随着油田的不断开发，采出液含水率逐渐上升^[1-2]。同井注采技术作为现阶段油田运用的关键技术之一，能在同一井筒内采出与注入同步进行，降低水处理循环，从而显著提升采收率^[3-4]。目前，已有诸多学者围绕井下油水旋流分离与同井注采技术现场试验开展了研究^[5-7]。围绕陆上油田井场测试，学者们研发了不同的注采系统，验证了系统高效性与运行稳定性^[8-10]。针对海上高产液量下运行难题，学者们研发大排量油水分离及处理装备，实现高产液量条件下注采工艺的高效运行，显著降低海上油田的处理压力^[11-13]。聚焦井下油水旋流分离装备的发展，学者们开展了旋流分离理论、油水分离装备的创新设计、装置结构参数的系统性优化、不同工况下的适应性分析等开展研究^[14-15]。在此基础上，为了进一步强化油水分离性能，也围绕注气强化、多级串并联及复杂介质条件下与分离装备等内容进行分析，显著提高了井下分离装备的适用性与分离性能^[16-18]。综上，学者们针对井下油水分离及同井注采技术的现场试验、数值模拟及理论分析方面已取得诸多进展，为该技术发展提供了重要的理论与试验支撑^[19-21]。但井下注采比例调控复杂，目前尚未建立泵抽吸压力与旋流器分流比的精准匹配模型，给同井注采技术的现场推广应用带来阻碍。笔者基于双泵抽吸式同井注采内部的分离场域，开展不同抽吸压力条件下流场特性及分离性能研究，基于试验及模拟数据构建采出泵与回注泵的抽吸压力与旋流器分流比之间的动态响应关系。

1 同井注采及流体域模型建立

双泵抽吸式同井注采井下分离装置主要工作原理及结构形式如图1所示。主要由采出泵、采出泵前流道、水力旋流器、回注泵、回注泵前流道部分组成。其中水力旋流分离器结构主要包含入口、溢流口、螺旋流道、柱段旋流腔、底流锥段、底流口和导流倒锥等几部分。该装置的主要结构参数如下：柱段旋流腔直径D₃为L （mm），旋流器总长L₁为9L，回注泵前流道长度L₂为24.64L，采出泵前流道长度L₃为24.64L，采出泵稳轴器长度L₄为1.55L，回注泵稳轴器长度L₅为1.55L，采出泵前流道直径D₁为1.73L，回注泵前流道直径D₂为1.73L，旋流器入口腔长度L₆为L，旋流器螺旋流道长度L₇为1.09L，旋流器柱段长度L₈为1.27L，旋流器倒锥锥段长度L₉为3L。通过两端螺杆泵的抽吸作用使内部流场产生一定的压差，在压力梯度的作用下油水混合液从入口进入，受螺旋流道和内部环形空间的影响，使液流在旋流腔内形成旋流场，由于离散相和连续相密度及粒径的不同致使密度较小的油相介质向轴线位置靠近，最终在轴线周围形成油核，经溢流管流出到采出泵前流道，在采出泵的作用下采出到地表；密度较大的水相由底流口流入回注泵前流道，经由回注泵的作用使水相注入回注层。

2 网格划分及无关性检验

采用 ANSYS-ICEM 划分装置流体域网格，六面体网格计算稳定性更优^[22-23]，因此旋流器主体及泵前端流域采用六面体网格，其余区域采用四面体。网格如图2所示。为确定网格无关性，选取 Level-1~Level-5 分别对应 896458、96578、1052687、1190848、1302568（网格数）等5个不同模型开展无关性验证，以溢流口油相体积分数为评判指标，结果如图3所示。网格数超过1190848时，溢流口油相体积分数趋于稳定，因此选取该网格数开展后续模拟。

