水力加壓器結構設計與性能分析

席文奎，賀齊齊，孫東鑫，朱旭輝

（西安石油大學 機械工程學院，西安 710065）

0 引言

近年來，大位移井、水平井、大斜度井在各大油氣田鉆井占比明顯增加，這些特殊井在實際鉆進過程中，經常發生“托壓”、“漏失”、“蛙動”等現象，導致井下事故頻出，造成極大的經濟損失。其主要原因是井下摩阻大、不易施加鉆頭載荷、鉆速提升不明顯[1]。針對這一問題，根據現場實際工況，結合油氣田減摩降阻技術，水力加壓器[2]可以作為水平井提速增效問題的切入點。本文在大量調研水力加壓器相關技術的基礎上，以液體壓強理論知識為支撐，選擇合適的設計參數，設計了一種新型雙級單行程水力加壓器，完成了鉆壓計算、活塞關鍵部件設計和密封設計。

該水力加壓器以單活塞缸作為液壓執行元件，其特征在于應用了便于組裝的兩個活塞缸體。活塞缸體沒有采用傳統的一體式缸體結構，而選擇將一級缸體和二級缸體通過螺紋連接直接組成一個整體。該設計方式能夠有效地降低缸體的細長比，避免缸體發生形變；方便各級缸體的制造和活塞缸內部零部件的更換及維修。內部的一級活塞頂部設計為凸頂，用于減小容積從而提高壓縮比。對水力加壓器的關鍵部件活塞桿和中心管采用有限元方法進行模擬實驗，驗證了該機構的合理性，能夠有效解決上述水平井鉆壓傳遞效率低、井下摩阻大等問題，符合本次設計初衷。

1 水力加壓器結構設計

目前，對于常規的水力加壓器按照其級數進行分類可分為單級水力加壓器和多級水力加壓器，按照其行程劃分可分為單行程水力加壓器和多行程水力加壓器，而級數和行程進行不同的組合之后，則可以將其分為單級單行程水力加壓器、單級多行程水力加壓器、多級單行程水力加壓器和多級多行程水力加壓器這4大類。除此之外，還有各類嵌套式等異于傳統結構的水力加壓器。本次設計的水力加壓器為多級單行程[3]的形式，主要原因如下。

（1）在鉆進工作時，多級水力加壓器的鉆壓大小能在一定程度上隨行程變化而被控制。在鉆井工作時使用多級水力加壓器，能在一定程度上解決鉆具下放過快而導致鉆頭受力過大，鉆具下放過慢而造成鉆頭在井中空轉的現象。

（2）由于多級水力加壓器中各個不同行程的活塞和缸體可以根據需求自由組合搭配，因此在下放鉆具進行鉆井作業前就可以按照實際鉆壓需求來對水力加壓器的結構進行調整。同時多級水力加壓器結構簡單，便于拆卸維修及更換內部零部件。

（3）需注意的是，雖然水力加壓器在同等尺寸規格下，其所擁有的行程越多，水力加壓器可進行的調壓就越細，其級數越多，水力加壓器可提供的最大鉆壓就越大。但如果所設計的水力加壓器級數過多，加壓工具的總體尺寸也會大大增加，在鉆進工作時可能會出現屈曲情況從而影響正常工作。

因此，在設計多級水力加壓器時，選用合適的行程及級數也是設計中需要首先考慮的問題。本文在考慮水力加壓器在特定地區的剛度、強度和可靠性前提下，初步設計并驗證雙級單行程水力加壓器的結構特性。

1.1 水力加壓器總體結構

以單活塞缸作為液壓執行元件，其特征在于應用了便于組裝的兩個活塞缸體。水力加壓器的總體結構[4~6]如圖1所示，下接頭用于連接液壓馬達，其鉆具組合方式為：鉆頭+液壓馬達+水力加壓器+穩斜鉆具組合+上部鉆具。

圖1 水力加壓器結構

水力加壓器的活塞缸體沒有采用傳統的一體式缸體結構，而選擇將一級缸體和二級缸體通過螺紋連接直接組成一個整體。選用這樣的設計方式主要考慮到：（1）為了方便各級缸體的制造；（2）能夠有效降低缸體的細長比，避免缸體發生形變；（3）當活塞缸內部出現問題時，可以更簡單方便地為其進行零部件的更換及維修。

內部的一級活塞頂部設計為凸頂，用于減小容積從而提高壓縮比。兩個活塞的橫截面相等，其內部通孔的直徑也相等，在活塞上設計有密封溝槽用于安放O型密封圈進行密封。

本設計中的水力加壓器外徑112 mm，總長度1 234 mm。加壓器的兩個行程段長度分別為220 mm和260 mm，即該水力加壓器所能推動鉆頭運動的最大長度為480 mm。該加壓器可用于井眼直徑大于或等于118 mm的小井眼鉆進工作中，在工作中的額定壓力為20 MPa。

