戚曉寧

海洋石油工程股份有限公司，天津 300451

一般油氣田的設計壽命為20～30年，閥門一旦出現(xiàn)事故，又無法回收維修，這將直接影響到后期油氣田生產(chǎn)的安全。本文針對工程實例，首先對出現(xiàn)液壓失效事故閥門的執(zhí)行機構的蓄能器數(shù)量和膨脹液路徑進行了設計、優(yōu)化，而后采用伯努利方程和通過CFD建模對優(yōu)化后的執(zhí)行機構進行理論分析和有限元分析，并對分析結果進行對比驗證，結果表明，失效閥門在優(yōu)化后經(jīng)過快速打開操作不會出現(xiàn)執(zhí)行機構失效事故，從而驗證了優(yōu)化的可靠性。該研究對類似工程項目有一定的借鑒意義。

1 理論分析

南中國海某氣田開發(fā)項目水下管匯上有一臺液壓控制的水下閥門[4]，目前無法進行關閉操作，只能保持打開狀態(tài)，初步判斷該閥門的執(zhí)行機構失效。圖1是該項目所使用水下閥門的執(zhí)行機構[5-6]，閥門執(zhí)行機構中有兩種液體，一種是液壓油（HW443R），其用于驅動閥門的開關；另一種是膨脹液（HD-EO），其用于平衡執(zhí)行機構彈簧腔內(nèi)外壓差[7-8]。執(zhí)行機構的彈簧腔頂部設置有雙向安全閥，安全閥設定的泄放壓力為350 kPa，海水進入壓力為700 kPa。

圖1 水下閥執(zhí)行機構示意

1.1 計算原理

先從理論角度[8-9]給出膨脹液在執(zhí)行機構中流動時產(chǎn)生壓力差的計算公式。通常情況下，液體流動均滿足伯努利方程：

式中：?P為兩點的壓差；ρ為流體的密度；h1為點1的高度；h2為點2的高度；v1為點1的速度；v2為點2的速度；g為重力加速度；hw為壓頭損失。

如圖2所示，當流體為理想流體時，hw=0。但對于水下閥門，執(zhí)行機構彈簧腔里面的壓力差是由流體黏度引起的管道對流體產(chǎn)生的沿程阻力和局部阻力構成的，因此執(zhí)行機構里面的膨脹液不能被認為是理想流體。

圖2 伯努利方程示意

因此hw應該等于由流體黏度引起的沿線阻力和局部阻力之和：

沿程阻力hf：

式中：λ為沿程阻力系數(shù)；Re為雷諾數(shù)；μ為流體黏度；v為流體流動系數(shù)；l為沿程長度；d為內(nèi)徑。

局部阻力hj：

式中：ξ為局部阻力系數(shù)，通過查表可以得到其經(jīng)驗數(shù)據(jù)。

可以假設閥門執(zhí)行機構彈簧腔與蓄能器之間沒有高差，因此h2=h1。假設蓄能器為大空間，流體進入速度ν2為0。通過式（1） ～（4） 可以得到壓差為：

在計算時，由于閥門操作時間、管道內(nèi)徑和液體流量可以由測量得出，因此通過計算可得到流體的流動速度；開關閥門的操作時間越短，膨脹液的流動速度就越大，因而導致彈簧腔內(nèi)的壓差也越大；液體黏度也隨著環(huán)境溫度的變化而明顯變化。由此可以計算出不同時間、不同環(huán)境溫度下的壓差，進而給出閥門在極限操作速度和環(huán)境溫度下的可靠性判斷。

1.2 計算參數(shù)

（1）執(zhí)行機構的基本參數(shù)。圖3為某5-1/8 in（1 in=25.4 mm）水下閥門執(zhí)行機構彈簧腔到蓄能器之間管道的主要尺寸。第一段管內(nèi)徑為15 mm，第二段管內(nèi)徑為16 mm，第三段管內(nèi)徑為14 mm，第四段管內(nèi)徑為30.3 mm。

圖3 水下閥執(zhí)行機構主要尺寸

（2）膨脹液主要輸入?yún)?shù)。水下閥門執(zhí)行機構所用膨脹液為HD-EO，其主要參數(shù)見表1。

表1 膨脹液主要參數(shù)

（3）其他參數(shù)[9]。關于5-1/8 in水下閥門執(zhí)行機構的其他參數(shù)見表2，其中局部阻力系數(shù)是通過查表得到的。

表2 其他主要參數(shù)

1.3 計算結果

通過計算可得表3所示的結果，可見執(zhí)行機構內(nèi)的相對壓力與操作時間成反比，操作時間越長，流體在液壓管內(nèi)流動的速度越小，由其引起的阻力也越小。執(zhí)行機構內(nèi)的相對壓力與環(huán)境溫度成反比，環(huán)境溫度越低，流體的運動黏度越大，由其引起的沿程阻力和局部阻力越大，所以壓差也越大。

表3 閥門執(zhí)行機構在不同操作時間和溫度下所對應的壓差/kPa

2 有限元分析

2.1 參數(shù)輸入

為了方便計算結果的比較，水下閥門機構的關鍵參數(shù)與上面所取參數(shù)相同，并且在模型參數(shù)的輸入過程中，使用了同樣的參數(shù)和系數(shù)。