3 数据模拟和试验方法

3.1 数值模拟方法

3.1.1 数学模型

在数值模拟过程中油、水两相的连续性方程分别为

式中，α_c为连续相（水）的体积分数；ρ_c为连续相（水）的密度，kg/m³；u_c为连续相（水）的速度，m/s；α_d为离散相（油）的体积分数；ρ_d为离散相（油）的密度，kg/m³；u_d为离散相（油）的速度，m/s。

3.1.2 边界条件

模拟采用双精度模式，多相流方法采用“欧拉-欧拉”方法，选用混合相模型，湍流模型为 RSM^[24-25]。入口为水相和油相的混合液，水相为连续相，油相设为离散相。水相的密度为998.2 kg/m³，黏度为1.003 mPa·s，油相的密度为850 kg/m³，黏度为1.03 Pa·s，油滴粒径为300 μm，油相体积分数为2%，入口为速度入口，流量为4 m³/h，出口为压力出口，壁面采用标准壁面函数。求解格式为二阶迎风格式，收敛精度设为1.0×10^-6，选择Coupled算法作为压力-速度耦合算法。整体采用稳态计算，壁面采用无滑移，不可渗透边界。

3.2 试验方法

为验证数值模拟的可靠性，按图4所示的试验工艺构建双泵抽吸式同井注采试验系统，开展不同抽吸压力条件下分流比的试验。试验时，油水两相分别存放在油罐和水罐中，通过螺杆泵和柱塞泵定量注入至静态混合器进行混合，随后混合液进入试验测试样机。通过两个螺杆泵的抽吸作用，混合相在旋流器内分离，重质相通过回注泵流入循环罐中，轻质相通过采出泵进入废液循环罐中。每组试验重复3次，以降低试验误差，获取可靠的抽吸压力与分流比的具体数值。

4 结果讨论

4.1 速度场分布特性

速度场是决定旋流分离性能的关键场域，可反映流体瞬时速度矢量分布，流速过小无法形成有效涡旋，过大则易造成油滴乳化，均会降低分离效率。轴向速度主导流体轴向运移，为探究抽吸压力对轴向速度场的影响，设定入口压力为 8 MPa、回注端压力为 7.92 MPa、入口流量为 4 m³/h，选取 5组边界条件（Δp）开展分析，结果见图5。由图5可知，轴向流速突变集中于溢流管段，过流面积骤减使其成为流体域轴向速度最大值区域，最大轴向速度随 Δp 增大由 4.8 m/s 升至 17 m/s；采出端、分离端轴向速度均随 Δp 增大递增，旋流器内轴向速度亦随 Δp 显著提升，放大轴向位置-500~-320 mm的速度分布图，在采出端较大的压差伴随着更高的速度；中心轴线处轴向速度越高，越利于油相向采出端运移，提升分离效果。

切向速度产生的离心力是旋流器非均相介质分离的核心前提，为水力旋流器中对分离影响最显著的速度分量。z=150 mm 截面切向速度径向分布见图5（b），受壁面无滑移边界条件影响，壁面处速度为 0 m/s，距壁面 2 mm 处达到最大值，随径向位置向轴线靠近逐渐减小，整体呈轴对称分布；切向速度随 Δp 增大显著升高，因 Δp 增大使旋流器内分离能量提升，进而驱动切向速度增大。

