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。
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
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)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)
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
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)。
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
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
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)
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]。
(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。