连续波发生器振荡剪切阀阀口结构设计方法及振荡剪切阀

1.本发明属于石油天然气技术领域，涉及随钻测量技术，具体地说，涉及一种连续波发生器振荡剪切阀阀口结构设计方法及振荡剪切阀。


背景技术：

2.随钻连续波脉冲传输技术是一种在实时钻井作业时，利用连续波泥浆脉冲发生器将井下mwd/lwd测量仪器获知数据的编码调制为泥浆压力波，且当该压力波沿钻杆内部泥浆介质向上传输到地面时，由立管压力传感器采集，并经去噪、解调、解码等一系列处理后将其还原为井下定向、地质、工程等参数的前沿信息传输技术。连续波脉冲发生器的核心部件是由定子和转子组成的转阀，且定子和转子具有相同端面结构；通过驱动转子与定子的相对运动可改变泥浆节流面积以产生压力波，当开口面积增大时，泥浆流动畅通，压力减小；反之，泥浆流动受阻，压力增大。
3.连续波脉冲发生器按转子运动方式可分为振荡剪切阀式和旋转阀式两种，前者转子往复摆动，后者转子连续转动。为了满足远距离高质量信号传输的要求，需要对转阀阀口结构进行优化设计，并精确控制转子运动状态，以使其与定子形成的泥浆时变流道能产生连续高度相似的正弦式压力波形。特别的，振荡剪切阀式连续波脉冲发生器的转子相对其定子绕轴做周期往复加速-匀速-减速运动，具有波形调制方便且不易卡阻等优势，在实际应用中具有一定的优势。
4.振荡剪切阀阀口形状按加工方式有内切式和外切式，内切式振荡剪切阀需在转子内部加工流道，从而使转子体积庞大，转动惯量很大，影响发生器动态性能；而外切式振荡剪切阀体积小，容易加工，且安装调节方便。外切式转子开口形状主要有扇形、矩形和三角形，当前国内外学者对此已经开展了较为深入的研究，例如：
5.公开号为us4847815a的美国发明专利公开了一种用于随钻测量工具中的正弦压力波发生器(sinusoidal pressure pulse generator for measurement while drilling tool)，并具体公开了基于薄壁刃口压力波产生原理的三角阀体正弦式连续波压力信号发生器的定转子设计方法，但在实测后发现，该转阀产生的压力信号与标准正弦式压力信号相比仍存在不小的偏差。
6.授权公告号为cn103696763b的中国发明专利公开了一种基于三角形阀体的连续波发生器的转阀，包括转子和定子，所述转子包括多个叶片，相邻叶片之间的缺口由圆弧线、圆角线和径向线段组成。所述定子与转子具有相同的叶片数，其叶片缺口形状由转子叶片缺口演化而来。该专利采用极坐标的方式对阀口的具体尺寸进行了优化设计，得到一种在匀速旋转下能够产生高度相似正弦压力信号的转阀，具有较高的应用价值。
7.授权公告号为cn109339770b的中国发明专利公开了一种振荡剪切阀定、转子端面结构设计方法及振动剪切阀，振荡剪切阀包括转子和定子，转子包括多个叶片，相邻叶片之间的缺口由圆弧线和两条直线段组成，两条直线段均与经过圆弧线圆心的极径平行，定子与转子具有相同的叶片数，其叶片端面结构与转子一致，该转子能在具有加速-匀速-减速
运动特性，并相对于定子往复摆动时，使得连续波泥浆脉冲发生器能够输出高度相似的正弦压力波信号。该专利提出转子的振荡变速运动方式，使得所设计转阀更加接近实际运动规律，但只给出了变速的结论，并未详细给出变速环节的量化指标及优化方法。
8.授权公告号为us7280432b2的美国发明专利公开了一种泥浆脉冲遥测用振荡剪切阀(oscillating shear valve for mud pulse telemetry)，用于在流动的钻井液中产生压力波动的防堵塞振荡剪切阀系统，采用了基于矩形阀的八叶片振荡剪切阀阀口，但并未详细说明针对该转阀阀口结构的具体优化设计方法。


技术实现要素：

9.本发明针对现有技术存在的上述问题，提供一种连续波发生器振荡剪切阀阀口结构设计方法及振荡剪切阀，优化了振荡剪切阀阀体结构，使振荡剪切阀阀体结构易于加工。
10.为了达到上述目的，本发明提供了一种连续波发生器振荡剪切阀阀口结构设计方法，其具体步骤为：
11.根据转子匀速旋转的角速度建立转子旋转角位移特征式，表示为：
12.φ＝ωut
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(1)
13.式中，φ为转子旋转角位移，即旋转角度；ωu为转子匀速旋转的角速度，单位为：rad/s；t为匀速旋转时间；
14.圆弧线在第一象限内，以圆弧中心为分界分为上圆弧θ
1上
(r)和下圆弧θ
1下
(r)，建立上圆弧θ
1上
(r)和下圆弧θ
1下
(r)的极坐标方程分别为：
