高温钻井液高效冷却系统设计与模拟研究

摘要

随着油气钻井越来越深，地热钻井越来越多，钻井液面临的高温问题越来越突出，在钻井过程中，对钻井液进行及时冷却并使之达到适宜的温度对于钻井安全是非常必要的。本文总结了目前常用的高温钻井液的冷却方式和特点，综合空气冷却节能的特点和采用载冷剂强制冷却高效的优势，提出了一种高温钻井液高效冷却系统，对冷却系统中空气冷却器、管壳式换热器进行设计、校核、模拟，验证了设计的可靠性，表明使用该冷却方案，能够将80 ℃、1800 L/min的高温钻井液冷却至40 ℃以下，同时还讨论了该冷却系统在不同钻井液温度、不同钻井液流量以及不同气温条件下的冷却效果。

关键词

高温钻井液; 冷却系统; 空气冷却器; 管壳式换热器; 设计与模拟

0 引言

随着我国社会发展对油气资源需求的不断增加，油气钻井越来越深，同时，在“碳达峰、碳中和”目标的引领下，地热资源的开发利用越来越多^［1］，钻井液面临的高温问题越来越突出。由于深部油气钻井深度大，地热钻井地温梯度高，井底温度可能会超过200 ℃，使得钻井液经过循环后温度会超过180 ℃，持续的高温会使泥浆性能变差、影响井下机械钻具及测试工具的使用寿命、降低机械钻速和对钻井作业的安全造成威胁^［2］。因此，在钻井过程中，对钻井液进行及时冷却并使之达到适宜的温度对于钻井安全是非常必要的。

目前，钻井液的冷却方式主要有自然蒸发冷却和冷却装置强制冷却^［2-3］。自然蒸发冷却是钻井液从井内返出地面后，通过增加钻井液的循环槽的长度，使其温度随着流动蒸发降低。在位于四川省康定县的DZK02地热预探井中，井深约900 m，井底温度可达150~160 ℃，实测混合流体温度116 ℃，钻井液的泵量1500 L/min，利用泥浆罐和污水池进行自然蒸发冷却，将井口上返最高100 ℃的钻井液冷却至35~50 ℃，但这种冷却方式由于受到钻井自然气候等条件的限制，自然温控控制钻井液温度能力十分有限，尤其是对于超深井、地热等高温钻井液温控效果不明显^［4-5］，其应用范围较窄，适用于钻井液流量较小、返回钻井液温度较低、进出井温差较小的井。强制冷却是通过外在动力循环钻井液的过程中，不断与周围设备进行热交换进而改变钻井液温度、达到温控目的^［3，5］。日本早期地热井开采主要采用风冷给钻井液降温，使用大功率风扇降低振动筛内钻井液的热量^［6］，在Kakkonda地热田的K6-2井和WD-1A井中，采用两个开式钻井液冷却塔和一个闭式钻井液冷却器用于冷却回流钻井液，可将钻井液降温20 ℃，将井眼上返的60~70 ℃的钻井液冷却至40~50 ℃^［7-8］，该冷却系统也是北美地热井高温硬岩钻井技术的一部分^［9］。美国Drillcool Inc公司研制的喷淋式换热器，在使用风机鼓入空气的同时，将冷水直接喷射到管束中加强冷却效果^［10-11］。在南得克萨斯州（Eagle Ford Shale）地热井，应用了一台NOV公司移动式全自动陆地泥浆冷却器，采用两个板式换热器给高温钻井液降温，两个板式换热器的载冷剂分别采用空气和制冷机组进行冷却，在5口井中进行测试均达到较好的冷却效果，能够将1000~2000 L/min的43~62 ℃的钻井液控制在36~38 ℃^［12-13］。此外，荷兰的Task Environmental Services公司，马来西亚的COE Limited公司和新加坡的Lynsk公司设计的钻井液冷却系统在地热和油气钻井中得到广泛的应用，钻井液从泥浆池或泥浆罐中由钻井液泵抽吸进板式换热器与冷却剂进行换热，冷却剂为冷水或海水^［11］。

