一种新型流体附壁自激式水力振荡器及其射流振荡特性

艾白布·阿不力米提,刘永红,庞德新,焦文付,郭新维

(1.中国石油大学(华东) 机电工程学院,青岛 257061；2.中国石油新疆油田公司，新疆 克拉玛依 834000)

随着全球油气资源勘探开发进程不断推进，新发现油气资源中非常规油气资源的占比不断增大，近年来国内大力推进页岩气、页岩油的开发，长水平井、分支井超深井不断增多。这对钻井技术提出了新的技术挑战，如长水平井钻进过程中易出现摩阻大、托压、压差卡钻等现象，钻压传递效率低，不利于快速钻进的要求[1]。尤其是在进行连续油管钻进过程中，钻压施加难度大，不利于安全高效钻进。目前国内多采用水力振荡器优化钻井工艺，水力振荡器可以通过改变节流压差的大小，形成周期变化的脉冲压力[2-4]，通过活塞、心轴使钻柱发生周期性轴向位移，将钻具与井壁之间的静摩擦转变为动摩擦，有效的降低钻进过程中的摩阻，改善托压及卡钻现象[5-7]。但常规水力振荡器结构复杂，普遍存在活动件与橡胶件，维护难度高、适用范围受限，不利于在非常规油气资源开发中的进一步推广[8-10]。

本文设计了一种流体附壁自激式水力振荡器，利用特殊流道使钻井液在循环过程中对钻柱产生周期性脉冲迫使钻柱轴向振动，通过改变排量可以产生不同频率、不同脉动幅值的脉冲振动，且结构简单，无活动件和橡胶件，维护成本低且适用范围广。本文通过数学建模对设计的流体附壁自激式水力振荡器减阻效果进行分析，建立轴向振动作用下的管柱与井壁摩擦力计算模型，对振荡器减阻效果进行参数化分析；完成流体附壁自激式水力振荡器物理建模，借助CFD手段对振荡特性进行数值模拟，分析装置内部流场演化规律和结构参数敏感性，对附壁自激式水力振荡器进行结构参数优化；确定最佳结构配比后进行全尺寸试验验证，归纳振荡效果随入口流量的变化规律，同时在现场测试该装置的应用效果，为流体附壁自激式水力振荡器的工业化应用提供依据。

1 装置结构及流场模拟分析

本节对附壁自激式水力振荡器装置结构进行介绍，并以该结构进行流场模型建立，从而分析附壁振荡腔的工作原理，同时利用有限元软件模拟分析水力振荡器内部一个周期内流场的演变过程。

1.1 装置结构

流体附壁自激式水力振荡器的整体结构如图1所示，主体结构从左至右依次由上接头、密封圈、外筒、自激振荡腔等组成。

图1 附壁自激式水力振荡器结构Fig.1 Structural diagram of wall attached self-excited hydraulic oscillator

自激振荡腔实物如图2所示，内部加工有特殊流道，并通过连接螺栓辅助实现平面密封。

图2 水力振荡器振动腔实物图Fig.2 The physical picture of the vibrating cavity of the hydraulic oscillator

1.2 工作原理

自激脉冲射流装置中的附壁振荡腔工作原理如图3所示。图3(a)为自激振荡腔内部流域示意图，主要由入口、反馈通道、附壁腔和出口构成。如图3(b)所示，当流体射入装置内腔，高速射流受到微小扰动在附壁效应的作用下发生微小偏转(本文假设射流率先右偏)，由于高速流体的附壁效应，射流会不断右偏直至贴附至右侧壁面流动，在流道的约束下，部分流体流入右侧反馈通道内形成向上的流动。如图3(c)所示，在右侧反馈通道内流体的冲击下，入口处的高速射流束向左偏转，附壁至左侧壁面。如图3(d)所示，部分流体流入左侧反馈通道内向上流动。如图3(e)所示，在左侧反馈通道内流体的冲击下，入口处的高速射流束向右偏转，附壁至右侧壁面，待附壁稳定后又恢复至3(b)阶段。一个流动周期结束，从而进入下一周期，形成稳定的自激式附壁流动。从而使自激振荡腔内部涡流流场发生周期性变化，使装置入口压力产生周期性波动效果，对整个装置产生周期性的振动冲击。