[0015][0016][0017]
式中，r为圆弧线上任一点的极径，r1为圆弧线半径；r2为圆弧线最大极径，其值为极点与圆弧线上端点或下端点连接线段的长度；r3为圆弧线最小极径，其值为极点与圆弧线中点连接线段的长度；l1为圆弧线圆心极径；为r3对应极角；nb为振荡剪切阀叶片的个数；
[0018]
建立l1、r1、r2、r3之间的关系式：
[0019]
l1＝r1 r3ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(4)
[0020][0021]
建立上直线段θ
2上
(r)和下直线段θ
2下
(r)的极坐标方程分别为：
[0022][0023]
[0024]
式中，β为上直线段θ
2上
(r)与上圆弧θ
1上
(r)或下直线段θ
2下
(r)与下圆弧θ
1下
(r)构成的弯曲角；
[0025]
振荡剪切阀运动时形成的泥浆节流面积a(φ)为：
[0026][0027]
其中，
[0028][0029][0030][0031][0032][0033][0034][0035]
式中，a1为以最大极径r2和转子半径d/2为内外半径、以叶片缺口角π/nb与旋转角度φ的差角为圆心角的环形面积；a2为圆弧线与以极点o为圆心、r2为半径的圆围成的面积；a3为r2延长线、转子圆周线以及直线段围成的面积；a4为以极点o为圆心、r2为半径的圆与两直线段围成的面积；a
min
为振荡剪切阀的最小流通面积；θ1为振荡剪切阀旋转到转子直线段端点与定子直线段端点重合时的旋转角度；rj(φ)与r
max
(φ)均为中间变量；d为定子外径；
[0036]
依据薄壁刃口流体差压δp(φ)与泥浆节流面积a(φ)的变化关系，建立泥浆节流面积与流体差压之间的关系式：
[0037][0038]
式中，ρ为泥浆密度，单位：kg/m3；q为钻井液流量，单位：m3/s；cd为流量系数，取0.6～0.8；
[0039]
采用流体差压δp(φ)与标准正弦波的相关系数指标r，确定振荡剪切阀阀口的圆弧半径r1、圆弧线最大极径r2、直线段弯曲角β，完成振荡剪切阀阀口设计；所述系数指标r表示为：
[0040][0041]
式中，δp0(φ)为标准正弦压力波信号，t为振荡剪切阀阀口差压信号周期。
[0042]
为了达到上述目的，本发明还提供了一种连续波发生器振荡剪切阀，包括同轴安装的转子和定子，定子与转子具有相同的叶片数nb,nb＝4,6,8和叶片阀口结构，所述叶片阀口由一条圆弧线和两条线段组成，叶片缺口角为π/nb，所述叶片阀口结构根据上述设计方法确定。
[0043]
进一步的，对所述振荡剪切阀的变速运动状态进行优化，其优化的具体步骤为：
[0044]
建立振荡剪切阀转速n特征式，表示为：
[0045][0046]
式中，nd为振荡剪切阀匀速阶段的转速，单位：r/min；ta为振荡剪切阀匀加速时间，单位：s；tu为变速周期，即振荡剪切阀做往复运动，历经一次加速-匀速-减速的时间，单位：s；t为旋转时间，t为振荡剪切阀阀口差压信号周期；
[0047]
建立振荡剪切阀角速度ω特征式，表示为：
[0048][0049]
根据振荡剪切阀角速度ω建立转子角位移特征式，表示为：
[0050][0051]
式中，φ为转子转角位移，即旋转角度；
[0052]
振荡剪切阀阀口圆弧线在第一象限内，以圆弧中心为分界分为上圆弧θ
1上
(r)和下圆弧θ
1下
(r)，建立上圆弧θ
1上
(r)和下圆弧θ
1下
(r)的极坐标方程分别为：
[0053][0054][0055]
式中，r为圆弧线上任一点的极径，r1为圆弧线半径；r2为圆弧线最大极径，其值为极点与圆弧线上端点或下端点连接线段的长度；r3为圆弧线最小极径，其值为极点与圆弧
线中点连接线段的长度；l1为圆弧线圆心极径；为r3对应极角；nb为振荡剪切阀叶片的个数；
[0056]
建立l1、r1、r2、r3之间的关系式：
[0057]
l1＝r1 r3ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(4)
[0058][0059]
建立振荡剪切阀阀口上直线段θ
2上
(r)和下直线段θ
2下
(r)的极坐标方程分别为：
[0060][0061][0062]
式中，β为上直线段θ
2上
(r)与上圆弧θ
1上
(r)或下直线段θ
2下
(r)与下圆弧θ
1下
(r)构成的弯曲角；
[0063]
振荡剪切阀运动时形成的泥浆节流面积a(φ)为：
[0064][0065]
其中，
[0066][0067][0068][0069][0070][0071][0072][0073]