此外，2020年，张贵磊^［14］设计了一款适合于海洋钻井平台的冷却器，钻井液流量为2292 L/min，设计将110 ℃的钻井液冷却至60 ℃，实际测试过程中能将50~60 ℃的钻井液冷却至40~45 ℃；2020年，李亚伟等^［15］针对在我国南疆地区深井的钻探，设计了钻井液地面冷却系统，采用板式换热器，钻井液流量为900 L/min，设计将70 ℃的钻井液冷却至40 ℃，所需的制冷机组功率为1084 kW，但是对井场发电机组负荷过大，通过降低钻井液进出口温差，增加循环次数的方式，将所需制冷机组功率降低为360 kW；国内青岛泰众能源技术有限公司的海洋泥浆冷却系统和陆地泥浆冷却系统产品，分别采用板式换热器或散热器对钻井液进行冷却^［16-17］。在我国青海共和盆地干热岩钻井中，采用湿式蒸发与干式换热相结合的方式，单级降低钻井液温度25 ℃，满足了正常的钻进要求。2020年，刘均一等^［18］提出了添加相变材料调控井筒钻井液循环温度的新方法，优选了3种相变材料，加量越大钻井液降温效果越明显，加量达12%时钻井液循环温度最高可降低约20 ℃。

综上所述，现有的高温钻井液的冷却方式中，自然冷却降温速度慢；海水冷却器无法应用于陆地；喷淋式换热器耗水量巨大；制冷机组制冷载冷剂直接对高温钻井液冷却的方式能耗高。因此，综合空气冷却节能的特点和采用载冷剂进行冷却的高效换热的优势，设计了一种高温钻井液高效冷却系统，在实时降低钻井液温度的同时，降低冷却过程所需的能耗，减轻井场发电设备的负担。

1 高温钻井液高效冷却系统的组成与工作原理

为提高能量利用率，高温钻井液高效冷却系统由3部分组成（图1），包括：钻井液一级冷却装置、钻井液二级冷却装置和温度监测装置。本文钻井液一级冷却装置关键设备采用强制风冷装置（本文选用干式空气冷却器），利用空气的温度对钻井液进行降温至55 ℃，能够以较小的电功率条件实现钻井液的冷却，但冷却温度控制较难，且冷却温度越接近空气温度换热性能越差；钻井液二级冷却装置关键设备采用闭式强制冷却装置，主要由钻井液换热器（本文采用浮头式管壳换热器）、载冷剂箱、制冷机组泵和制冷机组组成，通过载冷剂循环将钻井液进一步冷却至40 ℃，而升温后的载冷剂则在制冷机组中进行降温。该冷却方式换热效率高，能够精确地控制钻井液出口温度；温度监测装置由温度传感器及其监测装置组成。

图1  高温钻井液冷却系统

Fig.1  High temperature drilling fluid cooling system

1—钻机；2—固控设备；3—第一钻井液罐；4—第二钻井液罐；5—第一钻井液泵；6—第二钻井液泵；7—强制风冷装置；8—钻井液换热器；9—载冷剂箱；10—载冷剂泵；11—制冷机组；12—温度监测装置；13、14、15、16、17、18、19—温度传感器

高温钻井液从井口上返，经固控设备处理后进入第一钻井液罐，启动第一钻井液泵，将第一钻井液罐的高温钻井液输送至钻井液一级冷却装置，钻井液在空气冷却器的翅片管内与管外高速空气进行热交换，实现第一次冷却；随后钻井液再进入二级冷却装置，载冷剂箱内的冷却水通过载冷剂循环泵送至制冷机组降温至预设温度后进入管壳式换热器的壳程中，与管程内的冷却水进行热交换，温度降低至要求的入井温度，实现第二次冷却；冷却后的钻井液储存在第二钻井液罐中准备入井。温度监测装置监测第一钻井液罐内、第二钻井液罐内、空气冷却器进出口、钻井液换热器的进出口的钻井液温度，并由温度记录仪实时显示，为控制和调整系统参数提供依据。

2 高温钻井液高效冷却系统关键设备设计

高温钻井液高效冷却系统的关键设备是空气冷却器和管壳式换热器。设计采用Aspen EDR（Aspen Exchanger Design & Rating）软件，该软件是传热系统领域应用最广泛的换热器设计软件^［19］，拥有设计、校核、模拟等模式，可对多种换热器进行设计、校核以及模拟等计算。