4.2 分离场域的涡流分布

涡是流体流动中一种典型现象。 Q 判据是识别涡流的关键判据之一，其是由反对称涡张量与对称应变率张量组成^[26]。 图 6 为不同压差下的全分离场域 Q 值云图。 由图 6（a）可知，在分离端旋流器锥段，在径向上涡所具有的能量由壁面向轴心递增; 在轴向上涡所具有的能量向下递减。 以 Δp 为 0.11 MPa 时为例，Q 值由壁面处的 0 s^-2 递增至轴心处的 22263. 2 s^-2; 由旋流器上腔段的 37105. 3 s^-2 递减至底端的 12368. 4 s^-2。 随着 Δp 的增大旋流场内涡所具有的能量也逐渐增大，同一点内 Q 值由 Δp 为 0.03 MPa 的 19789. 5 s^-2 升高至 Δp 为 0.2 MPa 的 23500 s^-2。 这是由于随着抽吸压差 Δp 的增大，旋流器内的压降增大，用于分离的能耗升高，涡所具有的能量也同步升高。 混合相介质在溢流管入口处有一片 Q≤0 的区域，当 Q≤0 时表示该区域以应变速率或黏性应力主导，随着压差 Δp 的增大，由黏性应力主导的流动区域也随之变大，该区域的最大径向直径由 Δp 为 0.11 MPa 的 16.46 mm 增大到 0.2 MPa 的 21.32 mm。 这是由于该处压力梯度的剧烈变化，溢流管形成低压区，溢流管入口处的流体未能形成局部涡流就涌入溢流管内，致使在强湍流场域中出现一片由黏性应力主导的区域，因此适当增大压差可减少该处涡流的形成而进一步降低压力损失。 由图 6（b）可知，在采出端和回注端随着抽吸压差 Δp 的增大，涡充分发展，在空间结构上由涡张量主导的流体分布越广。 这是由于随着抽吸压差 Δp 的增大，场域中流体的速度增大，流体速度矢量的旋度也越大，涡发展的也越广。 在旋流器底流口出口处，Q 值较大，在 Δp 为 0.11 MPa 时该处 Q 值达 18467 s^-2，涡具有的能量较大。

图7是为轴向位置z=540 mm和z=640 mm的涡量云图和涡线图以及该处的径向位置切向速度与流线。从图7中可以看出该处有不规则的径向涡，从径向看在A处时该区域切向速度中间处达最大值，两侧降低，推断该处涡应为准自由涡；在B处切向速度从中间往两侧递增，因此该处为准强制涡；同理C处为准自由涡；D处为准强制涡。从轴向看，随着流体旋进，涡的能量逐渐耗散，切向速度最大值由0.164 m/s降低至0.096 m/s。此处流场较复杂的原因是旋流器底流出口形式复杂的同时流体还伴随着径向的旋转，因此有着多种涡组成的湍流涡存在，且该处涡携带能量较大，导致该处能量损失加剧。

4.3 分离场域压力特性

水力旋流器以压力损耗为代价实现相分离，压力场的合理分布对分离效率与能耗调控至关重要。在入口压力为8 MPa，选取抽吸压差Δp为0.03、0.06、0.11、0.14、0.2 MPa的5组边界条件。在流体域上取50个径向截面，各个截面上的平均压力如图8所示。由图8可知，整体轴向压力呈先增大后减小的趋势，在分离端是整个装置压力最大的区域；取分离端压力最大值与回注端出口压差Δp_j，Δp_j值可以评估压力能转换为流体向回注端运移动能的能力。在Δp由0.03 MPa升至0.2 MPa时，Δp_j由0.03 MPa降至0.009 MPa。随着Δp的升高，Δp_j逐渐降低，压力能转换向回注端运移的动能越小，可促使油相介质向采出端运移，有利于混合介质分离。

采出、回注泵前流道轴向压力基本无变化，取z=-520 mm等5个典型截面分析Δp=0.11 MPa时的压力分布：稳轴器前的截面Ⅰ、Ⅸ因流道变截面增速减压，压力最小值分别为7.7、7.8 MPa；截面Ⅱ压力由中心向周向先微升后略降，截面Ⅲ压力沿径向壁面向轴心递减，含湍流涡的截面Ⅷ压力分布不规则。在采出泵前端流道和回注泵前端流道内轴向压力几乎没有变化，而在整个流体域上选择5个截面，截面位置分别为z=-520 mm（截面Ⅰ）、z=-80 mm（截面Ⅱ）、z=150 mm（截面Ⅲ）、z=650 mm（截面Ⅷ）、z=950 mm（截面Ⅸ）。分析Δp=0.11 MPa时的压力云图：截面Ⅰ和截面Ⅸ压力分布特征一致，变截面处为压力最小值，分别为 7.7、7.8 MPa，这是由于稳轴器前流道截面变化导致流体增速减压；截面 Ⅱ压力由中心 7.711 MPa 向周向先升 1 kPa 再降 2 kPa，这是由于中心高速低压、径向速度递减引发局部压力升高，最终，随着半径的进一步增加，速度和压力趋于稳定，压力恢复到周围环境的水平；在截面Ⅲ处，压力沿径向从壁面的7.84 MPa逐渐减小至轴心处达到最小值7.83 MPa；在截面Ⅷ处存在湍流涡，所以压力呈不规则分布。