式中，a1为以最大极径r2和转子半径d/2为内外半径、以叶片缺口角π/nb与旋转角
度φ的差角为圆心角的环形面积；a2为圆弧线与以极点o为圆心、r2为半径的圆围成的面积；a3为r2延长线、转子圆周线以及直线段围成的面积；a4为以极点o为圆心、r2为半径的圆与两直线段围成的面积；a
min
为振荡剪切阀的最小流通面积；θ1为振荡剪切阀旋转到转子直线段端点与定子直线段端点重合时的旋转角度；rj(φ)与r
max
(φ)均为中间变量；d为定子外径；
[0074]
依据薄壁刃口流体差压δp(φ)与泥浆节流面a(φ)的变化关系，建立泥浆节流面积与流体差压之间的关系式：
[0075][0076]
式中，ρ为泥浆密度，单位：kg/m3；q为钻井液流量，单位：m3/s；cd为流量系数，取0.6～0.8；
[0077]
采用流体差压δp(φ)与标准正弦波的相关系数指标r
l
，确定振荡剪切阀变速运动的变速比p与变速周期te，完成振荡剪切阀变速运动状态优化；所述系数指标r
l
表示为：
[0078][0079]
式中，δp2(φ)为振荡剪切阀变速运动阀口波谷段差压信号；δp0(φ)为标准正弦压力波信号，t2＝t(θ1)为振荡剪切阀旋转到角度θ1时的时间，即振荡剪切阀变速运动波谷段差压信号对应的时间。
[0080]
优选的，所述变速周期te设置为振荡剪切阀阀口差压信号周期t的一半或与连续波泥浆脉冲信号周期t相等。
[0081]
优选的，变速比p为变速时间t
e-tu与变速周期te的比值。
[0082]
为了达到上述目的，本发明另提供了一种连续波发生器振荡剪切阀阀口结构设计方法，其具体步骤为：
[0083]
根据转子匀速旋转的角速度建立转子旋转角位移特征式，表示为：
[0084]
φ＝ωut
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(1)
[0085]
式中，φ为转子旋转角位移，即旋转角度；ωu为转子匀速旋转的角速度，单位为：rad/s；t为匀速旋转时间；
[0086]
圆弧线在第一象限内，以圆弧中心为分界分为上圆弧θ
1上
(r)和下圆弧θ
1下
(r)，建立上圆弧θ
1上
(r)和下圆弧θ
1下
(r)的极坐标方程分别为：
[0087][0088][0089]
式中，r为圆弧线上任一点的极径，r1为圆弧线半径；r2为圆弧线最大极径，其值为极点与圆弧线上端点或下端点连接线段的长度；r3为圆弧线最小极径，其值为极点与圆弧线中点连接线段的长度；l1为圆弧线圆心极径；为r3对应极角；nb为振荡剪切阀叶片的个数；
[0090]
建立上直线段θ
2上
(r)和下直线段θ
2下
(r)的极坐标方程分别为：
[0091][0092][0093]
式中，β为上直线段θ
2上
(r)与上圆弧θ
1上
(r)或下直线段θ
2下
(r)与下圆弧θ
1下
(r)构成的弯曲角；
[0094]
建立两圆角的极坐标方程：
[0095]
(x-x0)2 (y-y0)2＝r
02
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(8)
[0096]
式中，(x,y)为圆角所在圆上任意一点的坐标，(x0,y0)为圆角所在圆的圆心坐标；r0为圆角半径；
[0097]
建立x0、y0、l1、r0、r1、r2、r3、β多个变量之间的关系式：
[0098][0099][0100]
e＝t2 1
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(11)
[0101][0102][0103][0104][0105][0106]
式中，e、f、g、t、g、h均为中间变量；
[0107]
振荡剪切阀运动时形成的泥浆节流面积a(φ)为：
[0108][0109]
其中，
[0110][0111][0112][0113][0114][0115][0116]
a5＝a
51
a
52-a
53-a
54
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(24)
[0117][0118][0119][0120]
[0121][0122]
a6(φ)＝a
61
(φ) a
62
(φ)
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(30)
[0123][0124][0125][0126][0127][0128][0129][0130]