(a)

1.3 流场模型建立

自激摆动换向振荡腔及射流自激脉冲流场在空间上不是轴对称，也不能简化为面对称，因此，在计算过程中的模型为全尺寸三维模型，图4为自激摆动换向射流喷嘴的三维模型，主体结构分为三部分，分别为上部入口的上喷嘴、自激摆动换向振荡的振荡腔和下部脉冲射流射出的下部喷嘴。

图4 自激摆动换向喷嘴三维Fig.4 3D diagram of self-excited swing reversing nozzle

1.4 边界条件设置

模型初始结构参数如表1所示。计算介质为清水，装置入口设置为速度入口边界，出口为压力出口边界。计算模型采用工程流场计算中 RNGk-ε模型，是具有适用范围广、精度合理、经济特点的紊流模型[11-12]。

表1 振荡器结构参数表Tab.1 Oscillator structure parameter table

1.5 流场演变过程分析

利用有限元分析软件模拟水力振荡器内部一个周期内流场演变过程，模拟速度云图如图5所示。可见，上游流体射入振荡腔内部后，在流体附壁效应的作用下附壁于一侧斜面，如图0.25 T时刻云图所示。附壁稳定后，一部分流体从出口流出，另一部分流体沿右侧反馈通道向上流动，在入口处冲击高速射流束，迫使射流偏转，如图0.5 T时刻云图所示。受到右侧反馈流道冲击的射流束发生偏转，进一步附壁至左侧壁面，如图0.75 T时刻云图所示。待附壁稳定后，部分流体沿左侧反馈通道向上流动冲击射流束，迫使射流向右侧偏转，如图1.00 T时刻云图所示。至此，完成了1个完整周期的流动。随着附壁过程的不断切换，装置内部流场发生周期性变化，该模型数值模拟结果与本文工作原理部分描述一致，模型可靠且工作原理得以验证。

图5 振荡腔内部流体速度云图Fig.5 Fluid boundary switching velocity cloud picture

2 轴向振动工况下管柱摩擦力数学模型建立

目前研究表明，摩擦副之间的摩擦状态可以通过振动来改变，为改善管柱与井筒的摩擦条件，可以通过在钻具组合中安装水力振动工具，利用其轴向振动的特点，起到减小摩阻的作用[13-15]。本节通过对不同井段下的管柱进行受力分析并建立数学模型[16-17]，计算整个管柱在轴向振动作用下的受力情况，同时使用该模型计算参数敏感性分析结果，对比各参数对减阻效率的影响。

2.1 轴向振动作用下管柱摩擦力计算模型建立

考虑到计算模型的普适性，以水平井井身结构特点分别建立直井段、造斜段和水平段的力学模型，分析管柱在不同井段中的受力情况，根据受力分析模型得到节点轴向力、摩擦力的计算公式。同时在该受力分析模型的井底钻头处施加周期性激振力，计算出在轴向振动作用下管柱总摩阻的变化规律。

