非定常气动重锤震源系统的动态特性研究

非定常气动重锤震源系统的动态特性研究
蒋发光;刘晓宁;李进付;梁政
【摘要】基于气体动力学理论,采用连续过程离散化方法,建立了气动系统动态数值模型,得到了冲击时刻冲击锤的速度,提出了基于动态过程研究的冲击能量计算方法.分别研究了气管管径、冲击锤行程与冲击能量的关系.研究结果表明,冲击能量随管径的增大先增大后减小,随冲击锤行程的增大线性增大.该方法可为计算重锤震源冲击能量、优选气管管径、确定冲击锤行程提供参考.
【期刊名称】《中国机械工程》
【年(卷),期】2016(027)010
【总页数】5页(P1303-1307)
【关键词】重锤震源;气动系统;非定常;高压气体;冲击能量
【作者】蒋发光;刘晓宁;李进付;梁政
【作者单位】西南石油大学,成都,610500;石油天然气装备教育部重点实验室,成都,610500;西南石油大学,成都,610500;石油天然气装备教育部重点实验室,成都,610500;中国石油化工集团公司胜利石油管理局钻井工艺研究院,东营,257017;西南石油大学,成都,610500;石油天然气装备教育部重点实验室,成都,610500【正文语种】中文
【中图分类】TH138;P631.1
重锤震源的经济、环保、方便移动、不存在震源和仪器不同步问题等特点[1-2]使其成为浅层地质勘探的重要设备[3]。

国内外学者针对重锤震源开展了大量研究，
Sallas[4]、Lebedev等[5]研究了基板与地层的失耦问题；王鸿雁等[6]研究了重锤震源控制系统问题；张永刚等[7]研究了气缸压力稳定性问题。

目前，针对气动重
锤震源系统的动态特性研究鲜见报道，难以准确计算重锤震源的冲击能量。

然而，重锤震源产生足够大的冲击能量是获得合格地震资料的前提[8]，所以对气动重锤
震源系统动态特性的研究成为目前亟待解决和完善的问题之一。

本文首先在分析重锤震源气动系统气体流动过程的基础上，基于气体动力学理论，采用连续过程离散化[9]方法，建立了气动系统非定常高压气体流动过程的动态计算模型。

然后，应
用迭代算法求解冲击时刻既定结构冲击锤速度，获得重锤震源冲击能量，并与目前常规算法计算结果进行比较。

最后，分别研究了气管管径、冲击锤行程与冲击能量的关系。

气动重锤震源系统的工作原理如图1所示，储气罐为供压元件，气缸为执行部件，冲击锤为执行机构，二通接头、手动截止阀Ⅰ为气源补充装置(如氮气瓶)提供连接接口和管路启闭控制。

在重锤震源运输过程中和冲击作用前，冲击锤被悬挂机构悬置。

气动系统的一个完整工作周期分为开阀充压、非定常高压气体流动和反压回收三个阶段。

开阀充压过程时打开手动截止阀Ⅱ，氮气通过气管由储气罐流经储气罐接头、手动截止阀Ⅱ、三通接头和气缸接头到达气缸；非定常高压气体流动过程中，冲击锤被释放且在高压气对气缸活塞产生的推力和自重作用下快速推出后冲击砧台；当冲击结束后，借助锤头回收装置将冲击锤回收至初始位置并依靠悬挂机构悬置，同时将气缸内的氮气压回到储气罐内，完成反压回收过程。

冲击锤的冲击能量是保证冲击效果的首要条件，为此，重点研究气动系统的开阀充压和非定常高压气体流动过程以获得重锤震源冲击能量的计算方法。

结合气动重锤震源系统的工作原理建立其物理模型，如图2所示。

图2中，Dp为连接气管的直径，lp为连接气管的长度，Dc为气缸的直径，Sn为冲击锤位移，mm；Vg为储气罐容积，Vp为连接气管容积，Vcn为气缸实际工作容积，L；
pgn为储气罐工作压力，pcn为气缸气体工作压力，MPa；u1n、u2n分别为进
气流速和排气流速，m/s；M为冲击锤质量，kg。

气动系统结构较为复杂，在研究时对其进行必要的假设：连接气管较长，三通接头等管径一致且使用数量较少，忽略三通接头对气体流动的影响；开阀充压和非定常高压气体流动过程作用时间短，忽略工作过程中的气体泄漏；由于气动系统在工作过程中的实际状态介于绝热和等温之间，很多参数难以在设计阶段确定，导致绝热过程分析非常复杂，同时气动系统的氮气质量约9 kg，即使在大温差下散失的热
量相对于冲击能量设计目标60 kJ仍然很小，故将非定常高压气体流动过程简化为等温过程；忽略氮气重度的影响[10]。