式中，a1为以最大极径r2和转子半径d/2为内外半径、以叶片缺口角π/nb与旋转角度φ的差角为圆心角的环形面积；a2为圆弧线与以极点o为圆心、r2为半径的圆围成的面积；a3为r2延长线、转子圆周线以及直线段围成的面积；a4为以极点o为圆心、r2为半径的圆与两直线段围成的面积；a5为圆弧线、圆角以及直线段围成的面积，分割为a
51
、a
52
、a
53
、a
54
四部分计算；a6为两圆角与两直线段围成的面积；a7为两圆角围成的面积；a
min
为振荡剪切阀的最小流通面积；θ1为振荡剪切阀旋转到转子直线段端点与定子直线段端点重合时的旋转角度；θ2为振荡剪切阀旋转到转子圆角结构与定子圆角结构相切时的旋转角度；(l,u)为圆角与圆弧的切点坐标；(v,c)为直线段与圆角的切点坐标；(j,z)、(o,k)为以旋转角度的正切值为斜率且过极点o的直线与圆角所在圆的交点坐标；(a,b)为直线段所在直线与过(j,z)和极点o直线的交点坐标；rj(φ)与r
max
(φ)均为中间变量；d为定子外径；
[0131]
依据薄壁刃口流体差压δp(φ)与泥浆节流面积a(φ)的变化关系，建立泥浆节流面积与流体差压之间的关系式：
[0132][0133]
式中，ρ为泥浆密度，单位：kg/m3；q为钻井液流量，单位：m3/s；cd为流量系数，取0.6～0.8；
[0134]
采用流体差压δp(φ)与标准正弦波的相关系数指标r，确定振荡剪切阀阀口的圆
弧半径r1、圆弧线最大极径r2、直线段弯曲角β、圆角半径r0，完成振荡剪切阀阀口设计；所述系数指标r表示为：
[0135][0136]
式中，δp0(φ)为标准正弦压力波信号，t为振荡剪切阀阀口差压信号周期。
[0137]
为了达到上述目的，本发明又提供了一种连续波发生器振荡剪切阀，包括同轴安装的转子和定子，定子与转子具有相同的叶片数nb,nb＝4,6,8和叶片阀口结构，所述叶片阀口由一条圆弧线、两条直线段和两个圆角组成，圆角同时与圆弧线和直线段相切，叶片缺口角为π/nb，所述叶片阀口结构根据上述设计方法确定。
[0138]
优选的，定子外径比转子外径大5-10mm。
[0139]
与现有技术相比，本发明的优点和积极效果在于：
[0140]
本发明通过精细分析振荡剪切阀运动特征的基础上，对基于扇形的连续波发生器振荡剪切阀阀口进行优化设计，能够为连续波发生器提供相关系数高达0.9999的高度相似正弦压力波信号，具有重要的应用价值。
附图说明
[0141]
图1为本发明实施例所述扇形-圆弧-直线振荡剪切阀阀口结构示意图；
[0142]
图2a为本发明实施例所述扇形-圆弧-直线振荡剪切阀阀口转子相对于定子旋转4
°
时的节流面积示意图；
[0143]
图2b为本发明实施例所述扇形-圆弧-直线振荡剪切阀阀口转子相对于定子旋转22
°
时的节流面积示意图；
[0144]
图3为本发明实施例所述扇形-圆弧-直线振荡剪切阀差压示意图；
[0145]
图4为本发明实施例所述扇形-圆弧-直线振荡剪切阀角速度变化示意图；
[0146]
图5为本发明实施例te＝t时振荡剪切阀产生的差压信号相关系数随匀速时间tu的变化关系示意图；
[0147]
图6为本发明实施例所述扇形-圆弧-直线-圆角振荡剪切阀阀口结构示意图；
[0148]
图7a为本发明实施例所述扇形-圆弧-直线-圆角振荡剪切阀阀口转子相对于定子旋转5
°
时的节流面积示意图；
[0149]
图7b为本发明实施例所述扇形-圆弧-直线-圆角振荡剪切阀阀口转子相对于定子旋转14
°
时的节流面积示意图；
[0150]
图7c为本发明实施例所述扇形-圆弧-直线-圆角振荡剪切阀阀口转子相对于定子旋转24
°
时的节流面积示意图；
[0151]
图7d为本发明实施例所述扇形-圆弧-直线-圆角振荡剪切阀阀口转子相对于定子旋转27
°
时的节流面积示意图；
[0152]
图7e为本发明实施例所述扇形-圆弧-直线-圆角振荡剪切阀阀口转子相对于定子旋转30
°
时的节流面积示意图；
[0153]
图8为本发明实施例所述扇形-圆弧-直线-圆角振荡剪切阀差压示意图；
[0154]
图9为本发明实施例所述转子结构示意图；
[0155]
图10为本发明实施例所述定子结构示意图。
[0156]
图中，11、圆弧线，12、直线段，13、直线段，21、标准正弦压力信号，22、振荡剪切阀匀速运动压力信号，31、加速阶段，32、匀速阶段，33、减速阶段，41、周期t＝1/8s时振荡剪切阀变速运动差压信号相关系数r随匀速时间tu的变化关系曲线，42、周期t＝1/8s时振荡剪切阀变速运动差压信号相关系数r