1.2 水力加壓器原理

水力加壓器主要是利用液壓原理[7~8]進行設計，外表與普通管柱幾乎沒有差別，內部結構相對復雜。其功能的實現主要依靠缸體、活塞的設計，缸體用于連接鉆具并傳遞扭矩，活塞在缸體內滑動，將鉆井液壓力傳給鉆頭。

圖1所示的雙級單行程水力加壓器工作時，通過地面的液壓泵控制鉆井液壓力，鉆井液流經水力加壓器會形成壓降，該壓降作用在活塞端面，形成推力，推動二級活塞下行，直到二級活塞到達下極限位置結束，這就是一個完整行程。此時，該推力就是鉆頭所需要的鉆壓。當一個行程結束后，指重表懸重增加，泵壓下降，司鉆下放鉆柱送鉆，開始第二個行程。如此反復，實現自動送鉆。

2 水力加壓器鉆壓計算

水力加壓器以高壓泥漿作為動力來源，通過鉆具內外的壓力差作用在一級活塞端面上來產生一個下推力，從而推動活塞下行與鉆頭一起實現破巖鉆進。因此，水力加壓器產生的向下的推力只和高壓泥漿通過加壓器內部的壓力和活塞受力面積有關，與活塞的移動距離無關，則有[9~10]：

式中：Δp為水力加壓器內外壓降；S為活塞受力面積。

當高壓泥漿通過噴嘴時可得其壓降Δp為：

式中：γ為鉆井液密度；Q為鉆井泵排量；C為噴嘴流量系數；S為噴嘴當量橫截面積。

水力加壓器安裝在井下動力鉆具下面是最常用的一種底部鉆具組合，在該組合情況下可以不考慮井下動力鉆具產生的壓降。因此，作用在一級活塞端面上的壓力為：

式中：F1為一級活塞端面上的推力；Δpt為泥漿通過水力加壓器噴嘴時壓降；Δpd為泥漿通過鉆頭噴嘴時壓降；d1為活塞桿內徑；d2為缸套內徑。

作用在二級活塞端面上的壓力為：

式中：F2為二級活塞端面上的推力；Δpd為泥漿通過鉆頭噴嘴時的壓降；d3為活塞缸內徑；Sd為鉆頭噴嘴的當量面積。

由于本次設計的鉆具組合中，鉆頭直接與水力加壓器連接，兩者之間的重力可以忽略不計、距離可看作為0，所以水力加壓器最終可產生的鉆壓為：

即：

3 活塞關鍵部件設計

3.1 活塞帽及活塞桿設計

由于水力加壓器的活塞帽及活塞桿在工作時長時間處于惡劣的工作環境中，極易損壞，因此活塞的材料選用強度較大的42CrMo。為了讓泥漿能夠流過其內部，活塞桿中心鉆有一個通孔。而阻擋活塞及活塞桿進一步繼續運動的臺肩（一級活塞的下行程極限）的下端面就是二級活塞帽及活塞桿開始運動的地方（二級活塞的上行程極限）。當水力加壓器工作時，一級活塞的活塞桿向下推動二級活塞向下運動，二級活塞的活塞桿繼續推動下接頭向下運動，直到一級活塞的下極限行程之后，剩余行程由二級活塞在鉆井液的作用下繼續推動。在兩個活塞帽處均設計有凹槽用以安裝密封圈。其結構設計如圖2~3所示。

圖2 一級活塞

圖3 二級活塞

由于活塞帽及活塞桿長時間受到高壓鉆井液的沖擊，同時其內壁還受到鉆井液帶來的環空壓力，所以需要使用高強度、高韌性、有較高的疲勞極限和抗多次沖擊能力的材料。資料調研發現42CrMo（別名42CrMo4）鋼材具有這種良好特性，其力學性能如表1所示。

表1 42CrMo材料力學性能參數

計算可得活塞桿最小壁厚應為2 mm。本設計中活塞桿壁厚為7 mm，符合條件。一級活塞桿和二級活塞桿尺寸相同，外徑均為36 mm，內徑均為20 mm。

3.2 密封設計

在井下工作時，水力加壓器活塞長時間承受著高壓差做著往復運動，這對水力加壓器的內部密封提出了很大的考驗。工作時，在泥漿液中的固相顆粒的作用下，密封圈的壽命會受到極大影響。由于水力加壓器密封圈的密封性能直接關系到其自身所能施加的鉆壓，因此為能夠有效地保證水力加壓器的工作效果，選用合理的密封結構[11]也非常關鍵。根據以往設計的水力加壓器以及考慮到活塞桿的運動要求，本文選用O型密封圈作為本水力加壓器的密封件。

