一种水下平板闸阀摩擦力负载的建模与分析方法

摘要

本发明公开了一种水下平板闸阀摩擦力负载的建模与分析方法，本发明综合考虑水下平板闸阀运动特性以及实际生产工况对摩擦力负载的影响，提出一种基于阀门开度的水下平板闸阀摩擦力负载的建模方法，可以分析出阀板下游沿程阻力和局部阻力以及工作水深对水下平板闸阀摩擦力负载特性以及阀板下游压力的影响，从而达到模型修正的目的，本发明能更准确地反映阀门运动对负载力的影响以及预测水下平板闸阀的动态特性，从而为高可靠性的水下平板闸阀及执行机构优化设计和制造提供理论依据。

说明书

技术领域

本发明涉及闸阀力学建模与仿真分析技术领域，具体涉及一种水下平板 闸阀摩擦力负载的建模与分析方法。

背景技术

随着海洋开发技术的不断发展和完善，深水油气开发已称为世界石油工 业的热点和科技创新的前沿，而水下生产系统已成为一种重要的深水开发模 式。水下平板闸阀是水下生产系统的基础通用部件，同时也是水下井口装置、 水下采油树以及水下管汇系统的关键组成。与传统陆用闸阀不同，水下平板 闸阀集成了执行机构，通常采用单作用弹簧回复式液压缸以实现远程操控， 此外还装配有ROV接口以及压力补偿装置等分别用于应急操作和平衡环境压 力，这些对水下平板闸阀的可靠性、超长使用寿命等性能指标提出更高要求。 因此，对水下平板闸阀进行精确的数学建模是其设计和制造的关键前提，也 是保证水下平板闸阀动作可靠性的有效手段。

有关水下平板闸阀数学模型研究的文献资料最早见于上世纪70年代， Fowler和Herd通过对水下故障安全阀进行静力学分析，以阀座和阀板之间的 摩擦力为主要负载力，总结出一套水下平板闸阀设计方法，包括执行机构所 需弹簧回复力、有效作用面积以及控制压力等。由于当时的水下生产技术工 作水深均在100米以浅，且基本为闭式系统，忽略了ROV操控杆处静水压力以 及控制液密度对水下平板闸阀回复动作的影响。因此，该设计方法并不适用 于500米以深水下平板闸阀的设计。随着水下生产系统工作水深的进一步提 高，Ali等人对Fowler-Herd方程进行了修正，在力平衡方程中引入了由阀门 工作水深引起的额外作用力项，并提出了一套“最小弹簧作用力/有效作用面 积”设计方法，有效解决了Fowler-Herd方程在500米以深水下平板闸阀设计 中的应用。

水下平板闸阀在动作过程中的负载主要由摩擦力负载组成，包括阀板与 阀座之间的摩擦力、以及执行机构各个密封处的密封摩擦力。其中，阀板和 阀座处摩擦力数量级远大于执行机构各密封处摩擦力数量级。因此，由工作 介质压力引起的阀板和阀座之间的摩擦力是水下平板闸阀的主要负载。水下 平板闸阀在阀板处采用的是下游金属密封结构，当阀板上游压力作用在阀板 时，通过阀板和阀座、阀座和阀体之间的相互挤压达到密封。参见图2所示， 最常用的静态摩擦负载力模型是直接把阀板上游压力视为水下平板闸阀额定 工作压力，而将下游压力差简化零。

上述的静态摩擦力负载模型不能直接应用到动态分析中，其主要存在以 下不足：

(1)忽略了工作水深对水下平板闸阀阀板下游工作压力的影响-由于水 下平板闸阀安装于一定工作水深，原油介质从井口流经闸阀最后汇集于陆上 平台，因此需要考虑工作水深引起的下游背压；

(2)忽略了阀门开度对水下平板闸阀阀板下游工作压力的影响-阀门开 度参数并没有体现在静态负载力模型中，而实际工作中原油介质流经水下平 板闸阀会产生一定的局部压力损失，因此需要考虑阀门局部压力损失对阀板 下游压力的影响，此外，还需要考虑集输管路中的沿程压力损失。

