近年来，我国油气资源勘探开发力度不断加大，对振动冲击钻井提速技术提出了更高要求^[1–5]。目前市场上的振动冲击工具多数仅具备单一的轴向或扭向冲击功能。轴向冲击钻井工具在增加切削深度的同时切削阻力也大幅增加，常出现扭矩循环累积与释放现象，使钻头产生扭转振动，导致钻头机械钻速降低和切削齿崩齿现象 ^[6–13]；扭向冲击工具虽能消除钻头扭转振动现象，但无法增加PDC钻头切削齿吃入地层的深度 ^[14–19]，提速效果有限。为此，笔者在扭向冲击功能的基础上，通过增加轴向冲击功能，设计了一种轴扭耦合冲击器，以消除井底钻头的扭转振动，同时增加PDC钻头切削齿吃入地层的深度，发挥扭向冲击和轴向冲击的共同优势，从而提高破岩效率^[20–22]。文中介绍了轴扭耦合冲击器的基本原理和结构，建立了冲击器关键性能参数数学模型，通过室内试验验证了数学模型的准确性，为后续同类冲击钻井工具的开发提供了理论依据。

1.   基本原理与结构设计

1.1   基本原理

轴扭耦合冲击器将常规PDC钻头的破岩模式由“旋转剪切”转变成了“旋转剪切+旋转冲击剪切+轴向冲击”。轴向冲击可解决钻头吃入深度较浅、产生的岩屑较小而导致破岩效率低的问题。当切削齿受轴向冲击力增加吃入深度时，地层岩石出现体积破岩，岩屑体积较大（见图1；图中：$v$为复合片切向速度，m/s；${F}_{{\rm{a}}}$为轴向冲击载荷，Pa），从而提高破岩效率。随着切削齿吃入深度增加，旋转剪切破岩所需切削力增大，当上部钻柱提供的旋转动力不足时，钻头可能处于黏滞甚至停止状态。此时上部转盘（或螺杆钻具）继续转动，当钻柱上蓄积的能量超过临界值时，能量会突然释放，钻头瞬间旋转速度是正常工作时的数倍，切削齿受猛烈冲击而易早期失效。这种能量蓄积和释放的过程，即扭转振动现象（见图2）。上部钻柱（或螺杆钻具）提供的常规扭矩，叠加工具产生的高频冲击扭矩，可消除井底PDC钻头的扭转振动，使钻头旋转更平稳，减轻钻头磨损，提高钻头使用寿命和进尺。

图  1  轴扭耦合冲击器破岩示意

Figure  1.  Rock breaking by axial & torsional coupling impactor

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图  2  轴扭耦合冲击器的钻柱振动形式

Figure  2.  Vibration pattern of drill string axial & torsional coupling impactor

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1.2   结构设计

为了在同一冲击器上实现轴向冲击和扭向冲击2种功能，在目前成熟的自激换向式扭冲总成结构的基础上增设水力脉冲式轴冲总成，设计出一种结构简单、可靠性高的新型轴扭耦合冲击器。它主要由扭冲总成、轴冲总成和套筒等组成，如图3所示。其中，扭冲总成主要包括拨叉、冲锤和铁砧；轴冲总成主要包括动盘阀和静盘阀，冲击器流道内动盘阀上下区域标记为A区、B区，分别为产生水力脉冲时的高、低压区；套筒上端公螺纹连接上部钻柱，铁砧下端内螺纹连接钻头，并传递钻压和扭矩。套筒内壁和钻砧外圆上均设计有环形锁紧槽，将若干锁紧块从套筒锁紧孔中依次塞入环形空间里，并用丝堵封住锁紧孔，实现套筒和铁砧间的轴向固定。

图  3  轴扭耦合冲击器结构示意

1.套筒；2.动盘阀；3.静盘阀；4.冲锤；5.拨叉；6.铁砧；7.锁紧块；8.锁紧孔

Figure  3.  Structure of axial & torsional coupling impactor

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扭冲总成产生高频扭向冲击载荷，其工作过程包括初始状态、高低压导通、顺时针撞击、高低压换向和逆时针撞击等5个阶段（见图4）。其中，扭冲总成初始状态如图4（a）所示；高压钻井液流入拨叉的换向舱推动其逆时针旋转一定角度，使冲锤2个扇形锤头的两侧分别接通高低压钻井液（见图4（b））；在高低压钻井液作用下冲锤顺时针旋转撞击铁砧的一侧（见图4（c）），产生正向冲击载荷并传递给钻头，冲锤在顺时针旋转过程中通过内键带动拨叉同步转动；冲锤顺时针撞击停止瞬间，拨叉在惯性和钻井液压差作用下继续顺时针转动一定角度，使扇形锤头两侧的高低压互换（见图4（d））；冲锤在互换后的高低压钻井液作用下逆时针旋转撞击铁砧的另一侧（见图4（e）），产生反向冲击载荷并传递给钻头和上部钻柱，同样带动拨叉逆时针同步旋转；冲锤逆时针撞击停止瞬间，拨叉同样在惯性和钻井液压差作用下继续逆时针转动一定角度，回到初始状态（见图4（a））。如此周而复始，持续产生高频、往复地循环撞击，一次完整的扭向冲击循环包括2次撞击（顺、逆时针各1次）和2次高低压换向过程。