2.1 工艺条件

钻井作业场地气压值为标准大气压，年平均温度为20 ℃，冷却系统钻井液入口温度为80 ℃，入井温度要求为40 ℃，钻井液在冷却系统中设计流动压力为1 MPa。

钻井液流量和热物性参数采用雄安D12地热钻井现场实际数据^［20］（见表1），假设钻井液不可压缩，密度、导热系数、比热容不随温度变化而变化。

表1  钻井液工艺参数

Table 1  Drilling fluid process parameters

参数项	参数值
流量/(L∙min-1)	1800
密度/(g∙cm-3)	1.1
动力粘度/（mPa∙s）	20
比热容/[kJ∙(kg∙℃)-1]	4180
导热系数/[W∙(m∙℃)-1]	0.58

2.2 空气冷却器的设计与校核

2.2.1 设计

管侧工艺流体为钻井液，物性方法选择用户定义。为满足陆地钻井作业的需求，采用干式空气冷却器进行第一级的钻井液冷却，无需考虑水源条件，维护费用较低。参照《空气冷却器》设计要求，对于干式空气冷却的热流体出口温度一般不低于55~65 ℃，否则将导致空气冷却器的面积过大，耗材增加^［21］，由于钻井液流量较大，为减少管内流体压力降，同时便于整机实际运输，在换热效果相同的条件下采用4片管束，为每片管束独立成一台空气冷却器。根据冷热流体设计工艺条件（表2），通过“修改输入参数、调看API表，检验能否满足换热要求”的方式，将空气冷却器的性能最优化。

表2  每台空气冷却器冷热流体设计工艺条件

Table 2  Design conditions of cold and hot fluid for each air cooler

参数类别	钻井液	空气
质量流量/（kg∙h-1）	29700	—
入口温度/℃	80	20
出口温度/℃	55	45
允许压力降[21]/kPa	50	0.2
污垢系数[21,23-24]/(m2∙℃-1∙W-1)	0.0004	0.00017

设计结果为，4台鼓风式空气冷却器并联布置，每台采用一片6 m×2.5 m的水平式管束、每片管子数344，每台采用2个直径2100 mm的自动调角风机，换热面积为151.2 m²，详细参数见表3。空气冷却器结构和管程分布见图2，空气自下而上依次给管程8至管程1内的钻井液降温。此外，设计得出空气冷却器长×宽×高约为7 m×2.5 m×5 m，应将构架高度缩短，运输至钻井现场再采取加高措施，构架高度调整为从管束底部延伸至风机底部，此时总高约3.5 m，满足国内一级至四级公路的货运运输要求^［22］，便于整机运输。为防止热风循环，应将4台空气冷却器相互连接在一起布置^［21］。

表3  空气冷却器设计结果

Table 3  Design results of the air cooler

参数项	参数值	参数项	参数值
设备数量/台	4	翅片参数
管束和构架的规格		翅片类型	L型、低翅片
管束型式	水平	翅片外径/mm	50
管束规格/m	6×2.5	翅片厚度/mm	0.4
管束实际宽度/m	2.47	翅片高度/mm	12.5
管排数	8	每米翅片数	433
管束数量	1	翅片材料	铝
管心距/mm	32	风机参数
基管总根数	344	直径/mm	2100
基管外径/mm	25	数量	2
基管内径/mm	20	整体参数
管程数	8	换热面积/m2	151.2
构架规格/m	6×2.5	风量/(m3·h-1）	5×104

图2  空气冷却器结构图和管程分布

Fig.2  Structure of the air cooler and tube distribution

2.2.2 校核

对设计进行校核，结果为：总传热系数为180.7 W/（m²∙℃），风机覆盖管束面积49.15%，管束迎风速度2.1 m/s，面积余量为10%，符合设计要求（图3），得到风机所需总功率为23.2 kW。

