一種深海水下采油樹scm單電低壓換向閥設計方法
【技術領域】
[0001] 本發明涉及一種深海水下采油樹SCM單電低壓換向閥設計方法，確切地說是一種 深海水下采油樹SCM單電低壓換向閥設計方法。
【背景技術】
[0002] 目前在深海油氣資源的開發過程中，深海水下采油樹設備應用十分廣泛，且在深 海油氣資源開發中有著至關重要的作用，但在實際使用中發現，當前的在深海采油樹上所 使用的單電低壓換向閥往往經過經驗公式，將傳統的淡水水下單電低壓換向閥或淺海水下 單電低壓換向閥進行改造而設計制備的，雖然一定程度上可以滿足深海環境作業的需要， 但通過這種方式設計制備都得到的深海采油樹用單電低壓換向閥運行技術參數與實際使 用環境間存在較大的誤差，從而導致單電低壓換向閥在深海環境下運行穩定性嚴重不足， 同時傳統通過的經驗在進單電低壓換向閥設計過程中，一方面計算精度嚴重不足，另一方 面計算效率也相對低下，同時也無法對經過計算得到的設計結構進行有效的校核驗證，從 而也給設計工作造成極大的困擾，因此針對這一現狀，迫切需要開發一種通用性強且簡單 易行的單電低壓換向閥設計方法，以滿足實際使用的需要。
【發明內容】
[0003] 本發明的目的是提供本發明提供一種深海水下采油樹SCM單電低壓換向閥設計方 法。
[0004] 為了達到上述目的，本發明提供如下技術方案：
[0005] -種深海水下采油樹SCM單電低壓換向閥設計方法，包括如下步驟：
[0006] 第一步，根據實際使用環境確定設計方案，根據閥體的深海水下運行實際環境情 況，及工作介質情況，初步確定閥體的有效工作環境適應范圍、設閥體的各項運行技術指標 及閥體的基本機械結構；
[0007] 第二步，幾何尺寸校核計算，根據第一步設定的閥體技術參數及基本機械結構，對 閥體的幾何尺寸進行校核計算，其中需對進出油口直徑、主球閥閥座內孔和推桿直徑、主閥 閥口最小開度及主閥芯行程進行校核計算；
[0008] 第三步，閥體運行受力校核計算，根據第一步設定的運行環境及技術參數，同時結 合第二部計算得到的機械結構的具體尺寸，對閥體運行情況中各受力情況進行計算校核， 其中需對摩擦阻力、運動阻力、液壓卡緊力、穩態液力、閥芯作用力及回位彈簧彈力進行校 核計算；
[0009] 第四步，主閥設計，根據之前三步所得到的數據，進行控制活塞直徑計算及回復彈 簧的計算；
[0010] 第五步，復審校核，根據第一步的設定參數范圍，選定至少一組數據，并將選定數 據帶入到第二步和第三步計算得到的具體數據中，然后結合閥體實際運行情況進行校核復 審計算。
[0011] 進一步的，所述的第五步需進行至少兩組不同參數進行校核計算。
[0012] 本發明設計方法合理，計算效率和精度高，且設計值與實際使用值更為接近，有效 的提高了深海水下采油樹電液控制閥組單電低壓換向閥的設計工作的可靠性，從而有助于 提高閥體在實際使用中的穩定性和可靠性。
【附圖說明】
[0013] 為了更清楚地說明本發明實施例或現有技術中的技術方案，下面將對實施例或現 有技術描述中所需要使用的附圖作簡單地介紹，顯而易見地，下面描述中的附圖僅僅是本 發明的一些實施例，對于本領域普通技術人員來講，在不付出創造性勞動的前提下，還可以 根據這些附圖獲得其他的附圖。
[0014] 圖1為本發明方法流程圖。
【具體實施方式】
[0015] 下面將結合本發明的附圖對本發明的技術方案進行清楚、完整地描述，顯然，所描 述的實施例僅僅是本發明一部分實施例，而不是全部的實施例。基于本發明中的實施例，本 領域普通技術人員在沒有作出創造性勞動前提下所獲得的所有其他實施例，都屬于本發明 保護的范圍。
[0016] 實施例1:
[0017]如圖1所示的一種深海水下采油樹SCM單電低壓換向閥設計方法，深海采油樹電液 控制閥組單電低壓換向閥設計方法包括如下步驟：
[0018] 第一步，根據實際使用環境確定設計方案，根據閥體的深海水下運行實際環境情 況，及工作介質情況，初步確定閥體的有效工作環境適應范圍、設閥體的各項運行技術指標 及閥體的基本機械結構：
[0019] 工作環境：
[0020]上述液壓閥都安裝在海洋3000米水深的密封容器中 [0021] 1.2溫度要求：
[0022] 1)存放溫度范圍：_18°(：-+50°(：;
[0023] 2)工作溫度范圍：-5Γ -+40Γ。