目前，国内对水下平板闸阀的研究起步较晚，研究资料相对较少。国外 已有在水下平板闸阀执行机构设计过程中建立水下平板闸阀摩擦力负载模 型，不过建模方法都还停留在静力学设计角度，没有从运动学角度考虑阀板 处摩擦力负载随阀门开度的变化情况，以及水下生产系统实际生产工况对水 下平板闸阀负载力的影响。

发明内容

本发明的目的提出一种用于水下平板闸阀摩擦力负载的建模与分析方 法，本发明从水下平板闸阀运动学角度出发，综合考虑阀门开度以及阀门流 动阻力系数等参数对摩擦负载力的影响，引入了水下平板闸阀实际生产工况， 本发明还提出了阀板下游沿程阻力和局部阻力以及工作水深对水下平板闸阀 摩擦力负载特性以及阀板下游压力影响的分析方法，可以分析阀板下游沿程 阻力和局部阻力以及工作水深对水下平板闸阀摩擦力负载特性以及阀板下游 压力的影响。

本发明提供的水下平板闸阀摩擦力负载模型的建模方法如下：

首先对水下平板闸阀实际工况进行假设、建立水下平板闸阀阀板摩擦力负 载模型、定义水下平板闸阀阀门开度，然后分别用方程表示出水下平板闸阀 从启动到流体介质通过和闸门从打开到关闭两个过程的摩擦力负载，然后根 据Thorley试验结果建立闸门从打开到关闭过程中水下平板闸阀局部压力损 失方程，并采用Haaland模型建立闸门从打开到关闭过程中水下平板闸阀阀门 下游沿程阻力损失方程，然后建立闸门从打开到关闭过程中管道内平均流速 方程，然后建立闸门从打开到关闭过程中摩擦力负载方程，最后建立水下平 板闸阀从启动到关闭过程中，基于阀门开度的摩擦力负载方程。

阀板下游沿程阻力和局部阻力以及工作水深对水下平板闸阀摩擦力负载 特性以及阀板下游压力影响的分析方法的分析步骤为：

首先根据上述本发明提供的水下平板闸阀摩擦力负载建模的具体步骤， 设置仿真参数，建立水下平板闸阀摩擦力负载模型，然后，通过本发明建立 的水下平板闸阀摩擦力负载模型，计算不同阀门开度下的阀板下游压力，并 与水下平板闸阀经典模型的仿真结果进行对比，分析下游沿程阻力和局部阻 力以及工作水深对阀板下游压力的影响；最后，通过本发明建立的水下平板 闸阀摩擦力负载模型，计算不同阀门开度下的摩擦负载力，并与静态摩擦负 载力进行对比，分析下游沿程阻力和局部阻力以及工作水深对水下平板闸阀 摩擦力负载特性影响。