2.1.1 直井段管柱受力分析

垂直段管柱下入过程中主要受管柱浮重、管内流体与环空流体对管柱壁面的拽力、滑动摩擦力的作用，对垂直井段的连续油管管柱微元进行受力分析，如图6所示。

图6 垂直段管柱受力分析Fig.6 Stress analysis of vertical pipe string

管柱单元受到单元上下截面的轴向力T1和T2，管柱内、外流体对管柱的拽力，管柱自重We，滑动摩擦力Ff。建立平衡方程，微元轴向力计算公式如下

T1=T2+Wecosα-Ff+Fa-Fb

式中，Fa、Fb分别为管内、环空流体对管柱壁面的拽力，通过流体在管柱内的沿程水头损失推导得出该拽力计算公式为

式中：ρw为流体密度，kg/m2；vi、vo为管内、环空流体速度，m/s;vc为管柱下放速度，m/s；Di为管柱内径，m；fi、fo为管内流体摩擦因数。

2.1.2 造斜段管柱受力分析

造斜段管柱受力分析采用“软模型”如图7所示，其基本假设如下：(1) 管柱近似看成软绳，忽略其刚性；(2) 管柱与井眼轴线形状完全一致，且与井壁连续接触；(3) 忽略管柱和井眼局部影响；(4) 忽略钻柱动态影响因素。

图7 造斜段管柱受力分析Fig.7 Stress analysis of pipe string in deflecting section

其计算思路主要是：以微元中点为原点，分别以中点的切线、主法线和副法线方向为三个坐标轴的方向建立微元随动坐标系(et,en,eb)，分别在三个方向上列平衡方程

化简后可得

轴向力计算公式为

式中：Wt、Wn、Wb为重力在随动坐标系上的分量；Nn和Nb为支撑力在随动坐标系上的分量；N为支撑力总力；μ为摩擦系数；γ为狗腿角。

2.1.3 水平段管柱受力分析

水平段管柱同样采用微元思想进行分析，假设管柱与井眼轴线完全一致，所以连续油管微元段的倾斜角即为实测井斜角。水平段管柱受力分析如图8所示，其微元轴向力计算公式如下

图8 水平段管柱受力分析Fig.8 Force analysis of horizontal pipe string

T1=T2+Wecosα-Ff+Fa-Fb

将井底处轴向力作为边界条件，当对管柱施加激振力时，由于连续油管中水力振荡器工具段离钻头很近，故可将井底轴向力等效成井底钻压与激振力的合力，即

F0=Fwob+Fasin(ωt)

式中：F0为井底轴向力；Fwob为井底钻压；Fa为激振力幅值；ω为角频率。

2.2 计算轴向振动下管柱摩擦力

以上述受力分析模型为基础，借助Matlab软件编程进行计算。程序流程图如图9所示，根据实钻井眼轨迹，利用插值法将管柱划分微元，并处理节点参数。从井底开始自下而上反算到井口，通过迭代计算可得到管柱在轴向振动作用下的瞬时摩擦力。

图9 Matlab程序计算流程图Fig.9 Matlab program calculation flow chart

最后将该瞬时摩擦力Ff(t)在一个振动周期T内积分，该积分值与周期T的比值即在一个振动周期内的平均摩擦力。将平均摩擦力与管柱最大静摩擦力进行对比，将对比结果使用减阻效率进行表示。

2.3 计算数值模拟结果

根据表1中的标准结构参数进行流场数值模拟，对模拟结果及曲线进行分析可知：该装置入口压力在3.28～6.036 MPa之间波动，通过傅里叶变换得到频率为3.99 Hz。将该模拟结果代入轴向振动作用下管柱摩擦力计算模型进行试算，设置时间计算节点，计算周期T=0-0.8 s，井底轴向力设置如下：

T(1)=-32 000+23 680+6 322sin(2π×3.99t(u))

计算结果如图10所示，可以看到管柱总摩阻出现周期性波动，说明井底设置的激振力起到了轴向振动的作用。

图10 轴向振动作用下摩擦力与时间关系曲线Fig.10 The relationship between friction force and time under axial vibration

整个管柱的总摩阻出现波动后，对该计算周期内的总摩阻进行积分求解得到平均摩擦力为45 147 N，而不施加激振力时的管柱总摩阻为99 180 N，经过计算可知减阻效率为54.48%。该试算结果符合预期，参数敏感性分析中同样使用该方法进行减阻效率的计算，从而进行对比。