2.1 开阀充压过程的气体状态分析
开阀充压过程中，冲击锤、气缸活塞杆被悬置，冲击锤速度v0、加速度a0、位移S0均为0，气体从高压储气罐经连接气管向定工作容积的气缸充气，直至达到新
的平衡状态，该过程视为定边界气体流动问题。

理想气体的压力与体积的乘积在恒温下按定值处理，而实际气体在某些温度、压力范围内，压力与体积的乘积变化很大，用气体压缩因子的变化来表示[11]。

重锤震源应用环境的最大温度范围为-30～80 ℃[12]，而研究的气动系统最大绝对压力为6.1 MPa。

依据实际气体状态方程[11]和气体通用压缩因子图[13]，当气温为-30 ℃时氮气压缩因子变化最大，其变化率为2%。

故可认为氮气状态方程为ptVt=C，pt为氮气绝对压力，MPa；Vt为氮气体积，L；C为定值常数。

气动系统气体平衡方程为
式中，pa为大气压力，其值为0.1 MPa；p为储气罐内初始压力，MPa；p′为气
管和气缸内初始压力，MPa，ps为开阀充压过程终了时的气动系统压力，MPa。

2.2 非定常高压气体流动过程的气体状态分析
非定常高压气体流动过程是从开阀充压过程结束时冲击锤被释放到冲击锤与冲击砧台之间的动边界气体流动过程。

该过程中气缸有效工作容积不断增大，气动系统的
气体压力与流量连续变化，且气管内气体的阻力系数随进口气体流速实时变动。

因此，采用连续过程离散化的思想[9]，假定在短暂时间步长内进出口的氮气压力和流量分别保持不变。

2.2.1 连接气管压差公式
图2所示的气动重锤震源系统的物理模型，气管进排气口的气体压力分别为储气罐和气缸的气体压力。

等温状态下，氮气在等截面气管中考虑摩擦时的动量微分方程[14]为
式中，ρ1n为进口氮气密度；λ为气管阻力系数，连接气管为等截面光滑管，其阻力系数λ可按不可压缩流体选取[14]。

由等温、等截面摩擦管连续性方程和状态方程[14]可知pgnu1n=pcnu2n。

不考虑氮气泄漏时，工作氮气质量为定值，气管进口氮气动态密度与压力之间的关系如下：
式中，m为氮气质量，g；k为氮气密度与压力之间的比例因子，k=12.5
g/(L·MPa)。

由式(2)、式(3)可得连接气管压差公式：
依据莫狄图与相应经验公式[15]，得到气管阻力系数λ与雷诺数Re之间的关系。

计算过程中采用试凑法[10]，即先假定阻力系数λ，估算出流速，并计算出雷诺数Re，再根据雷诺数Re所在范围对阻力系数λ的值进行校正，直至满足要求。

2.2.2 非定常高压气体流动过程数值模型
应用氮气状态方程和压差公式(式(4))，建立图3所示的非定常高压气体流动过程迭代模型，储气罐和气缸内气体初始压力pg0、pc0设定为开阀充压过程终了时气动系统压力ps；Δt为迭代步长，s；an为冲击锤加速度，m/s2；vn为冲击锤速度，m/s；Sc为冲击锤行程，mm；η为气缸效率，一般取0.7～0.95[15]，为保证足够的设计能量，η取0.7。

计算流程如下：①依据上一迭代步获得的气缸气体压力pc(n-1)计算冲击锤加速度an，迭代步内将加速度an视为定值，计算出冲击锤速度vn、位移Sn作为下一迭代步的输入数据。

②如果冲击锤位移Sn大于或等于冲击锤行程Sc，则重锤震源
动能即为冲击能量，获得重锤震源冲击能量E=Mvn2/2，终止迭代计算；反之，
依据冲击锤位移Sn计算气缸工作容积Vcn。

③依据上一迭代步获得的储气罐气体压力pg(n-1)和气缸气体压力pc(n-1)，应用压差公式计算进口氮气流速u1n。

④依据进口氮气流速u1n求得储气罐在该迭代步损失的气体量，应用氮气状态方程
求解储气罐气体压力pgn，并作为下一迭代步的输入数据。

⑤依据进口氮气流速
u1n求得出口氮气流速u2n，进而求得气缸在该迭代步内增加的气体量，结合步
骤②所求得的气缸工作容积Vcn应用氮气状态方程求解气缸气体压力pcn，并作
为下一迭代步的输入数据。