图  4  扭向总成原理示意

Figure  4.  Principle of torsion assembly

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轴向总成产生高频轴向冲击载荷。动静盘阀上均设计2个对称的腰形流道槽，两者腰形流道槽的重合部分为钻井液过流面积。静盘阀固定在铁砧的上端面，动盘阀放置在静盘阀上部。工具正常工作时，扭冲总成中的拨叉产生高频往复旋转，并通过其顶部的键带动动盘阀同步旋转，使动静盘阀过流面积产生周期性变化。轴冲总成压降等于动盘阀A区的压力减去B区的压力，即：

式中：$\Delta {p}_{2}$为轴冲总成压降，Pa；${p}_{\text{A}}$为动盘阀A区的压力，Pa；${p}_{\text{B}}$为动盘阀B区的压力，Pa。

当动静盘阀过流面积最小时（见图5（a）），根据伯努利方程，轴冲总成压降$\Delta {p}_{2}$达到最大，产生的轴向冲击载荷也达到最大；当动静盘阀过流面积最大时（见图5（b）），产生的轴向冲击载荷达到最小。动静盘阀过流面积随拨叉往复旋转而产生周期性变化，因此冲击器产生持续的高频轴向冲击载荷。

图  5  动静盘阀组成的过流面积状态

Figure  5.  Flow area states of dynamic and static disc-type valves

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该冲击器产生的轴向冲击载荷增加切削齿的吃入深度，扭向冲击载荷消除钻头的扭转振动，两种冲击功能相辅相成，进一步提高钻头破岩效率。该冲击器通过中间的拨叉实现同步旋转，因此轴向冲击和扭向冲击具有相同的频率。

2.   性能参数数学模型的建立

为了给后续同类冲击钻井工具设计和结构研究提供理论计算依据，根据轴扭耦合冲击器的工作原理和结构特点，基于能量转换与守恒定律，建立了性能参数数学模型。

由前述轴扭耦合冲击器的结构可知，冲击器总压降包括扭冲总成压降和轴冲总成压降，即：

式中：$\Delta p$为轴扭耦合冲击器总压降，Pa；$\Delta {p}_{1}$为扭冲总成压降，Pa。

当钻井液流经扭冲总成节流喷嘴时，产生扭冲总成压降$\Delta {p}_{1}$，根据伯努利方程有：

式中：${K}_{1}$为扭冲总成的压降系数；$\rho$为钻井液密度，$\mathrm{k}\mathrm{g}/{\mathrm{m}}^{3}$；$Q$为钻井液流量，${\mathrm{m}}^{3}/\mathrm{s}$ ；${C}_{{\rm{d}}1}$为流量系数；${d}_{{\rm{e}}1}$为扭冲总成喷嘴的当量直径，$\mathrm{m}$。

在忽略冲击器内部零件摩擦力和钻井液黏滞阻力的前提下，根据能量转换与守恒定律推导出冲锤撞击瞬间角速度：

式中：${\omega }_{1}$为冲锤撞击瞬间角速度，${\mathrm{rad/s}}；{S}_{1}$为锤头受钻井液压差作用的单侧受力面积，${\mathrm{m}}^{2}$；${R}_{1}$为锤头受钻井液压差作用点到工具中心线的距离，$\mathrm{m}$；${\theta }_{1}$为锤头在冲击舱内绕工具中心线旋转角度，rad；${I}_{1}, {I}_{2}{,I}_{3}$分别为冲锤、拨叉和动盘阀绕工具中心线的转动惯量，kg·m²。

冲锤启动加速过程可看作初始角速度为零的恒定角加速度运动，则冲锤启动加速时间为：

式中：${t}_{1}$为冲锤启动加速时间，s。

与式（4）类似，可根据能量转换与守恒定律推导出拨叉完成换向时的角速度：

式中：${\omega }_{2}$为拨叉完成换向时的角速度，${\mathrm{rad/s}}$；${S}_{2}$为拨叉受钻井液压差作用的单侧受力面积，m²；${R}_{2}$为拨叉启动舱受钻井液压差作用点到冲击器中心线的距离，$\mathrm{m}$；${\theta }_{2}$为冲锤内键在拨叉启动舱内的旋转角度，rad。

拨叉换向过程可看成初始角速度为${\omega }_{1}$的恒定角加速度运动，则拨叉换向时间为:

式中：${t}_{2}$为拨叉换向时间，s。

一次完整的扭向冲击包括2次冲锤启动加速和2次拨叉换向过程，因此扭向冲击循环周期为：

扭向冲击频率为：

式中：$T$为扭向冲击循环周期，s；$f$为扭向冲击频率，Hz。

在忽略能量损失的前提下，冲锤撞击铁砧产生扭向冲击扭矩的过程，可看作冲锤绕工具中心线旋转受到反扭矩的作用，角转速由${\omega }_{1}$变为零，则根据刚体定轴转动定律有：

式中：$M$为冲锤撞击铁砧产生的扭矩，N·m；$t$为冲锤撞击铁砧的时间，s。

钻井液流经轴冲总成节流喷嘴时产生轴冲总成压降$\text{Δ}{p}_{2}$，同样根据伯努利方程可得：

式中：${K}_{2}$为轴冲总成压降系数；${C}_{{\rm{d}}2}$为轴冲总成喷嘴流量系数；${d}_{{\rm{e}}2}$为轴冲总成喷嘴最小当量直径，$\mathrm{m}$。

轴向冲击力为：

式中：${F}_{{\rm{a}}}$为轴向冲击力，N；${S}$为动静盘阀有效承压面积，m²。

3.   室内试验

为了验证轴扭耦合冲击器性能参数数学模型的准确性，建立了室内性能试验系统，开展了性能参数测试，并对比分析了实测结果与模型计算结果。

3.1   试验系统

轴扭耦合冲击器室内性能试验系统主要由水箱、水泵、旁通调节阀、流量计、入口压力表、扭矩频率测量仪、出口压力表、压力传感器和数据采集仪等组成，如图6所示。水泵最大排量为252 m³/h，循环介质为清水，冲击器外径为0.254 m、长度为0.800 mm。轴冲总成压力传感器2个，分别测量冲击器内部A区、B区的压力（见图3）。

图  6  轴扭耦合冲击器室内性能试验系统示意

1.水箱；2.水泵；3.旁通调节阀；4.流量计；5.入口压力表；6.轴扭耦合冲击器；7.轴冲总成压力传感器（2个）；8.扭矩频率测量仪；9.出口压力表

Figure  6.  Laboratory experiment system for the performance of axial & torsional coupling impactor

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3.2   试验结果分析

利用轴扭耦合冲击器室内性能试验系统，测试了轴扭耦合冲击器在不同流量下的性能参数，并对比了实测结果与模型计算结果，如图7—图11所示。

图  7  轴冲总成压降随流量变化的曲线

Figure  7.  Curve of pressure drop of axial impact assembly with flow rate

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图  11  冲击频率随流量变化的曲线

Figure  11.  Curve of impact frequency with flow rate

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由图7、图8和图9可知，轴冲总成压降Δp₂、冲击器总压降Δp和其轴向冲击力F_a均与流量Q的平方呈正比；由图10和图11可知，冲击扭矩M和冲击频率f与流量Q均呈线性增大关系。这5种性能参数实测结果普遍小于模型计算结果，原因有以下3点：1）建立性能参数数学模型时忽略了零件摩擦力和循环介质黏滞阻力的影响；2）扭冲总成中的拨叉为轴冲总成中的动盘阀提供旋转动力，消耗部分扭冲总成的能量；3）冲击器内部流场复杂，尤其是扭冲总成，水力能量转换效率相对较低。

图  8  总压降随流量变化的曲线

Figure  8.  Curve of total pressure drop with flow rate

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图  9  轴向冲击力随流量变化的曲线

Figure  9.  Curve of axial impact force with flow rate

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图  10  冲击扭矩随流量变化的曲线

Figure  10.  Curve of impact torque with flow rate

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在额定流量为198 m³/h时，模型计算轴冲总成压降Δp₂、冲击器总压降Δp、轴向冲击力F_a、冲击扭矩M和冲击频率f的与实测结果相对误差分别为2.82%，4.41%，2.78%，7.91%和3.21%。虽然冲击扭矩M的误差最大，但也能满足冲击器的设计要求，验证了轴扭耦合冲击器数学模型的正确性。

4.   结　论

1）在自激换向式扭冲总成结构的基础上，通过增设水力脉冲式轴冲总成，设计出一种具有结构简单、冲击频率相同特点的新型轴扭耦合冲击器。

2）基于能量转换与守恒定律，建立了轴扭耦合冲击器性能参数数学模型。室内试验表明，模型计算结果与实测结果变化趋势一致，且最大相对误差仅为7.91%，验证了性能参数数学模型的准确性。

3）轴扭耦合冲击器的轴向冲击能增加PDC钻头切削齿的吃入深度，扭向冲击能消除井底钻头扭转振动，同时发挥2种功能的优势，可进一步提高PDC钻头的破岩效率。