l
随匀速时间tu的变化关系曲线，43、周期t＝1/12s时振荡剪切阀变速运动差压信号相关系数r随匀速时间tu的变化关系曲线，44、周期t＝1/12s时振荡剪切阀变速运动差压信号相关系数r
l
随匀速时间tu的变化关系曲线，45、周期t＝1/16s时振荡剪切阀变速运动差压信号相关系数r随匀速时间tu的变化关系曲线，46、周期t＝1/16s时振荡剪切阀变速运动差压信号相关系数r
l
随匀速时间tu的变化关系曲线，51、圆弧线，52、直线段，53、圆角，61、标准正弦压力信号，62、振荡剪切阀变速运动压力信号，71、叶片缺口，72、叶片，73、花键，81、内端面，82、外端面，83、叶片，84、锥形头，85、螺丝孔，86、开放角，87、盲孔。
具体实施方式
[0157]
下面，通过示例性的实施方式对本发明进行具体描述。然而应当理解，在没有进一步叙述的情况下，一个实施方式中的元件、结构和特征也可以有益地结合到其他实施方式中。
[0158]
实施例1：本实施例提供了一种连续波发生器振荡剪切阀阀口结构设计方法，其具体步骤为：
[0159]
根据转子匀速旋转的角速度建立转子旋转角位移特征式，表示为：
[0160]
φ＝ωut
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(1)
[0161]
式中，φ为转子旋转角位移，即旋转角度；ωu为转子匀速旋转的角速度，单位为：rad/s；t为匀速旋转时间；
[0162]
圆弧线在第一象限内，以圆弧中心为分界分为上圆弧θ
1上
(r)和下圆弧θ
1下
(r)，建立上圆弧θ
1上
(r)和下圆弧θ
1下
(r)的极坐标方程分别为：
[0163][0164][0165]
式中，r为圆弧线上任一点的极径，r1为圆弧线半径；r2为圆弧线最大极径，其值为极点与圆弧线上端点或下端点连接线段的长度；r3为圆弧线最小极径，其值为极点与圆弧线中点连接线段的长度；l1为圆弧线圆心极径；为r3对应极角；nb为振荡剪切阀叶片的个数；
[0166]
建立l1、r1、r2、r3之间的关系式：
[0167]
l1＝r1 r3ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(4)
[0168]
[0169]
建立上直线段θ
2上
(r)和下直线段θ
2下
(r)的极坐标方程分别为：
[0170][0171][0172]
式中，β为上直线段θ
2上
(r)与上圆弧θ
1上
(r)或下直线段θ
2下
(r)与下圆弧θ
1下
(r)构成的弯曲角；
[0173]
振荡剪切阀运动时形成的泥浆节流面积a(φ)为：
[0174][0175]
其中，
[0176][0177][0178][0179][0180][0181][0182][0183]
式中，a1为以最大极径r2和转子半径d/2为内外半径、以叶片缺口角π/nb与旋转角度φ的差角为圆心角的环形面积；a2为圆弧线与以极点o为圆心、r2为半径的圆围成的面积；a3为r2延长线、转子圆周线以及直线段围成的面积；a4为以极点o为圆心、r2为半径的圆与两直线段围成的面积；a
min
为振荡剪切阀的最小流通面积；θ1为振荡剪切阀旋转到转子直线段端点与定子直线段端点重合时的旋转角度；rj(φ)与r
max
(φ)均为中间变量；d为定子外径；
[0184]
依据薄壁刃口流体差压δp(φ)与泥浆节流面积a(φ)的变化关系，建立泥浆节流面积与流体差压之间的关系式：
[0185]
[0186]
式中，ρ为泥浆密度，单位：kg/m3；q为钻井液流量，单位：m3/s；cd为流量系数，取0.6～0.8；
[0187]
采用流体差压δp(φ)与标准正弦波的相关系数指标r，确定振荡剪切阀阀口的圆弧半径r1、圆弧线最大极径r2、直线段弯曲角β，完成振荡剪切阀阀口设计；所述系数指标r表示为：
[0188][0189]
式中，δp0(φ)为标准正弦压力波信号，t为振荡剪切阀阀口差压信号周期。
[0190]
通过本实施例所述设计方法设计的振荡剪切阀，能够产生相关系数高达0.9999的连续压力波信号，具有很大的实用意义。
[0191]
实施例2：参见图1，本实施例提供了一种连续波发生器扇形-圆弧-直线振荡剪切阀，包括同轴安装的转子和定子，定子与转子具有相同的叶片数nb和叶片阀口结构，所述叶片阀口由一条圆弧线和两条线段组成，叶片缺口角为π/nb，所述叶片阀口结构根据实施例1所述设计方法确定。
[0192]