3 参数敏感性数模分析

分别研究进出口直径比、振荡腔腔长、附壁斜面倾角、涡流换向圆直径和排量对装置的影响，确立各参数对装置运行特性(入口压力脉动幅值、频率)的影响规律，通过有限元模拟及模型计算方法研究各结构参数对最终减阻效率的影响，将减阻效率的变化范围和变化趋势作为评价参数是否敏感的评价指标，从而确定振荡效果最优的结构参数[18-21]。

3.1 进出口比的影响

模拟分析了装置进出口比对振荡性能的影响。以进口缩径段直径12.4 mm为参考点，出口振荡腔相切，受限于振荡腔厚度的大小，选取进出口比区间0.65～1.00进行模拟计算，具体结构参数如表2所示。

表2 不同进出口直径比结构参数表Tab.2 Structure parameter table of different inlet and outlet diameter ratios

如图11所示，在入口流量为0.5 m3/min条件下，装置入口压力幅值、极大极小值随进出口比的上升呈线性下降趋势，压力幅值最高点为进出口直径比为0.65时，可达5.72 MPa；脉冲频率在3.49～3.99 Hz之间波动，频率随进出口比先上升后下降，可见装置的入口压力对于进出口比较为敏感，脉冲频率则对进出口比的敏感性较差。

图11 进出口比对脉冲效果的影响曲线Fig.11 Influence curve of import and export ratio on pulse effect

将模拟结果所得入口压力幅值及频率代入轴向振动影响下的管柱摩擦力计算模型中，减阻效率如图12所示。随着装置进口直径不断增大，振荡器减阻效率呈递减趋势，其中最大为69%，最小为47%，减幅较大，说明振荡腔减阻效率对进出口直径比较为敏感。

图12 进口直径对振荡器减阻效率的影响曲线Fig.12 Influence curve of inlet diameter on oscillator drag reduction efficiency

3.2 振荡腔腔长的影响

射流流场的变化与喷射距离有关，振荡腔腔长是装置内限制喷射距离的结构参数[22]，对振荡腔腔长进行无量纲处理，将振荡腔腔长与入口直径的比值作为研究对象，定义为腔长比。保持装置结构整体参数不变，通过改变振荡腔腔长实现腔长比的变化，开展进一步参数化研究,如表3所示。

表3 不同振荡腔腔长参数表Tab.3 Parameter table of cross-section ratio of different feedback channels

模拟计算曲线如图13所示，入口压力最大值随腔长比的增加无明显变化，在6 MPa左右波动，入口压力最小值在小于9.13时也无明显变化，当腔长比大于9.13时，入口压力最小值呈下降趋势，腔长比为9.63时幅值达到最高点3.22 MPa。随着振荡腔腔长比增加，频率由4.48 Hz下降至3.49 Hz，总体呈线性下降趋势。可见装置入口压力及脉冲频率对于对振荡腔腔长比较为敏感。

图13 振荡腔腔长比对脉冲效果的影响曲线Fig.13 Influence curve of length of oscillating camber on pulse effect

将模拟结果代入轴向振动影响下的管柱摩擦力计算模型中，计算结果如图14所示。随着振荡腔腔长不断增大，振荡器减阻效率呈波动趋势，其中最大为53.4%，最小为50.6%，曲线波动无明显规律，其中当腔长由113.2 mm增大到119.4 mm时，减阻效率骤降，但总体来看减阻效率在4%以内上下波动，说明减阻效率对腔长敏感性较低。

图14 振荡腔腔长对减阻效率的影响曲线Fig.14 Influence curve of length of oscillating cavity on drag reduction efficiency

3.3 附壁斜面倾角的影响

振动腔附壁斜面为射流附壁的主要区域，其倾角的大小会影响射流附壁效应，从而影响装置运行参数，所以要进一步寻求附壁斜面倾角对装置振动性能的影响。保持装置结构整体参数不变，在入口流量为0.5 m3/min条件下，通过改变改变倾角角度分别为18°、19°、20°、21°、22°开展参数化研究。