经上述对气动系统气体流动过程的分析，通过迭代获得基于非定常高压气体动态过程研究的重锤震源冲击能量E，为重锤震源的设计计算提供参考。

以某型号气动重锤震源系统为例，设计冲击能量E=60 kJ，预定气管管径Dp=51 mm，气管长度l=10 m、预定冲击锤行程Sc=675 mm，冲击锤质量M=535 kg，储气罐体积Vg=120 L，气缸缸径Dc=200 mm，气缸预留气体长度lc=82.5
mm(lc不得小于40 mm)，大气压力pa=0.1 MPa，初始状态储气罐的压力p=6 MPa，气管与气缸内的压力p′=0。

3.1 动态算法与常规算法比较
为简化计算，在现行的重锤震源设计中通常将冲击锤冲击过程中气缸内压力p视
为定值，冲击能量采用η/4)Sc[16]计算，其中，压力p为依据理想气体状态方程
在气缸内气体体积最大时算得的平均压力。

对现行常规算法和动态算法进行比较分析时，气缸缸径Dc按照缸径序列80～250 mm取值，冲击锤行程Sc按450～650 mm取值，气缸效率η按0.7和0.95分别取值。

经计算得到如图4、图5所
示冲击能量差值E′的变化曲线。

计算结果表明，现行的常规算法得到的冲击能量
值大于非定常高压气体动态算法得到的冲击能量值，常规算法与动态算法的计算冲击能量差值随冲击锤行程的增大而线性增大；气缸缸径或气缸效率越大，冲击能量差值越大；缸径为200 mm、行程为650 mm时，两种方法计算的冲击能量相差6.7～11.8 kJ；缸径为250 mm、行程为650 mm时，两种算法计算的冲击能量
差值为19.7～31.4 kJ，说明过于理想化的现行常规算法计算冲击能量过大，会导
致实际结构的冲击能量输出达不到设计要求，因此，现行常规算法不能满足重锤震源设计。

3.2 气管管径优选
气管管径既影响气体在管内的流动，又因为是气管体积的决定因素从而影响非定常高压气体流动过程的初始压力，所以气管管径的选择对重锤震源冲击能量的影响十分重大。

为此，在前述气动系统动态过程研究的基础上对气管管径与冲击能量之间的关系进行研究，得到最佳管径以使既定结构的冲击能量最大。

在10～80 mm范围内，选用某公司提供的气管公称内径参数作为管径序列，得
到气管管径与冲击能量之间的关系曲线，如图6所示。

随着连接气管管径的增大，系统的冲击能量呈现先增大后减小的趋势，气管管径Dp=64 mm时取得最大冲击能量值62.8 kJ。

3.3 确定冲击锤行程
冲击锤行程越短，重锤震源整体高度越低，结构越稳定。

在最优管径下对冲击锤行程与冲击能量之间的关系进行研究，以确定满足冲击能量条件下最短冲击锤行程。

当气缸确定后，冲击锤行程与气缸预留气体长度之和为定值。

增大冲击锤行程，初始气缸工作容积减小，相应的非定常高压气体流动过程初始压力增大，从而冲击能量增大。

所以，要确定满足设计要求的最短冲击锤行程，只需以冲击能量E≤60 kJ 为终止条件进行计算。

已知气缸最小预留气体长度为40 mm，以10 mm为增长
间隔，得到气缸预留气体长度与冲击能量之间的关系曲线如图7所示。

由图7可
以看出：随着气缸预留气体长度的增大，冲击能量呈线性递减趋势，相应的冲击锤行程与冲击能量之间为线性递增关系；最大冲击能量在lc=40 mm处取得，为66.4 kJ；满足设计冲击能量的最长气缸预留气体长度为110 mm，相应的最短冲击锤行程为647.5 mm，取整为648 mm。

(1)现行常规算法获得的冲击能量大于非定常高压气体动态算法，最大差值可达约50%；冲击能量差值随冲击锤行程增大线性增大，同时随气缸缸径或气缸效率增
大而增大；现行常规算法不能满足重锤震源设计。