具体地，本实施例所述振荡剪切阀采用实施例1所述设计方法在以下预置条件下进行优化设计：转子和定子的叶片数为6叶片，即nb＝6，振荡剪切阀阀口圆弧线最小极径r3＝16mm，振荡剪切阀转子外径d＝76mm，振荡剪切阀定子外径d＝86mm；振荡剪切阀阀口差压信号即连续波泥浆脉冲信号周期t＝1/12s；转子匀速旋转的角速度ωu＝12.56rad/s；将定转子阀口结构完全重合状态设定为振荡剪切阀初始位置，此时振荡剪切阀流通面积最大。采用实施例1所述设计方法优化后的振荡剪切阀阀口的圆弧半径r1＝6.32mm，圆弧线最大极径r2＝19mm，圆弧线最小极径r3＝16mm，直线段弯曲角β＝20.5
°
。
[0193]
参见图2，振荡剪切阀按照设定转速旋转，当转子相对定子旋转0
°
时，即定转子端面结构完全重合，振荡剪切阀的流通面积达到最大；当转子相对于定子旋转30
°
时，即定转子端面结构完全不重合，振荡剪切阀的流通面积达到最小a
min
。
[0194]
参见图3，本实施例所述扇形-半圆-圆弧振荡剪切阀能够产生相关系数高达0.9999的压力信号，差压最大值为2.49mpa，差压最小值为0.36mpa，压差为2.1mpa。
[0195]
本实施例中，对所述振荡剪切阀的变速运动状态进行优化，其优化的具体步骤为：
[0196]
参见图4，在一个变速周期te内加速时间ta与减速时间td相等，建立振荡剪切阀转速n特征式，表示为：
[0197][0198]
式中，nd为振荡剪切阀匀速阶段的转速，单位：r/min；ta为振荡剪切阀匀加速时间，单位：s；tu为变速周期，即振荡剪切阀做往复运动，历经一次加速-匀速-减速的时间，单位：s；t为旋转时间，t为振荡剪切阀阀口差压信号周期；
[0199]
建立振荡剪切阀角速度ω特征式，表示为：
[0200][0201]
根据振荡剪切阀角速度ω建立转子角位移特征式，表示为：
[0202][0203]
式中，φ为转子转角位移，即旋转角度；
[0204]
振荡剪切阀阀口圆弧线在第一象限内，以圆弧中心为分界分为上圆弧θ
1上
(r)和下圆弧θ
1下
(r)，建立上圆弧θ
1上
(r)和下圆弧θ
1下
(r)的极坐标方程分别为：
[0205][0206][0207]
式中，r为圆弧线上任一点的极径，r1为圆弧线半径；r2为圆弧线最大极径，其值为极点与圆弧线上端点或下端点连接线段的长度；r3为圆弧线最小极径，其值为极点与圆弧线中点连接线段的长度；l1为圆弧线圆心极径；为r3对应极角；nb为振荡剪切阀叶片的个数。
[0208]
建立l1、r1、r2、r3之间的关系式：
[0209]
l1＝r1 r3ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(4)
[0210][0211]
建立振荡剪切阀阀口上直线段θ
2上
(r)和下直线段θ
2下
(r)的极坐标方程分别为：
[0212][0213][0214]
式中，β为上直线段θ
2上
(r)与上圆弧θ
1上
(r)或下直线段θ
2下
(r)与下圆弧θ
1下
(r)构成的弯曲角；
[0215]
振荡剪切阀运动时形成的泥浆节流面积a(φ)为：
[0216]
[0217]
其中，
[0218][0219][0220][0221][0222][0223][0224][0225]
式中，a1为以最大极径r2和转子半径d/2为内外半径、以叶片缺口角π/nb与旋转角度φ的差角为圆心角的环形面积；a2为圆弧线与以极点o为圆心、r2为半径的圆围成的面积；a3为r2延长线、转子圆周线以及直线段围成的面积；a4为以极点o为圆心、r2为半径的圆与两直线段围成的面积；a
min
为振荡剪切阀的最小流通面积；θ1为振荡剪切阀旋转到转子直线段端点与定子直线段端点重合时的旋转角度；rj(φ)与r
max
(φ)均为中间变量；d为定子外径；
[0226]
依据薄壁刃口流体差压δp(φ)与泥浆节流面积a(φ)的变化关系，建立泥浆节流面积与流体差压之间的关系式：
[0227][0228]
式中，ρ为泥浆密度，单位：kg/m3；q为钻井液流量，单位：m3/s；cd为流量系数，取0.6～0.8；
[0229]
采用流体差压δp(φ)与标准正弦波的相关系数指标r
l
，确定振荡剪切阀变速运动的变速比p与变速周期te，完成振荡剪切阀变速运动状态优化；所述系数指标r
l
表示为：
[0230][0231]
式中，δp2(φ)为振荡剪切阀变速运动阀口波谷段差压信号；δp0(φ)为标准正弦压力波信号，t2＝t(θ1)为振荡剪切阀旋转到角度θ1时的时间，即振荡剪切阀变速运动波谷段差压信号对应的时间。
[0232]