[0024] 3)工作介質:水基液，如HW443。
[0025] 控制原理:油路正常時，閥在供油壓力P = 56.9Mpa以下，ΡΡ=13·8-37·9Μρ范圍內 電磁閥能夠通過控制閥的打開、鎖緊和關閉，并為執行器提供工作壓力為11.3-56.9Mpa液 壓油，其中常使用的狀態是：P = 56.9Mpa，PP = 34.5Mpa為執行器提供工作壓力為11.3- 56.9Mpa液壓油；
[0026] 第二步，幾何尺寸校核計算，根據第一步設定的閥體技術參數及基本機械結構，對 閥體的幾何尺寸進行校核計算，其中需對進出油口直徑、主球閥閥座內孔和推桿直徑、主閥 閥口最小開度及主閥芯行程進行校核計算：
[0027] 出油口直徑計算公式
[0028] 其中：d-油口直徑
[0029] Q-額定流量（1/min);
[0030] v-進出油口直徑d出油液流速，壓力越大速度越高，此處選用10m/S所以：
[0032] 圓整取 d = 6mm;
[0033] 主球閥閥座內孔直徑及推桿直徑和鋼球直徑計算公式：
[0034] dl > 1/2D1
[0035] 通過閥口與推桿間環形通道的流量公式為
[0037] 上式流量Q以額定流量帶入，環形通道中的油液流速V，因 則 ，
[0040]圓整后取 Dl = 5mm，dl = 3.5mm，
[0041 ] 鋼球直徑8mm;
[0042] 其中：dl-推桿直徑
[0043] D1-推桿直徑主球閥閥座內孔直徑
[0044] V-環形通道中的油液流速
[0045] 主閥閥口最小開度計算公式：
[0046] 根據通過閥口的流量計算公式為：
[0048] 式中：
[0049] Q--通過閥口液體流量(m3/s);
[0050] A--閥口過流面積(m2);
[0051] Δ p--閥口兩端壓差(Pa);
[0052] P--流體密度(kg/m3);
[0053] Cd一一為閥口流量系數；
[0054]閥口過流面積A計算公式為：
[0058] 上式可變為
[0060]所以閥的開口最小開度公式可化解為：
[0062] 取 Δ P = lMPa，Cd = I，所以
[0063] Xl =0.38mm；
[0064] 主閥芯行程計算公式：
[0065]由閥芯的行程S必須大于Xl得:S>X1，取 [0066] S = 1mm；
[0067] 其中：S-閥芯的行程；
[0068] Xl-主閥閥口最小開度；
[0069] 第三步，閥體運行受力校核計算，根據第一步設定的運行環境及技術參數，同時結 合第二部計算得到的機械結構的具體尺寸，對閥體運行情況中各受力情況進行計算校核， 其中需對摩擦阻力、運動阻力、液壓卡緊力、穩態液力、閥芯作用力及回位彈簧彈力進行校 核計算：
[0070] 摩擦阻力計算公式：
[0071 ]由于 bt = 0.55d;
[0072] d0為0形密封圈的端面直徑。假定在Pb的作用下，0形圈與控制活塞只發生接觸移 動，而接觸寬度不變。
[0073] 0形圈對控制活塞的卡緊力為
[0075] 貝 Ij
[0076] Fm=fN=0.275Jif Pbdtdo
[0077] 其中:Fm-一摩擦阻力；
[0078] f一一摩擦系數，可取f = 0.1;
[0079] dt一一活塞桿直徑；
[0080] d0--0形圈端面直徑；
[0081 ] Pb--允許背壓；
[0082] 所以
[0083] Fm=0.0864Pbdtdo
[0084] 設主閥芯上有5個0形密封圈，為了安全，計算時按照每個0形密封圈的最大摩擦力 即最大背壓時計算，所以各自的摩擦力為：
[0085]開啟控制活塞
[0086] 控制活塞最大背壓為Pb2 = 569bar，0形圈截面直徑d02 = 1.8mm，活塞直徑dt2
[0087] Fm2 = 0.0864Pb2dt2d〇2 = 4916dt2 = 7.08N ；
[0088]運動阻力計算公式：
[0090] 其中:Fv--運動阻力；
[0091] D--控制活塞直徑；
[0092] L一一控制活塞與閥體孔的接觸長度；
[0093] V一一閥芯運動速度，可用閥芯動作時間為0.01 s時的平均速度代替；所以閥芯
[0094] μ--油液動力粘度，HW443的運動粘度為1.9mm2/S;
[0095] Ar 一一閥芯與閥體孔的單邊配合間隙，這里取0.