图3  空气冷却器校核结果

Fig.3  Check results of the air cooler

2.3 管壳式换热器的设计与校核

2.3.1 设计

为便于运输，采用两台换热器进行并联。热流体为钻井液，冷流体为冷却水，使用B-JAC物性库获取水的物性参数，物性方法采用Ideal。一般高温流体宜走管程，较脏的流体宜走管程^［25］，但由于钻井液粘度较大，走壳程时传热系数为走管程时的2~3倍，为提高换热效率，减少耗材，故选择冷却水走管程，钻井液走壳程。采用浮头式换热器，前封头采用B型，壳体为E型，后封头采用S型，换热管按转角正方形排列，便于拆卸清洁。根据冷热流体工艺条件（表4），通过“修改输入参数、调看TEMA表、检验能否满足换热要求”的方式^［26］，将换热器的性能最优化。设计结果为，公称直径500 mm，换热管长度4 m，单台换热面积56.1 m²，采用双弓形折流板，详细参数见表5。

表4  管壳式换热器冷热流体设计工艺条件

Table 4  Design process conditions of cold and hot fluid for the shell and tube heat exchanger

参数类别	钻井液	冷却水
质量流量/(kg∙h-1)	59400	90000
入口温度/℃	55	10
出口温度/℃	40	-
设计压力/MPa	1	1
允许压力降[25]/kPa	35	35
污垢系数[23-25]/(m2∙℃-1∙W-1)	0.0004	0.00017

表5  管壳式换热器设计结果

Table 5  Design results of the shell and tube heat exchanger

参数项	参数值
设备数量	2
单台换热面积/m2	56.1
壳体参数
公称直径/mm	500
前封头类型	B型
壳体类型	E型
后封头类型	S型
壳程数	1
换热管参数
数量	248
材料	碳钢
长度/mm	4000
规格/mm	Ø19×2
折流板参数
数量	24
间距/mm	130
折流板型式	双弓型
切割率%	25.25
安装方式	水平
折流板外径与壳体内径的间隙[19]/mm	3.175
折流板管孔与换热管管外径间隙[19]/mm	0.79
封条对数	1
布管方式
管程数	2
管心距/mm	25
管子排列方式	转角45°

换热器结构和换热管分布见图4，其中壳内下半部分换热管管段为管程1，上半部分管段为管程2。

图4  换热器结构及换热管分布

Fig.4  Structure and distribution of heat exchange tubes

2.3.2 校核

对以上设计进行校核，结果为：换热系数639.6 W/（m²∙℃），换热面积余量10%，无振动问题，壳程和管程压力降以及流速均满足要求（图5）。

图5  管壳式换热器校核结果

Fig.5  Check results of the shell and tube heat exchanger

流路分析结果中，各错流（B流路）、旁流（C、F流路）、泄露流（A、E流路）分率均在合理范围内^［19］，见图6。

图6  流路分析

Fig.6  Flow Analysis

此外，单台管壳式换热器所需冷却水的冷负荷为1034.6 kW，选用单台制冷量最高为1200 kW的螺杆冷水机，能效比（COP）为4.3^［27］，每台换热器采用一台冷水机，根据设计条件，所需制冷机总功率为481.2 kW。

2.4 冷却能耗分析

根据设计的高温钻井液高效冷却系统，空气冷却器能耗为23 kW；制冷机总功率为481.2 kW，冷却钻井液所需总功率为504.2 kW。如果采用制冷机组直接对高温钻井液进行强制制冷，所需冷却水的制冷量为5518 kW，若采用相同能效比的冷水机组，所需电功率为1283.3 kW。本文设计的高温钻井液高效冷却系统节省了60.7%的能耗。

3 模拟与讨论

3.1 系统冷却效果

在Aspen EDR的Simulation模式下，分别对上述设计的钻井液冷却系统中的空气冷却器和管壳式换热器的冷却效果进行模拟。

高温钻井液在空气冷却器中依次进入管程1~8逐级降温，钻井液在每管程有效管段内温度呈线性下降的趋势，最终钻井液温度从80 ℃冷却至53.65 ℃，钻井液在空气冷却器管内温度分布见图7。空气自下而上与管程8~1内的钻井液进行热交换，同一管程的同切面处空气的温度差距较小，空气在每一管程间进行约3.4 ℃的升温，最终空气温度从20 ℃上升至47.11 ℃。