需要说明的是，振荡剪切阀的变速运动会对振荡剪切阀阀口差压信号的形态以及相关系数产生一定影响，其中加速与减速阶段会减缓振荡剪切阀阀口节流面积的变化速
率，进而会减缓阀口部分差压信号的变化速率。参见图3，扇形-圆弧-直线振荡剪切阀阀口波谷段压差信号变化过快，波形在波谷处存在一定缺陷。因此，采用变速周期te＝t，加速与减速减缓振荡剪切阀阀口波谷段差压信号的变化速率，进而可在不影响波峰段相关系数的前提下，提高振荡剪切阀阀口波谷段差压信号相关系数。
[0233]
不同周期下振荡剪切阀阀口差压信号相关系数r、r
l
随匀速时间tu的变化关系参见图5。以图5中周期t＝1/12s时系数r、r
l
随匀速时间tu的变化为例，优选系数r
l
随匀速时间tu的变化关系曲线54峰值处的匀速时间tu＝0.075s作为最佳匀速时间，此时扇形-圆弧-直线振荡剪切阀波谷段差压信号的相关系数r
l
达到峰值0.9999，但其相关系数r未在峰值，适当调大弯曲角β至22
°
，可实现相关系数r达到峰值0.9999。因此，优选振荡剪切阀变速运动状态的最佳变速比p为1:10。
[0234]
本实施例所述振荡剪切阀，能够产生相关系数高达0.9999的连续压力波信号，具有很大的实用意义。
[0235]
实施例3：本发明提供了一种连续波发生器振荡剪切阀阀口结构设计方法，其具体步骤为：
[0236]
根据转子匀速旋转的角速度建立转子旋转角位移特征式，表示为：
[0237]
φ＝ωut
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(1)
[0238]
式中，φ为转子旋转角位移，即旋转角度；ωu为转子匀速旋转的角速度，单位为：rad/s；t为匀速旋转时间；
[0239]
圆弧线在第一象限内，以圆弧中心为分界分为上圆弧θ
1上
(r)和下圆弧θ
1下
(r)，建立上圆弧θ
1上
(r)和下圆弧θ
1下
(r)的极坐标方程分别为：
[0240][0241][0242]
式中，r为圆弧线上任一点的极径，r1为圆弧线半径；r2为圆弧线最大极径，其值为极点与圆弧线上端点或下端点连接线段的长度；r3为圆弧线最小极径，其值为极点与圆弧线中点连接线段的长度；l1为圆弧线圆心极径；为r3对应极角；nb为振荡剪切阀叶片的个数；
[0243]
建立上直线段θ
2上
(r)和下直线段θ
2下
(r)的极坐标方程分别为：
[0244][0245][0246]
式中，β为上直线段θ
2上
(r)与上圆弧θ
1上
(r)或下直线段θ
2下
(r)与下圆弧θ
1下
(r)构成的弯曲角；
[0247]
建立两圆角的极坐标方程：
[0248]
(x-x0)2 (y-y0)2＝r
02
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(8)
[0249]
式中，(x,y)为圆角所在圆上任意一点的坐标，(x0,y0)为圆角所在圆的圆心坐标；r0为圆角半径；
[0250]
建立x0、y0、l1、r0、r1、r2、r3、β多个变量之间的关系式：
[0251][0252][0253]
e＝t2 1
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(11)
[0254][0255][0256][0257][0258][0259]
式中，e、f、g、t、g、h均为中间变量；
[0260]
振荡剪切阀运动时形成的泥浆节流面积a(φ)为：
[0261][0262]
其中，
[0263][0264]
[0265][0266][0267][0268][0269]
a5＝a
51
a
52-a
53-a
54
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(24)
[0270][0271][0272][0273][0274][0275]
a6(φ)＝a
61
(φ) a
62
(φ)
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(30)
[0276][0277]
[0278][0279][0280][0281]
式中，a1为以最大极径r2和转子半径d/2为内外半径、以叶片缺口角π/nb与旋转角度φ的差角为圆心角的环形面积；a2为圆弧线与以极点o为圆心、r2为半径的圆围成的面积；a3为r2延长线、转子圆周线以及直线段围成的面积；a4为以极点o为圆心、r2为半径的圆与两直线段围成的面积；a5为圆弧线、圆角以及直线段围成的面积，分割为a
