一种深海水下采油树scm单电低压换向阀设计方法
【技术领域】
[0001] 本发明涉及一种深海水下采油树SCM单电低压换向阀设计方法，确切地说是一种 深海水下采油树SCM单电低压换向阀设计方法。
【背景技术】
[0002] 目前在深海油气资源的开发过程中，深海水下采油树设备应用十分广泛，且在深 海油气资源开发中有着至关重要的作用，但在实际使用中发现，当前的在深海采油树上所 使用的单电低压换向阀往往经过经验公式，将传统的淡水水下单电低压换向阀或浅海水下 单电低压换向阀进行改造而设计制备的，虽然一定程度上可以满足深海环境作业的需要， 但通过这种方式设计制备都得到的深海采油树用单电低压换向阀运行技术参数与实际使 用环境间存在较大的误差，从而导致单电低压换向阀在深海环境下运行稳定性严重不足， 同时传统通过的经验在进单电低压换向阀设计过程中，一方面计算精度严重不足，另一方 面计算效率也相对低下，同时也无法对经过计算得到的设计结构进行有效的校核验证，从 而也给设计工作造成极大的困扰，因此针对这一现状，迫切需要开发一种通用性强且简单 易行的单电低压换向阀设计方法，以满足实际使用的需要。
【发明内容】
[0003] 本发明的目的是提供本发明提供一种深海水下采油树SCM单电低压换向阀设计方 法。
[0004] 为了达到上述目的，本发明提供如下技术方案：
[0005] -种深海水下采油树SCM单电低压换向阀设计方法，包括如下步骤：
[0006] 第一步，根据实际使用环境确定设计方案，根据阀体的深海水下运行实际环境情 况，及工作介质情况，初步确定阀体的有效工作环境适应范围、设阀体的各项运行技术指标 及阀体的基本机械结构；
[0007] 第二步，几何尺寸校核计算，根据第一步设定的阀体技术参数及基本机械结构，对 阀体的几何尺寸进行校核计算，其中需对进出油口直径、主球阀阀座内孔和推杆直径、主阀 阀口最小开度及主阀芯行程进行校核计算；
[0008] 第三步，阀体运行受力校核计算，根据第一步设定的运行环境及技术参数，同时结 合第二部计算得到的机械结构的具体尺寸，对阀体运行情况中各受力情况进行计算校核， 其中需对摩擦阻力、运动阻力、液压卡紧力、稳态液力、阀芯作用力及回位弹簧弹力进行校 核计算；
[0009] 第四步，主阀设计，根据之前三步所得到的数据，进行控制活塞直径计算及回复弹 簧的计算；
[0010] 第五步，复审校核，根据第一步的设定参数范围，选定至少一组数据，并将选定数 据带入到第二步和第三步计算得到的具体数据中，然后结合阀体实际运行情况进行校核复 审计算。
[0011] 进一步的，所述的第五步需进行至少两组不同参数进行校核计算。
[0012] 本发明设计方法合理，计算效率和精度高，且设计值与实际使用值更为接近，有效 的提高了深海水下采油树电液控制阀组单电低压换向阀的设计工作的可靠性，从而有助于 提高阀体在实际使用中的稳定性和可靠性。
【附图说明】
[0013] 为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例或现 有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本 发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动的前提下，还可以 根据这些附图获得其他的附图。
[0014] 图1为本发明方法流程图。
【具体实施方式】
[0015] 下面将结合本发明的附图对本发明的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描 述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本 领域普通技术人员在没有作出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明 保护的范围。
[0016] 实施例1:
[0017]如图1所示的一种深海水下采油树SCM单电低压换向阀设计方法，深海采油树电液 控制阀组单电低压换向阀设计方法包括如下步骤：
[0018] 第一步，根据实际使用环境确定设计方案，根据阀体的深海水下运行实际环境情 况，及工作介质情况，初步确定阀体的有效工作环境适应范围、设阀体的各项运行技术指标 及阀体的基本机械结构：