水力加壓器中密封圈的主要失效形式通常為含有較多固相顆粒的鉆井泥漿對其不斷地沖蝕而造成的磨損失效。查閱相關設計資料可知，密封圈的材料一般采用聚氨酯橡膠、天然橡膠、丁晴橡膠等。與其他橡膠材料對比來看，聚氨酯橡膠的機械性能、耐磨性、耐高壓能力均優于其他橡膠材料，符合水力加壓器較為惡劣的工作環境，因此本文選用聚氨酯橡膠作為水力加壓器中所使用的密封材料。

在密封圈的正常使用中，為保證其密封效果，則需要求O型密封圈的橫截面直徑大于密封溝槽的深度，使密封圈安裝進溝槽時能夠在一定程度上被壓緊。壓縮變形率ε計算公式為：

式中：d為活塞密封圈橫截面直徑；δ1為密封圈上壓縮量；δ2為密封圈下壓縮量。

本設計中活塞帽外徑71 mm，活塞桿外徑36 mm，由液壓氣動O型橡膠密封圈及溝槽尺寸表查得，這兩處的O型密封圈橫截面直徑分別為5.30 mm和3.55 mm，O型圈內徑分別為60.00 mm和35.50 mm。活塞處密封溝槽寬度為7.3 mm，深度為4.24 mm；活塞桿處密封溝槽寬度為5.0 mm，深度為2.75 mm。

在設計動密封溝槽時，考慮到在裝配時密封圈溝槽形狀可能會損傷密封圈，因此在動密封槽槽口處進行倒圓角，R=0.3 mm；考慮到槽底可能會產生應力集中的現象，因此在槽底也進行倒圓角，R=0.3 mm；為了避免O型密封圈在槽底產生過大摩擦力，在加工槽底時要求表面粗糙度為Ra1.6。

4 活塞關鍵部件有限元分析

該雙級單行程水力加壓器中活塞機構是易損部件，其中活塞帽和活塞桿裝配體是關鍵易損部件，所以對該裝配機構進行模型簡化，并利用有限元方法進行應力分析[12~13]。

4.1 材料選擇

正如上文所闡述，活塞帽和活塞桿的材料選用強度和韌性較大的合金鋼42CrMo，其力學性能參數見表1。

4.2 邊界條件

本文根據實際工況，主要考慮活塞桿受到的高壓鉆井液的沖擊力。活塞端面受到高壓鉆井液沖擊壓力為20 MPa，鉆井液密度為1.16 g∕cm3，活塞端面入口流速為20 m∕s，出口流速為自由束。

4.3 靜力學計算結果

活塞桿模型的Miss應力云圖和軸向位移云圖分別如圖4和圖5所示。

圖4 活塞桿Miss應力云圖

圖5 活塞桿軸向位移云圖

從圖4有限元分析結果可以看出活塞桿最大等效應力為375.9 MPa，遠遠小于該材料的屈服極限強度835 MPa，所以該結構設計強度滿足材料條件。其次，最大等效應力發生在兩不同截面相交處，此處可以通過工藝優化來減小應力集中的發生。

從圖5有限元分析結果可以看出活塞桿最大位移為0.235 9 mm，遠遠小于該結構設計尺寸，所以該結構設計滿足剛度條件。最大位移主要發生在活塞端面，該設計中活塞端面是易換部件，具有高度互換性。

4.4 流體動力學計算結果

如圖6所示，流體沖力主要通過活塞桿端面施加向下推力，最大流壓為79 MPa，在活塞桿產生的流體壓力大于鉆井恒定壓力，主要是由活塞端面過流橫截面突變造成的憋壓引起。如圖7所示，流體通過活塞桿速度最大為31.28 m∕s，在活塞桿內產生的流速大于入口速度，主要是因為活塞桿的節流作用。

圖6 流體通過活塞桿應力云圖

圖7 流體通過活塞桿速度云圖

5 結束語

根據水力加壓工具結構原理，設計了一種易于維護的高效水力加壓器。通過有限元方法分析和計算了易損部件——活塞桿的Miss最大應力和軸向最大位移；并且分析和計算了流體通過活塞桿件的應力和速度變化。結論如下：

（1）該水力加壓器結構剛度和強度均滿足設計要求，其中活塞桿強度可以通過結構和工藝優化進一步提升；

（2）高壓流體可以在很大的容許范圍內通過活塞桿件，并且通過后具有較大速度，為水力加壓器下接頭連接的液壓馬達提供了較大的動力，符合設計初衷。