51
、a
52
、a
53
、a
54
四部分计算；a6为两圆角与两直线段围成的面积；a7为两圆角围成的面积；a
min
为振荡剪切阀的最小流通面积；θ1为振荡剪切阀旋转到转子直线段端点与定子直线段端点重合时的旋转角度；θ2为振荡剪切阀旋转到转子圆角结构与定子圆角结构相切时的旋转角度；(l,u)为圆角与圆弧的切点坐标；(v,c)为直线段与圆角的切点坐标；(j,z)、(o,k)为以旋转角度的正切值为斜率且过极点o的直线与圆角所在圆的交点坐标；(a,b)为直线段所在直线与过(j,z)和极点o直线的交点坐标；rj(φ)与r
max
(φ)均为中间变量；d为定子外径；
[0282]
依据薄壁刃口流体差压δp(φ)与泥浆节流面积a(φ)的变化关系，建立泥浆节流面积与流体差压之间的关系式：
[0283][0284]
式中，ρ为泥浆密度，单位：kg/m3；q为钻井液流量，单位：m3/s；cd为流量系数，取0.6～0.8；
[0285]
采用流体差压δp(φ)与标准正弦波的相关系数指标r，确定振荡剪切阀阀口的圆弧半径r1、圆弧线最大极径r2、直线段弯曲角β、圆角半径r0，完成振荡剪切阀阀口设计；所述系数指标r表示为：
[0286][0287]
式中，δp0(φ)为标准正弦压力波信号，t为振荡剪切阀阀口差压信号周期。
[0288]
通过本实施例所述设计方法设计的振荡剪切阀，能够产生相关系数高达0.9999的连续压力波信号，具有很大的实用意义。
[0289]
实施例4：参见图6，本发明实施例提供了一种连续波发生器扇形-圆弧-直线-圆角振荡剪切阀，相比于实施例2所述振荡剪切阀，本实施例中，振荡剪切阀在圆弧线与直线段之间加入圆角，具体地，本实施例所述振荡剪切阀包括同轴安装的转子和定子，定子与转子具有相同的叶片数和叶片阀口结构，所述叶片阀口由一条条圆弧线、两条直线段和两个圆角组成，圆角同时与圆弧线和直线段相切，叶片缺口角为π/nb，所述叶片阀口结构根据实施
例3所述设计方法确定。
[0290]
具体地，本实施例所述振荡剪切阀采用实施例3所述设计方法在以下预置条件下进行优化设计：转子和定子的叶片数为6叶片，即nb＝6，振荡剪切阀阀口圆弧线最小极径r3＝16mm，振荡剪切阀转子外径d＝76mm，振荡剪切阀定子外径d＝86mm；振荡剪切阀阀口差压信号即连续波泥浆脉冲信号周期t＝1/12s；转子匀速旋转的角速度ωu＝12.56rad/s；将定转子阀口结构完全重合状态设定为振荡剪切阀初始位置，此时振荡剪切阀流通面积最大。采用实施例3所述设计方法优化后的振荡剪切阀阀口的圆弧半径r1＝6.32mm，圆弧线最大极径r2＝19mm，圆弧线最小极径r3＝16mm，直线段弯曲角β＝22
°
，圆角半径r0＝3mm。此外，优选振荡剪切阀变速运动状态的最佳变速比p为1:10，且采用变速周期te＝t，加速与减速减缓振荡剪切阀阀口波谷段差压信号的变化速率，进而可在不影响波峰段相关系数的前提下，提高振荡剪切阀阀口波谷段差压信号相关系数。
[0291]
参见图7a-7e，振荡剪切阀按照设定转速旋转，当转子相对定子旋转0
°
时，即定转子端面结构完全重合，振荡剪切阀的流通面积达到最大；当转子相对于定子旋转30
°
时，即定转子端面结构完全不重合，振荡剪切阀的流通面积达到最小a
min
。
[0292]
参见图8，本实施例所述扇形-圆弧-直线-圆角振荡剪切阀能够产生相关系数高达0.9999的压力信号，差压最大值为2.49mpa，差压最小值为0.4mpa，压差为2.0mpa。
[0293]
具体地，参见图9，本实施例中，所述转子由6个叶片72组成，转子相连叶片之间的缺口71为π/6，转子阀口的圆弧线最小极径r3＝16mm，所述转子外径d＝76mm；所述转子中心处设计有用于扭矩传递的花键73。
[0294]
具体地，参见图10，本实施例中，定子8由6个叶片83组成；所述定子端面结构可分为内外两部分，其中内端面81部分形状与转子端面结构完全一致，外端面82部分是由定转子外径构成环形的一半组成，且环形结构均匀分布在4叶片上；所述定子中心顶部设有锥形头84；所述定子相对两叶片侧面有螺纹孔85；所述定子迎流端面叶片设有5
°
开放角86；所述定子底部中心设有传动轴安装盲孔87；所述定子外径d＝86mm。
[0295]
本实施例振荡剪切阀，能够产生相关系数高达0.9999的连续压力波信号，具有很大的实用意义。
[0296]
上述实施例用来解释本发明，而不是对本发明进行限制，在本发明的精神和权利要求的保护范围内，对本发明做出的任何修改和改变，都落入本发明的保护范围。