如图15所示，随着斜面倾角的增加，入口压力幅值整体呈波动上升趋势，斜面倾角为21°时，入口压力极大值、极小值及幅值同时达到最高点，入口压力极大值最高6.41 MPa，入口压力极小值最高3.38 MPa，幅值最高可达3.03 MPa，入口压力对斜面倾角的敏感性较强。脉冲频率对斜面倾角敏感性较差，当斜面倾角大于19°时，脉冲频率基本保持不变。

图15 附壁斜面倾角对脉冲效果的影响曲线Fig.15 Curve of influence of incline angle of wall attached inclined plane on pulse effect

将模拟结果代入轴向振动影响下的管柱摩擦力计算模型中，计算结果如图16所示。随着斜面倾角不断增大，振荡器减阻效率呈波动趋势，其中最大为55.1%，最小为51.6%。曲线在18°～20°之间先增大后减小，当斜面倾角由20°增大至21°时，减阻效率增大，其后平稳至倾角为24°时略微减小，总体来看减阻效率波动范围在3.5%，说明附壁斜面倾角对减阻效率并不敏感。

图16 附壁斜面倾角对减阻效率的影响曲线Fig.16 Curve of influence of incline Angle on drag reduction efficiency

3.4 涡流换向圆直径的影响

涡流换向圆是射流转向的主要区域，换向圆直径直接影响射流附壁转向的难易程度，所以涡流换向圆直径的大小会影响装置振荡性能。保证装置结构整体参数不变，将涡流换向圆直径与入口直径的比值作为研究对象，定义为换向圆比，通过改变涡流换向圆直径实现换向圆比的变化，进一步开展参数化研究,如表4所示。

表4 不同换向圆比参数表Tab.4 Parameter table of cross-section ratio of different feedback channels

图17所示为不同换向圆比下的装置脉冲特性参数，随着换向圆比的增大，入口压力的变化十分细微，上下波动不超过0.1 MPa。脉冲频率初始呈上升趋势，随着换向圆比达到1.61，脉冲频率稳定在3.99 Hz，增长幅值仅为0.25 Hz，可见入口压力和脉冲频率对于换向圆比的变化并不敏感。

图17 换向圆比对脉冲效果的影响曲线Fig.17 Curve of influence of commutating circle ratio on pulse effect

将模拟结果代入轴向振动影响下的管柱摩擦力计算模型中，计算结果如图18所示。随着换向圆直径不断增大，振荡器减阻效率开始出现波动后持续增大，其中最大为54.5%，最小为51.3%。换向圆直径为18 mm时，减阻效率最低，其后随着换向圆直径的增大，减阻效率也随之增大，总体波动范围在3.2%，换向圆直径对减阻效率敏感性较差。

图18 换向圆直径对减阻效率的影响曲线Fig.18 Influence curve of commutation circle diameter on drag reduction efficiency

3.5 排量的影响

依次选择不同的排量进行模拟计算，装置入口排量依次为0.2、0.3、0.4、0.5、0.6 m3/min。图19所示为不同排量下的装置脉冲特性参数，可见随着排量的增大，装置入口压力极值、幅值、脉冲频率均近指数增长，压力幅值由0.43 MPa增长至4.3 MPa，装置入口压力幅值对排量变化敏感性强。脉冲频率变波动上升趋势，频率增量0.5 Hz，脉冲频率对排量变化敏感性较强。

图19 排量对脉冲效果的影响曲线Fig.19 Influence curve of displacement on pulse effect

代入钻柱与井壁摩阻数学模型进行计算，计算结果如图20所示，随着排量不断增大，振荡器减阻效率也不断增大，其中最大为65%，最小为12%，振荡腔减阻效率对排量比较敏感敏感，整体呈正相关趋势。

图20 排量对减阻效率的影响曲线Fig.20 Influence curve of displacement on drag reduction efficiency

