLAB pour deux développements de programmes relatifs, comme illustré à la Fig. 7.

Relation entre la perte de charge et le débit.

Les variations des pertes de charge maximales et minimales avec le débit sont indiquées sur la Fig. 8.

Relation entre la perte de charge maximale et minimale avec le débit.

L'oscillateur hydraulique conçu produisait des fluctuations de pression continues en un seul cycle. La perte de charge maximale correspondant aux cinq débits était respectivement de 1,56 MPa, 2,43 MPa, 3,05 MPa, 3,5 MPa et 3,98 MPa. Lorsque le débit était de 28 L/s, la consommation de pression maximale du groupe de vannes était de 3,05 MPa et la chute de pression moyenne était de 1,25 MPa, ce qui répondait aux exigences de conception. Pendant ce temps, le débit pourrait être facilement réalisé par le groupe de pompe en même temps.

Afin d'étudier plus avant les performances de la conception des oscillateurs hydrauliques à double soupape, le processus de travail de l'oscillateur hydraulique fabriqué a été simulé par le logiciel d'éléments finis Fluent combiné avec la structure de l'oscillateur hydraulique.

Étant donné que le canal d'écoulement de l'oscillateur hydraulique à double soupape avait des changements de section en plusieurs étapes, le mouvement du fluide pouvait prendre la forme d'un mouvement rotatif. Comparé au modèle de k-turbulence standard, le modèle RNG prend en compte les flux de rotation et de tourbillon et il pourrait mieux gérer le taux de déformation élevé et le flux de ligne de courant27. Par conséquent, le modèle de turbulence k-RNG a été sélectionné pour la simulation numérique des oscillateurs hydrauliques.

Le modèle 3D de l'oscillateur a été construit dans le logiciel SolidWorks. Pour des raisons d'analyse avant l'analyse. Les hypothèses de base suivantes ont été considérées pour simplifier l'analyse, (1) la simulation numérique a principalement étudié le changement de pression du fluide dans la section oscillante ; par conséquent, le canal d'écoulement interne de la section oscillante a été fixé tandis que la modélisation et l'effet de ressort ont été ignorés. (2) Pour simplifier le canal d'écoulement interne de la section d'entraînement, l'effet de turbine, le palier de redressement, le palier de butée et autres n'ont pas été pris en compte. (3) La sortie de la partie inférieure du modèle de section d'entraînement a été simplifiée. De plus, un raffinement local du canal d'écoulement a été effectué et le modèle 3D final du canal d'écoulement est illustré à la Fig. 9.

Modèle 3D du canal d'écoulement de l'oscillateur.

Le modèle fini a été enregistré en tant que fichier "xt" et importé dans Fluent of Workbench pour diviser la grille avec le numéro de nœud de 504 777 et le numéro de cellule de grille de 2 505 046, comme illustré à la Fig. 10.

Le diagramme de maillage du modèle 3D.

Après l'achèvement du maillage, le débit de fluide de forage (simulé avec de l'eau) a dû être traduit en vitesse d'entrée pour définir les conditions aux limites d'entrée combinées aux conditions de fonctionnement réelles de l'oscillateur hydraulique. 20 cycles ont été considérés et 25 points de données ont été pris dans chaque cycle. Sur la base de la conception théorique, la vitesse dynamique de la vanne était de 8 r/s, la sortie a été réglée sur l'exportation libre et les conditions aux limites restantes ont été définies à leur tour en fonction des paramètres réels pour compléter la simulation.

La pression de sortie, l'extrémité avant d'oscillation, l'extrémité avant du premier groupe de vannes et l'extrémité arrière du deuxième groupe de vannes ont été obtenues. La chute de pression de l'oscillateur a été définie comme la différence entre les pressions de l'extrémité avant du premier groupe de vannes et de l'extrémité arrière du deuxième groupe de vannes, comme illustré à la Fig. 11. Théoriquement, la chute de pression simulée était deux fois plus élevée que celle théoriquement calculée avec un seul groupe de vannes. Les résultats de la simulation ont montré que les chutes de pression maximales et moyennes étaient respectivement de 7,30 MPa et 1,81 MPa sur 20 cycles de simulation. La chute de pression maximale la plus élevée en un cycle était deux fois la valeur théorique avec 6,10 MPa et la loi de simulation de base était presque cohérente avec le calcul théorique.