图7  空气冷却器换热管内钻井液温度分布

Fig.7  Temperature distribution of drilling fluid in the heat exchange tube of the air cooler

在管壳式换热器中，钻井液从远离管程进出口处的一端进入，温度及其降幅随着水平流动距离的增加逐渐下降，钻井液温度从53.65 ℃进一步冷却至38.14 ℃，管侧冷却水从T2接口进入换热器后从换热管起点处分别流经管程1和管程2后从T1接口离开换热器，水的温度随着在有效换热管段内水平流动的增加而近线性增加，从10 ℃上升至20.2 ℃，高温钻井液最终冷却至低于40 ℃，换热器管程壳程流体的温度分布情况见图8。

图8  管壳式换热器管程冷却水和壳程钻井液温度分布

Fig.8  Temperature distribution of cooling water and drilling fluid at the shell side of the shell heat exchanger

模拟结果表明，设计的高温钻井液高效冷却系统可以将1800 L/min流量的钻井液，从80 ℃降低至38.14 ℃，使其温度达到入井需求。

模拟还得到冷却系统的压力损失。空气冷却器内钻井液的压力损失44.96 kPa，管壳式换热器壳程中钻井液的压力损失为10.45 kPa，不考虑钻井液在冷却系统管线中的压力损失的情况下，钻井液在冷却系统中总压力损失为55.41 kPa。

3.2 不同钻井液温度下系统的冷却效果

实际钻井过程中，钻井液的出井温度随着孔深和钻进工艺的不同而变化，因此对不同的钻井液温度下冷却系统的冷却效果进行模拟。在20 ℃的气温和钻井液流量为1800 L/min的条件下，随着钻井液温度的升高，冷却系统冷却后的钻井液温度也随着线形升高，空气冷却器、管壳式换热器的出口温度均有相同规律（图9）。当钻井液进入冷却系统温度为60℃时，空气冷却器出口温度为42.44 ℃，管壳式换热器的出口温度为30.94 ℃，仅使用空气冷却器就可满足要求；随着钻井液温度升高，当钻井液进入冷却系统温度达到90 ℃时，钻井液冷却后的温度达到了41.72 ℃，已经不能满足要求，当钻井液进入冷却系统温度达到120 ℃时，钻井液冷却后的温度达到了52.44 ℃，需要适当增加空气冷却器或钻井液换热器的数量、调节风机叶片角度增加风量、提高制冷机组功率和降低冷却水进入换热器的温度来改善冷却系统的冷却条件以满足要求。

图9  不同钻井液入口温度下不同冷却器的出口温度

Fig.9  Outlet temperature of different cooling system at different drilling fluid inlet temperature

钻井液进入冷却系统温度从60 ℃升高至120 ℃时，冷却系统进出口的温差从29.06 ℃增加至67.56 ℃，增加了132%，其中空气冷却器进出口温差由17.56 ℃增加至44.04 ℃，增加了150.1%，管壳式换热器的进出口温差由11.50 ℃增加至23.55 ℃，增加了105%，可见，随着钻井液进入冷却系统温度的升高，冷却系统的冷却效果也在提高，并且空气冷却器发挥主要作用（图10）。

图10  不同钻井液入口温度下不同冷却系统的冷却效果

Fig.10  Cooling effect of different cooling system at different drilling fluid inlet temperature

3.3 不同钻井液流量下系统的冷却效果

实际运行过程中，钻井液的上返流量会随着工艺的不同而变化，因此针对不同的钻井液流量对冷却系统的冷却能力进行模拟。在20 ℃的气温和钻井液温度为80 ℃的条件下，随着钻井液流量的升高，冷却系统冷却后的钻井液温度也随之升高，空气冷却器、管壳式换热器的出口温度均有相同规律（图11）。当钻井液流量为1500 L/min时，空气冷却器出口温度为50.3 ℃，管壳式换热器的出口温度为34.1 ℃，冷却量有富余，可通过减少空气冷却器和管壳式的数量、降低制冷机组功率等措施减少能耗；随着钻井液温度升高，当钻井液流量达到2100 L/min时，钻井液冷却后的温度达到了41.41 ℃，已经不能满足要求，当钻井液流量达到2400 L/min时，钻井液冷却后的温度达到了44.20 ℃，同样可通过采取上述钻井液温度过高时采取的措施来提高冷却能力。