本发明的优点在于：

(1)本发明所建立的水下平板闸阀摩擦力负载模型中不会出现积分项以 及对求导项，得到的方程易于进行数值计算与仿真；

(2)基于水下阀门开度所建立的水下平板闸阀摩擦力负载模型及分析方 法，结合实际生产工况，能更好的预测水下平板闸阀的动态特性，结果更精 确。

附图说明

图1是本发明中水下平板闸阀阀板受力简化示意图。

图2是本发明中水下平板闸阀阀门开度示意图。

图3是本发明中水下平板闸阀实际工况简化示意图。

图4是本发明中水下平板闸阀阀门局部阻力系数。

图5是应用经典模型的水下平板闸阀阀板下游压力仿真结果。

图6是应用本发明所提供模型的水下平板闸阀阀板下游压力仿真结果。

图7是本发明中水下平板闸阀摩擦力负载仿真结果。

具体实施方式

下面结合附图和实施例对本发明作进一步的详细说明。

本发明包括水下平板闸阀摩擦力负载建模方法与阀板下游沿程阻力和局 部阻力以及工作水深对水下平板闸阀摩擦力负载特性以及阀板下游压力影响 的分析方法两部分内容。

本发明提出的一种水下平板闸阀摩擦力负载建模的具体实施步骤如下：

第一步，对水下平板闸阀实际工况进行假设。

(1)输油管道内流动为不可压缩单相流；

(2)原油物性参数(如温度、粘度等)保持恒定；

(3)水下平板闸阀阀板上游压力保持恒定；

(4)忽略水下平板闸阀阀板下游其他设备(如分离器等)局部压力损失；

(5)阀门在动作时，阀板和阀座的有效密封面积和摩擦系数保持恒定。

第二步，建立水下平板闸阀阀板摩擦力负载模型。

水下平板闸阀阀板与阀座间的摩擦力f是与阀板/阀座间的摩擦系数μ、 阀板上下游压差Δp和阀板/阀座的有效密封面积A_s有关，其中，阀板/阀座的 有效密封面积A_s是由阀板上游密封面有效直径D_s决定，如图1所示，阀板上 下游压差Δp是阀板上游压力p_up和阀板下游压力p_down差值，摩擦力负载f方程 如下：

f＝μ·Δp·A_s＝μA_s(p_up-p_down)  (1)

$A_s=\frac{\pi }{4}{D}_s^2---\left(2\right)$

第三步，水下平板闸阀阀门开度定义。

如图2所示为水下平板闸阀阀门开度示意图，阀板位移为x，阀门刚打开 时阀板位移为x₀，阀门完全打开时阀板位移为x₁，阴影部分表示已通流面积， 阀门开度h(x)定义如下：

$h\left(x\right)=\left(\begin{array}{cc}0& 0\le x<x_0\\ \frac{x-x_0}{x_1-x_0}& x_0\le x<x_1\end{array}\right)---\left(3\right)$

第四步，水下平板闸阀在阀板位移x从0到x₀过程中的摩擦力负载方程表 示。

水下平板闸阀在阀板位移x从0到x₀过程中，水下平板闸阀摩擦力负载可视 为恒定值，阀板上下游压差Δp是阀板上游压力p_up和水下平板闸阀下游压力 p_down差值。其中，阀板上游压力p_up可简化为水下平板闸阀额定工作压力p_t， 水下平板闸阀下游压力p_down是工作水深引起的背压，与水下平板闸阀上游处 与水平面距离h₁、下游陆上平台处与水平面距离h₂和流体介质密度ρ有关。该 过程中的摩擦力负载方程如下：

f＝μA_s(p_up-p_down)＝μA_s[p_t-ρg(h₁+h₂)]  (4)

第五步，水下平板闸阀在阀板位移x从x₀到x₁过程中的摩擦力负载方程表 示。

如图3所示，水下平板闸阀在阀板位移x从x₀到x₁过程中，按照动摩擦力负 载模型计算，根据水下平板闸阀的实际工况，假设输油管道内流动为不可压 缩单相流，其物性参数如温度、粘度等保持恒定；水下平板闸阀阀板上游压 力为p₁，流经水下平板闸阀阀板上游的平均流速为v₁≈0m/s，水下平板闸阀阀 板下游压力为p₂，流经下游陆上平台的平均流速为v，水下平板闸阀局部压 力损失为h_ξ，沿程阻力损失为h_L，忽略水下平板闸阀阀板下游其他设备如分 离器等局部压力损失；水下平板闸阀在动作时，阀板和阀座的有效密封面积 和摩擦系数保持恒定。建立水下平板闸阀上游处和下游陆上平台处的伯努利 方程如下：

$\frac{p_1}{\mathrm{\rho g}}+\frac{v_1^2}{2g}+h_1=\frac{p_2}{\mathrm{\rho g}}+\frac{v^2}{2g}+h_2+h_{\xi }+h_L---\left(5\right)$