4 全尺寸物模试验研究

对流体附壁自激式水力振荡器的各项关键参数进行模拟，通过参数优化，确定最佳结构配比如表5所示，并针对水力振荡器进行全尺寸、工程运行参数试验验证。

表5 水力振荡器全尺寸试验结构参数Tab.5 Structural parameters of hydraulic oscillator full-scale test

4.1 试验设计

对流体附壁自激式水力振荡器进行了全尺寸地面物模试验，对装置在不同泵注排量下的入口压力、装置本体三轴加速度进行实时采集。现场全尺寸试验示意图如图21所示，利用700型泵车作为动力源，利用CYB13HC压力传感器实时检测装置入口压力，利用CA-YD-3193-10三轴加速度传感器实时检测装置本体振动情况，通过精准控制泵车排量，可得出不同排量工况下的脉冲装置特性参数。

图21 现场全尺寸试验Fig.21 Schematic diagram of field full scale test

4.2 试验结果分析

试验现场泵车排量依次设定为214、267、293、375、429 L/min，实时检测装置入口压力、本体三向加速度参数。测得现场全尺寸试验数据曲线如图22所示，可见：随着排量的提升，装置入口压力极值、幅度均呈上升趋势，当排量达到429 L/min时，装置入口压力最大为6.09 MPa，对应压力幅度达1.11 MPa。

图22 现场全尺寸试验数据(压力、频次)曲线Fig.22 Data curve of field full scale test

根据试验数据中各排量下压力极值与频率，计算得出相应的减阻效率，排量与减阻效率变化关系曲线如图23所示。从图中可以看出，排量与减阻效率呈正相关趋势，当排量达到429 L/min时，减阻效率为61.9%。

图23 减阻效率随排量变化曲线Fig.23 Curve of drag reduction efficiency with displacement

根据三轴加速度传感器所采集的加速度参数，对加速度进行二次积分，得出装置三轴振动位移：

式中:T为作业时间，s；a(t)为检测所得加速度，m/s2；S为装置位移，mm。

对所得位移数据进行处理，得出Y轴(工具轴线方向)位移幅度随排量的变化曲线(如图24所示)，可见：当排量从214 L/min增至375 L/min时，工具轴向位移幅度呈近线性增长，随着排量进一步增大，位移幅度增长率明显提升。因此，随钻进排量增加，工具产生的轴向振动幅度随之增大，可带动钻头产生一定频率的轴向冲击，利于提高钻压施加效率和机械钻速。

图24 Y轴位移幅度随排量变化曲线Fig.24 Y-axis displacement amplitude versus displacement curve

在钻进过程中，将脉冲发生装置连接于近钻头部位，钻井液循环过程中在装置入口处产生稳定频次的脉冲压力波动，此压力变化进一步引起局部载荷变化。以该装置结构参数为例进行振动载荷计算，该装置内芯外径为d1，入口缩径段直径为d2，流体在流经该处时产生局部节流，对装置内芯产生沿管柱轴向推力作用，轴向载荷变化幅度公式如下

式中：ΔF为作用于工具上的轴向载荷变化幅度，N；ΔP为工具端部压力变化幅度，MPa；S为工具内芯顶部局部节流面积，mm2；d1为装置内芯外径，取80 mm；d2为装置内芯入口缩径段直径，取12.4 mm。

根据数值模拟与现场试验的参数，可作出工具所受轴向载荷变化幅度ΔF随工具端部压力变化幅度ΔP的曲线，如图25所示。可见：随着ΔP增大，ΔF呈线性增加趋势(曲线中5个标记点为全尺寸试验数据点)。因此，在钻进工况下该装置可在近钻头区域产生轴向脉冲振动载荷，参考试验工况，装置产生的轴向载荷变化幅度可达5 000 N以上。

图25 装置入口压力变化幅度对装置轴向振动载荷影响曲线Fig.25 Influence curve of inlet pressure variation amplitude on axial vibration load