(2)随着连接气管管径的增大，系统的冲击能量先增大后减小，采用非定常高压气
体动态算法算得管径Dp为64 mm时获得最大冲击能量为62.8 kJ。

(3)冲击锤行程与冲击能量之间为线性递增关系，既定的压力条件与计算条件下冲
击锤行程需达到648 mm才能实现冲击能量60 kJ的设计要求。

【相关文献】
[1]张陆军，赵宝军，张庆红，等.重锤激发技术在哈萨克斯坦北部地震项目中的应用[J].石油地球物理勘探，2008，43(增2)：74-76.
Zhang Lujun, Zhao Baojun, Zhang Qinghong, et al.Application of Weight-drop Shooting Technique in Seismic Project of Northern Part of Kazakhstan[J]. Oil Geophysical Prospecting, 2008, 43(S2): 74-76.
[2] 魏德举，许保安，王德润，等.重锤激发技术在表层调查中的应用[J].中国煤炭地质，2013，
25(1)： 40-43.
Wei Deju, Xu Baoan, Wang Derun, et al. Application of Thumper Shot Technology in Near Surface Prospecting[J]. Coal Geology of China, 2013, 25(1): 40-43.
[3] Natasha H， Nabeel Y，Terry V. Minimal-impact Seismic Acquisition：Successful Imaging Using an Accelerated Weight Drop System[C]//71st EAGE Conference & Exhibition Incorporating SPE EUROPEC，Section 3. Amsterdam，2009：S007-1.
[4] Sallas J J.Seismic Vibrator Control and the Downgoing P-wave[J]. Geophysics，1984，49(6)：732-740.
[5] Lebedev A V， Beresnev I A， Vermeer P L. Model Parameters of the Nonlinear Stiffness of the Vibrator-ground Contact Determined by Inversion of Vibrator Accelerometer Data[J]. Geophysics，2006，71(3)：H25-H32.
[6] 王鸿雁，肖文生，崔学政，等.一种车载式锤击震源控制系统设计[J].液压与气动，2012(12)：61-64.
Wang Hongyan, Xiao Wensheng, Cui Xuezheng, et al. A Control Systems Design for Truck Mounted Hammer Source[J]. Chinese Hydraulics & Pneumatics, 2012(12)：61-64.
[7] 张永刚，王永芳，吴伟，等.脉冲震源加压汽缸压力分析及稳定性研究[J].物探装备，2014，24(3)：178-181.
Zhang Yonggang, Wang Yongfang, Wu Wei, et al. The Instability Analysis and Study about the Compressed Gas Pressure in the Cylinder for the Pulse Hammer Vibration[J]. Equipment for Geophysical Prospecting, 2014, 24(3): 178-181.
[8] 白杰，彭德丽，马力强，等.加速型重锤震源在浅层油气勘探中的探索及应用[J].地球物理学进展，2014，29(6)：2628-2634.
Bai Jie, Peng Deli, Ma Liqiang, et al. Accelerated Weight Drop (AWD) Seismic Source and Its Application in the Exploration of Shallow Target Layer[J]. Progress in Geophysics, 2014, 29(6): 2628-2634.
[9] 谢安桓，高院安，周华.高压气体系统管道流动研究与实验分析[J].液压与气动，2008(9)：67-70.
Xie Anhuan, Gao Yuanan, Zhou Hua. Pipe Flow Study and Experimental Analysis on High Pressure Gas System[J]. Chinese Hydraulics&Pneumatics, 2008(9): 67-70.
[10] 童景山.流体热物性学——基本理论与计算[M].北京：中国石化出版社，2008.
[11] 中华人民共和国国家质量监督检疫总局，中国国家标准化管理委员会.GB/T 21708-2008 干热沙漠环境条件电工电子设备通用技术要求[S].北京：中国标准出版社，2008.
[12] 麦瑶娣.工程设计中气体压缩因子确定方法[J].化工设计， 2006，16(1)：17-18.
Mai Yaodi. Determination Method of Gas Compression Factor in Engineering Design[J]. Chemical Engineering Design, 2006, 16(1): 17-18.
[13] 李文科.工程流体力学[M].合肥：中国科学技术大学出版社，2007.
[14] 张洪流.流体流动与传热[M].北京：化学工业出版社，2002.
[15] 成大先.机械设计手册第5卷[M].5版. 北京：化学工业出版社，2009.
[16] 赵志勋，白杰.RXL8-2700型重锤脉冲震源性能分析[J].物探装备，2012，22(4)：276-279. Zhao Zhixun, Bai Jie. Performance Analysis of RXL8-2700 Weight Drop Source[J]. Equipment for Geophysical Prospecting, 2012, 22(4): 276-279.。