Loi de variation de perte de charge avec pas de temps.

Un nouveau type d'oscillateur hydraulique à turbocompresseur a été conçu dans lequel les fluctuations de pression étaient générées par des groupes de vannes doubles et la demande de force d'oscillation pouvait être générée principalement à des débits inférieurs. Basé sur le principe de la superposition des ondes de pression, les pertes de charge maximales du nouveau type d'oscillateur hydraulique turbo-piloté étaient de 7,30 MPa en 20 cycles de simulation, soit le double de la valeur théorique avec une seule vanne. La structure principale de l'oscillateur conçu était composée de composants en métal pur et ses avantages incluent une résistance à haute température, une résistance élevée à l'érosion, une longue durée de vie et un rendement élevé.

L'ensemble du processus de rotation de l'oscillateur hydraulique a été divisé en cinq étapes lors de la rotation dynamique de la vanne en fonction des changements de canal d'écoulement en un cycle. Le modèle de calcul de la surface de passage de la vanne en cinq étages a été établi selon le modèle géométrique de chaque étage. Les paramètres structurels du groupe de vannes doubles ont été conçus sur la base du modèle de calcul. Enfin, sur la base de paramètres connexes, les influences des différents débits de fluide de forage sur les pertes de charge de l'oscillateur hydraulique ont été analysées.

Selon les chutes de pression de l'oscillateur hydraulique résolues par MATLAB, la loi de changement de la chute de pression sous différents fluides de forage était fondamentalement la même. Alors que le débit était de 20 à 32 L/s, la chute de pression maximale était approximativement linéaire avec le débit, la valeur de chute de pression minimale changeait peu, et lorsque le débit était de 28 L/s, les exigences de conception étaient respectées.

Le logiciel d'éléments finis Fluent a été appliqué pour simuler l'oscillateur hydraulique en établissant un canal d'écoulement 3D. Basé sur le principe de la superposition des ondes de pression, les chutes de pression maximales du nouveau type d'oscillateur hydraulique à turbo-entraînement étaient de 7,30 MPa en 20 cycles de simulation, et les résultats ont montré que la chute de pression dans les groupes à double vanne était deux fois supérieure à celle d'un groupe à vanne unique, ce qui indiquait la faisabilité des oscillateurs hydrauliques à turbo-entraînement.

Les ensembles de données utilisés et/ou analysés au cours de l'étude en cours sont disponibles auprès de l'auteur correspondant sur demande raisonnable.

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Ce travail a été soutenu par la National Natural Science Foundation of China sous Grant 51704034, le National Science and Technology Major Project of China sous Grant No. 2016ZX05038-002-LH001, la Natural Science Foundation of Hubei Province under Grant No. 2021CFB180 et la Fondation du Centre national de recherche en ingénierie pour les équipements de production sous Grant No. ZBKJ 2021-A-03.

École de génie mécanique, Université du Yangtze, Jingzhou, 434023, Hubei, Chine

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

Centre de recherche en ingénierie du Hubei pour les outils de forage et de complétion de pétrole et de gaz, Jingzhou, 434023, Hubei, Chine

Soleil Qiaolei et Feng Ding

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HL et QS ont rédigé le texte principal du manuscrit, DL et LY ont rassemblé les données de l'analyse de simulation. FD a fourni le processus de rédaction du document.

Correspondance avec Sun Qiaolei.

Les auteurs ne déclarent aucun intérêt concurrent.

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Réimpressions et autorisations

Lingxia, H., Qiaolei, S., Long, D. et al. Conception structurelle et analyse des effets sur un nouveau type d'oscillateur hydraulique entraîné par des groupes de vannes doubles. Sci Rep 12, 15719 (2022). https://doi.org/10.1038/s41598-022-20116-8

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Reçu : 25 avril 2022

Accepté : 08 septembre 2022

Publié: 20 septembre 2022

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

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