5 钻进现场对比试验

5.1 试验井况

G2180井是准噶尔盆地一口油气开发井，主要用于开发小拐油田拐5井区二叠系夏子街组油藏，地层岩石以中硬为主，原完钻井深3 334 m，人工井底3 319.79 m。为了进一步明确下部二叠系风城组潜力，对该井实施连续油管加深钻进作业，加深至目的深度3 754 m。利用自激式水力振荡器在该井夏子街组(井深3 415～3 492 m，钻头直径117.5 mm)进行了钻进试验，地层岩性为砂砾岩、泥岩和粉砂岩。加深钻进参数：钻压18～24 kN，排量372 L/min，泵压19～24 MPa，装置入井试验时间为23 h，纯钻时间11.5 h，进尺77 m。钻具组合为(从下至上)：φ117.5 mmPDC钻头+φ73 mm螺杆马达+2 7/8钻杆6根+φ107 mm脉冲发生装置+φ96 mm转换接头+φ50.8马达头总成+φ62 mm连接器+2in连续油管4 500 m。

5.2 进尺速度对比

使用上述钻具组合在不加水力振荡器工况下，选择该井同一层位(3 334～3 415 m)进行钻进，记录各项参数。随后加入水力振荡器进行钻进参数对比，准确记录各项参数，图26为连续油管加深钻井现场作业现场。

图26 连续油管加深钻井现场Fig.26 Coiled tubing deepening drilling site

图27为连续油管加深钻井进尺速度曲线，图27(a)为未加装水力振荡器井段钻井进尺速度曲线，折算平均钻井进尺速度为2.8 m/h；图27(b)为加装水力振荡器井段钻井进尺速度曲线，折算平均钻井进尺速度为6.4 m/h。可以看出，在二叠系层段连续油管钻井工艺参数完全一致的情况下，加装水力振荡器井段的进尺速度明显高于未加装井段的进尺速度，加装水力振荡器使钻井进尺速度提高了128.6%，提速效果明显。

(a)

现场试验及全尺寸物模试验结果表明，脉冲发生工具可在持续泵注过程中在装置入口区域产生规律压力波动，该压力波动可转化为近钻头区域钻柱的轴向载荷变化，进一步带动钻头产生轴向振动，可在增大破岩效率的同时减小卡钻风险。同时，钻柱的轴向振动可有效降低钻柱与井壁间的摩擦力，提高机械钻速和作业效率。

6 结 论

本文对流体附壁自激式水力振荡器进行了数值模拟、理论分析和物模试验，并通过现场应用检验了装置效果，得到了以下主要结论：

(1) 基于附壁自激式水力振荡器结构，分析附壁振荡腔的工作原理，并利用有限元分析软件模拟水力振荡器内部一个周期内流场演变过程。

(2) 建立了轴向振动工况管柱摩擦力数学模型，得到节点轴向力、摩擦力的计算公式，并在该受力分析模型的井底钻头处施加周期性激振力，计算出在轴向振动作用下管柱总摩阻的变化规律。

(3) 对装置5个参数(进出口比、振荡腔腔长、附壁斜面倾角、换向圆直径和排量)开展了敏感性分析，得出进出口比对装置入口压力的变化较为敏感，振荡腔腔长和排量对装置入口压力及频率均较为敏感，同时进出口比和排量的变化对减阻效率有较为明显的影响，其中随着进出口比的增大，减阻效率逐渐减小，呈负相关，而随着排量的增大，减阻效率逐渐增大，呈正相关。此参数化研究结论可为装置的进一步调制、优化提供思路。

(4) 进行了全尺寸物模试验，得出装置入口压力随排量增大依次呈上升趋势，随着排量变大，装置入口压力极值呈近指数增长，压力变化幅度呈线性增长，装置轴向振动位移幅度与泵注排量呈正相关。

(5) 装置入井钻进试验表明，该装置可使连续油管钻井进尺速度提高128.6%，钻进提速效果显著。