第六步，水下平板闸阀在阀板位移x从x₀到x₁过程中的摩擦力负载模型中， 水下平板闸阀局部压力损失h_ξ方程表示。

上述的动摩擦力负载模型中，水下平板闸阀局部压力损失h_ξ是与水下平 板闸阀局部阻力系数ξ和下游平均流速v有关，其中，水下平板闸阀局部阻力 系数为ξ与阀门开度h(x)有关，如图4所示，采用Thorley试验结果，ξ(x)方程 如下：

$\xi \left(x\right)=\left(\begin{array}{cc}\frac{5106.1473}{{\left[h\left(x\right)\right]}^{1.973566}}& 0\le h\left(x\right)<30\\ {30.82205e}^{-0.053809h\left(x\right)}& 30\le h\left(x\right)\le 100\end{array}\right)---\left(6\right)$

$h_{\xi }\left(x\right)=\xi \left(x\right)\frac{v^2\left(x\right)}{2g}---\left(7\right)$

第七步，水下平板闸阀在阀板位移x从x₀到x₁过程中的摩擦力负载模型中， 水下平板闸阀沿程阻力损失为h_L方程表示。

上述的动摩擦力负载模型中，水下平板闸阀沿程阻力损失为h_L是与水下 平板闸阀沿程阻力系数λ、下游平均流速v、油管有效长度L和油管水力直径 D有关，其中，水下平板闸阀沿程阻力系数λ与油管粗糙度ε和油管内介质流 动雷诺数为Re有关，采用Haaland模型，可得沿程阻力系数λ方程如下：

$\frac{1}{\sqrt{\lambda }}=-1.8\log [{\left(\frac{ϵ/D}{3.7}\right)}^{1.11}+\frac{6.9}{\mathrm{Re}}]---\left(8\right)$

$h_L=\lambda \frac{L}{D}\frac{v^2\left(x\right)}{2g}---\left(9\right)$

第八步，水下平板闸阀在阀板位移x从x₀到x₁过程中的摩擦力负载模型中， 管道内平均流速为v(x)表示。

上述的动摩擦力负载模型中，水下平板闸阀阀板上游压力p₁可简化为水 下平板闸阀额定工作压力p_t，将方程(7)和(9)带入方程(5)中，可得：

$\left(\begin{array}{c}{p}_1-p_2=\rho \frac{v^2\left(x\right)}{2}+\mathrm{\rho g}(h_1+h_2)+\xi \left(x\right)\rho \frac{v^2\left(x\right)}{2}+\lambda \frac{L}{D}\rho \frac{v^2\left(x\right)}{2}\\ =p_t-\mathrm{\rho g}(h_1+h_2)\end{array}\right)---\left(10\right)$

上述的动摩擦力负载模型中，公式(10)可得管道内平均流速v(x)方程 为：

$v\left(x\right)=\sqrt{\frac{2p_t-4\mathrm{\rho g}(h_1+h_2)}{\rho [1+\xi \left(x\right)+\lambda \frac{L}{D}]}}---\left(11\right)$

第九步，水下平板闸阀在阀板位移x从x₀到x₁过程中的摩擦力负载模型中， 水下平板闸阀摩擦力负载f(x)方程表示。

上述的动摩擦力负载模型中，水下平板闸阀阀板下游压力p₂主要是由水 下平板闸阀的工作水深和局部压力损失决定。因此，该过程中的水下平板闸 阀阀板下游压力p₂方程如下：

p_down(x)＝p₂＝p_t-ρgh_ξ

                              (12)

上述的动摩擦力负载模型中，将方程(9)和(11)带入方程(12)可得 水下平板闸阀阀板下游压力p_down(x)方程如下：

$p_{\mathrm{down}}\left(x\right)=p_t-\xi \left(x\right)\frac{p_t-2\mathrm{\rho g}(h_1+h_2)}{1+\xi \left(x\right)+\lambda \frac{L}{D}}---\left(13\right)$