4.4 压力与分流比的关系

分流比是水力旋流器两出口流量分配的关键参数，其合理调控对同井注采现场应用至关重要。旋流器分流比无法直接调控，需通过调节泵抽吸压力间接实现，为了建立泵的不同功率所产生的压力条件与分离端旋流器分流比关系的数学模型，通过模拟验证不同出口边界压差，控制压差小于等于0.3 MPa，具体参数及结果如表1所示。

采用二阶多项式回归方式建立分流比与采出端压力和回注端压力的数学模型。回归分析过程中，通过调整评价指标对应系数及回归函数的常数项，在合理误差范围内获得结构最优、形式简单并有较好相关性的回归函数式为

式中，x₁为采出端压力；x₂为回注端压力；y为分流比。

图9为回归模型的回归平面图。由上述数据可以发现，采出端和回注端压差与分流比的强关联性，通过压差分别为0.1和0.12 MPa的两组数据发现，在不同的压力下分流比几乎一致。因此在4 m³/h的条件下，进行低出口压力情况下的数值模拟，具体数值如表2所示。

可以发现在低出口压力下保持采出端和回注端压差一致，分流比也几乎一致。由于室内试验很难达到井下8 MPa的工作压力，因此借助压力表测得的采出端与回注端的压差以及对应的分流比与所得的拟合方程进行验证，调节回注泵与采出泵电机转速，使溢流分流比达到40%、35%、30%、25%、20%，测得采出端和回注端的压差分别为0.139、0.118、0.108、0.077、0.052 MPa，试验数据与拟合公式对比如图10所示。试验结果与拟合曲线的平均误差为1.2%，从图10中可以看出试验结果与仿真拟合的公式具有较好的一致性。

由图10可知，油相分离效率E_z随压差的增大而逐渐增大，在Δp=0.11 MPa后缓慢增加；分离端底流口分离水相的效率E_f越高，分离的综合效益越高。底流口的水相分离效率E_f随压差的增大而逐渐减小，Δp=0.11 MPa时E_f由70.59%降低至Δp=0.12 MPa时的61.89%，降幅明显。这是由于随着压差的增大，分离端内部切向速度增大，致使离心力增强；同时随着压差的增大，溢流分流比也逐渐增大，致使流体介质更易于向溢流口运移，分离腔内切向速度与溢流分流比会对分离效率产生交互影响。综合油相分离效率和水相分离效率，在研究范围内抽吸压差为0.11 MPa时达效率最佳值97.24%。

5 结论

（1）随着采出端与回注端压差增大，分离端内部切向速度增大、溢流分流比也逐渐增大；分离端压力最大值与回注端出口压差降低，油相更易于向溢流口运移。

（2）适当增大压差可减少旋流器溢流管入口区域涡流的形成进而降低压力损失；在分离端底流出口处有着多种涡组成的湍流涡存在，该处涡携带能量较大，导致该处能量损失加剧。

（3）分流比与泵的抽吸压力间存在交互效应，理论预测结果与试验结果呈现出了较好的一致性。在4 m³/h的工况下，抽吸压差为0.11 MPa时，分离效率达最大值97.24%。

参考文献