图11  不同钻井液流量下不同冷却系统的出口温度

Fig.11  Outlet temperature of different cooling system at different dilling fluid flow rate

钻井液流量升高时，冷却系统进出口的温差从45.89 ℃降低至35.79 ℃，降低了22%，其中空气冷却器进出口温差由29.67 ℃降低至21.6 ℃，降低了27.2%，管壳式换热器的进出口温差由16.22 ℃降低至14.19 ℃，降低了12.5%，可见，空气冷却器的冷却效果受钻井液流量变化的影响更加明显（图12）。

图12  不同钻井液流量下不同冷却系统的冷却效果

Fig.12  Cooling effect of different cooling system at different drilling fluid flow rate

3.4 不同气温下系统的冷却效果

实际钻井过程中，场地的气温会发生变化，对空气冷却器的制冷效率有关键的影响，因此对不同的气温下冷却系统的冷却效果进行模拟。在钻井液出井温度为80 ℃、流量为1800 L/min的条件下，随着空气温度的升高，冷却系统冷却后的钻井液温度也随着线型升高，空气冷却器、管壳式换热器的出口温度均有相同规律（图13）。当气温为0 ℃时，空气冷却器出口温度为44.93 ℃，管壳式换热器的出口温度为32.34 ℃，冷却量有富余，也可通过减少冷却关键设备数量、降低制冷机组功率等措施减少能耗；随着气温升高，当气温达到30 ℃时，钻井液冷却后的温度达到了40.93 ℃，基本满足要求，当气温达到40 ℃时，钻井液冷却后的温度达到了43.74 ℃，需增加空气冷却器的数量和提高制冷机组功率来提高冷却系统的冷却能力以满足要求。

图13  不同气温下不同冷却系统的出口温度

Fig.13  Outlet temperature of different cooling system at different air temperatures.

随着气温升高，冷却系统的冷却效果越来越差，其中空气冷却器冷却效果降低，而管壳式换热器的冷却效果提高。当气温从0 ℃升高至40 ℃时，冷却系统钻井液进出口的温差从47.46 ℃减少至36.26 ℃，减少了24%，其中空气冷却器进出口温差由35.07 ℃减少至17.61 ℃，减少了50%，管壳式换热器的进出口温差由12.39 ℃增加至18.65 ℃，增加了51%，可见，随着气温的升高，空气冷却器发挥的作用逐渐降低，管壳式换热器发挥作用逐渐增加，当气温到达40 ℃时，管壳式换热器发挥主导作用（图14）。

图14  不同气温下不同冷却系统的冷却效果

Fig.14  Cooling effect of different cooling system at different air temperature

4 结论

（1）本文设计了一款高温钻井液二级冷却系统，适用于地热井、油气超深钻井，由四台并联的空气冷却器、两台并联的浮头式管壳换热器、两台制冷机组、两个钻井液罐、温度监测装置及管线组成，分别利用空气和冷却水对高温钻井液进行二级冷却，实现高效降温。

（2）采用Aspen EDR软件对冷却系统关键设备进行设计、校核与模拟，在设计工况条件下达到预期冷却效果，能将80 ℃、流量1800 L/min条件下的钻井液冷却至38.14 ℃，此外，相较于对高温钻井液直接进行强制制冷，节省了60.7%的能耗。

（3）钻井液进入冷却系统温度升高或流量减少，冷却系统进出口的温差都会增加，表现出冷却能力的提高，其中空气冷却器作用更加明显；当钻井液温度过高或者流量过大时，即钻井液温度超过90 ℃或者流量超过2200 L/min时，本文设计的冷却系统所选参数无法满足要求，需要增加冷却系统内的关键设备或调整设备参数。

（4）随着气温升高，钻井液出口温度线性增加，进出口温差逐渐降低，冷却系统的冷却能力下降，其中主要是空气冷却器冷却效果迅速下降，管壳式换热器冷却能力逐渐增加，当气温到达40 ℃时，管壳式换热器发挥主导作用。