上述的动摩擦力负载模型中，将方程(13)带入方程(1)可得水下平板 闸阀摩擦力负载f(x)方程如下：

$f\left(x\right)=\mu A_s\xi \left(x\right)\frac{p_t-2\mathrm{\rho g}(h_1+h_2)}{1+\xi \left(x\right)+\lambda \frac{L}{D}}---\left(14\right)$

第十步，水下平板闸阀在启动到关闭过程中，基于阀门开度的摩擦力负载 f(x)方程表示；

结合方程(4)和方程(14)，可得水下平板闸阀在启动到关闭过程中，基 于阀门开度的摩擦力负载：

$f\left(x\right)=\left(\begin{array}{cc}\mu A_s[p_t-\mathrm{\rho g}(h_1+h_2)]& 0\le x<x_0\\ \mu A_s\xi \left(x\right)\frac{p_t-2\mathrm{\rho g}(h_1+h_2)}{1+\xi \left(x\right)+\lambda \frac{L}{D}}& x_0\le x\le x_1\end{array}\right)---\left(15\right)$

阀板下游沿程阻力和局部阻力以及工作水深对水下平板闸阀摩擦力负载 特性以及阀板下游压力影响的分析方法的分析步骤为：

第一步，根据上述本发明提供的水下平板闸阀摩擦力负载建模的具体步 骤，设置仿真参数，建立水下平板闸阀摩擦力负载模型；第二步，通过本发 明建立的水下平板闸阀摩擦力负载模型，计算不同阀门开度下的阀板下游压 力，并与水下平板闸阀经典模型的仿真结果进行对比，分析下游沿程阻力和 局部阻力以及工作水深对阀板下游压力的影响；第三步，通过本发明建立的 水下平板闸阀摩擦力负载模型，计算不同阀门开度下的摩擦负载力，并与静 态摩擦负载力进行对比，分析下游沿程阻力和局部阻力以及工作水深对水下 平板闸阀摩擦力负载特性影响。

实施例一：

对于图1所示的水下平板闸阀，根据上述本发明提供的摩擦力负载建模的 具体步骤，建立一个10000psi、5-1/8英寸的水下平板闸阀摩擦力负载模型， 该阀的具体参数如下表：

表1 仿真参数设置

参数 值 参数 值 参数 值

p_t/psi 10000 h₂/m 35 L/m 8000 D_s/mm 130 ρ/(kg/m³) 900 x₀/mm 20 h₁/m 1500 D/mm 130 x₁/mm 150

图5是应用经典模型的水下平板闸阀阀板下游压力仿真结果，图6是应用 本发明提供的模型的水下平板闸阀阀板下游压力仿真结果。对比分析图5和图 6可知，修正后的水下平板闸阀阀板下游压力在阀门开启时，有一个平滑过渡 区域，并不是如图5所示的阶跃变化，体现了介质流动的连续性，更符合物理 实际；另一方面，当阀门处于关闭状态时，阀门下游存在一个由于阀门工作 水深引起的静水压力水头，因此在设计计算弹簧回复力时，需要额外考虑该 压力水头。

图7是本发明中水下平板闸阀摩擦力负载仿真结果。由图7所示，当阀门 开度大于25％时，阀板处摩擦力负载已趋于零，表明此时阀板上下游压基本没 有压差，而当阀门开度小于20％时，摩擦力负载存在数量级突然减少过程，这 主要是由于当阀门开度较小时，阀板下游存在湍流造成了较大的局部损失， 从而造成阀板前后压差突变；另一方面，对比静、动态摩擦力负载曲线可知， 由于没有考虑水下平板闸阀工作水深的影响，当引入同样大小安全系数条件 下，采用静态摩擦力负载来设计水下平板闸阀执行机构最大输出力时，设计 结果偏保守。

本发明未详细描述内容为本领域技术人员公知技术。