2.2 有限元模型的建立

水下閥門執(zhí)行機構彈簧腔的壓力差主要是由膨脹液在進入蓄能器時產(chǎn)生的沿程阻力和局部阻力以及因速度變化而產(chǎn)生的勢能導致的。在有限元模型建立時[4,10-11]，由于彈簧腔和蓄能器是標準的圓柱形，同時也為了加快計算速度，因此建立四分之一的執(zhí)行機構彈簧腔和其蓄能器的有限元模型，即可滿足有限元分析要求。然后對該模型進行網(wǎng)格劃分，由于壓差主要由管道阻力和管口的突然變形造成，因此對該部位的網(wǎng)格劃分更細一些。有限元模型及網(wǎng)格劃分如圖4、圖5所示。

圖4 有限元模型

圖5 網(wǎng)格劃分

2.3 載荷及邊界條件的設定

質(zhì)量流量隨操作時間的增加而變大，假設質(zhì)量流量為一個常數(shù)2.86 L；閥門設計水深為1 500 m，因此閥門所受外部靜水壓力設定為150 kPa；因閥門的設計操作時間為7.2 s，因此按照該閥門操作時間來施加內(nèi)部載荷；暫且按照環(huán)境溫度為4℃時的流體黏度施加載荷。如圖6所示。

圖6 邊界條件及載荷

2.4 計算結果

圖7分析結果是在閥門的操作時間為7.2 s和環(huán)境溫度為4°C時得出的膨脹液流動速度示意圖和同樣條件下得出的壓力分布圖。由圖可知流體在第三段管道中的流動速度最大，因為此段的管徑最小，由此可知分析結果基本符合預期理論。同時可知，最大壓差分布的位置也位于彈簧腔入口處，因為液體的不可壓縮性，所以傳遞到了整個彈簧腔的內(nèi)壁，模擬結果完全符合理論分析結果。上述結果證實，該CFD模擬的結果正確性和準確性較高。

圖7 流體速度分布和壓力分布圖

另外，由圖7可知，在該工況下彈簧腔內(nèi)產(chǎn)生的最大壓差為150 kPa，低于安全閥的泄放壓力（350 kPa），因此安全閥不會打開，膨脹液不會釋放到海水環(huán)境中。表4為模擬的輸入、輸出數(shù)據(jù)。

表4 數(shù)值模擬的輸入、輸出數(shù)據(jù)

3 閥門失效原因分析及推薦的解決措施

當分別在2.5、4、20℃下，按照不同的操作速度對該閥門進行壓差模擬時，可以得到如圖8所示的曲線，該曲線顯示壓差與操作時間成指數(shù)關系。

圖8 壓差與操作時間的關系曲線（DP為擬合）

通過對比發(fā)現(xiàn)，圖8所示的曲線與上面理論計算的結果趨勢完全相同。通過上述曲線可以明顯看出，當閥門所處環(huán)境溫度較低、操作速度過快時，彈簧腔的壓差將會大于350 kPa，從而導致安全閥打開，膨脹液因此泄漏到海水環(huán)境中。當重復操作多次以后，在關閉閥門時，蓄能器中可能出現(xiàn)無膨脹液可以流回彈簧腔的情況，從而導致液壓鎖住。一旦閥門在水下被液壓鎖住，以后就再也無法對閥門進行關閉操作了，由此給海洋油氣田的安全操作帶來巨大風險。

通過以上理論計算和模擬分析，可以得到以下幾種可供參考的解決閥門失效的方法：第一，增加水下閥門的操作時間，從而使膨脹液有充足的時間在蓄能器和彈簧腔之間流動，這可通過在液壓控制單元處增加節(jié)流閥的方式，來控制液壓油進入彈簧腔的時間。第二，加快膨脹液在彈簧腔和蓄能器之間的流動速度，這可通過增大彈簧腔與蓄能器之間連接管的管徑或者增加蓄能器數(shù)量來達到此目的。第三，盡量選用在低溫下具有較小黏度的膨脹液，以降低流動阻力。第四，要在模擬真實工作環(huán)境的情況下，對閥門樣機做不低于100次的快開測試，以保證膨脹液不會通過安全閥泄漏[7]。

4 結論

（1）液控水下閥門執(zhí)行機構內(nèi)的相對壓力與操作時間成反比，操作時間越長，流體在液壓管內(nèi)流動的速度越小，由其引起的阻力也越小。同時執(zhí)行機構內(nèi)的相對壓力與環(huán)境溫度成反比，環(huán)境溫度越低，其流體的運動黏度越大，由其引起的沿程阻力和局部阻力也越大。

（2）當閥門所處環(huán)境溫度較低、操作速度過快時，安全閥會打開，從而導致膨脹液泄漏到海水環(huán)境中去。當上述操作重復多次以后，關閉閥門時可能導致蓄能器中無膨脹液可以流回彈簧腔，由此形成液壓鎖，引起閥門執(zhí)行機構故障。

（3）可以通過增加水下閥門的操作時間、增大彈簧腔與蓄能器之間連接管的管徑、增加蓄能器數(shù)量、選用低溫下黏度較小的膨脹液等措施，以避免液控水下閥門執(zhí)行機構發(fā)生失效。