[0019] 工作环境：
[0020]上述液压阀都安装在海洋3000米水深的密封容器中 [0021] 1.2温度要求：
[0022] 1)存放温度范围：_18°(：-+50°(：;
[0023] 2)工作温度范围：-5Γ -+40Γ。
[0024] 3)工作介质:水基液，如HW443。
[0025] 控制原理:油路正常时，阀在供油压力P = 56.9Mpa以下，ΡΡ=13·8-37·9Μρ范围内 电磁阀能够通过控制阀的打开、锁紧和关闭，并为执行器提供工作压力为11.3-56.9Mpa液 压油，其中常使用的状态是：P = 56.9Mpa，PP = 34.5Mpa为执行器提供工作压力为11.3- 56.9Mpa液压油；
[0026] 第二步，几何尺寸校核计算，根据第一步设定的阀体技术参数及基本机械结构，对 阀体的几何尺寸进行校核计算，其中需对进出油口直径、主球阀阀座内孔和推杆直径、主阀 阀口最小开度及主阀芯行程进行校核计算：
[0027] 出油口直径计算公式
[0028] 其中：d-油口直径
[0029] Q-额定流量（1/min);
[0030] v-进出油口直径d出油液流速，压力越大速度越高，此处选用10m/S所以：
[0032] 圆整取 d = 6mm;
[0033] 主球阀阀座内孔直径及推杆直径和钢球直径计算公式：
[0034] dl > 1/2D1
[0035] 通过阀口与推杆间环形通道的流量公式为
[0037] 上式流量Q以额定流量带入，环形通道中的油液流速V，因 则 ，
[0040]圆整后取 Dl = 5mm，dl = 3.5mm，
[0041 ] 钢球直径8mm;
[0042] 其中：dl-推杆直径
[0043] D1-推杆直径主球阀阀座内孔直径
[0044] V-环形通道中的油液流速
[0045] 主阀阀口最小开度计算公式：
[0046] 根据通过阀口的流量计算公式为：
[0048] 式中：
[0049] Q--通过阀口液体流量(m3/s);
[0050] A--阀口过流面积(m2);
[0051] Δ p--阀口两端压差(Pa);
[0052] P--流体密度(kg/m3);
[0053] Cd一一为阀口流量系数；
[0054]阀口过流面积A计算公式为：
[0058] 上式可变为
[0060]所以阀的开口最小开度公式可化解为：
[0062] 取 Δ P = lMPa，Cd = I，所以
[0063] Xl =0.38mm；
[0064] 主阀芯行程计算公式：
[0065]由阀芯的行程S必须大于Xl得:S>X1，取 [0066] S = 1mm；
[0067] 其中：S-阀芯的行程；
[0068] Xl-主阀阀口最小开度；
[0069] 第三步，阀体运行受力校核计算，根据第一步设定的运行环境及技术参数，同时结 合第二部计算得到的机械结构的具体尺寸，对阀体运行情况中各受力情况进行计算校核， 其中需对摩擦阻力、运动阻力、液压卡紧力、稳态液力、阀芯作用力及回位弹簧弹力进行校 核计算：
[0070] 摩擦阻力计算公式：
[0071 ]由于 bt = 0.55d;
[0072] d0为0形密封圈的端面直径。假定在Pb的作用下，0形圈与控制活塞只发生接触移 动，而接触宽度不变。
[0073] 0形圈对控制活塞的卡紧力为
[0075] 贝 Ij
[0076] Fm=fN=0.275Jif Pbdtdo
[0077] 其中:Fm-一摩擦阻力；
[0078] f一一摩擦系数，可取f = 0.1;
[0079] dt一一活塞杆直径；
[0080] d0--0形圈端面直径；
[0081 ] Pb--允许背压；
[0082] 所以
[0083] Fm=0.0864Pbdtdo
[0084] 设主阀芯上有5个0形密封圈，为了安全，计算时按照每个0形密封圈的最大摩擦力 即最大背压时计算，所以各自的摩擦力为：
[0085]开启控制活塞
[0086] 控制活塞最大背压为Pb2 = 569bar，0形圈截面直径d02 = 1.8mm，活塞直径dt2
[0087] Fm2 = 0.0864Pb2dt2d〇2 = 4916dt2 = 7.08N ；
[0088]运动阻力计算公式：
[0090] 其中:Fv--运动阻力；
[0091] D--控制活塞直径；
[0092] L一一控制活塞与阀体孔的接触长度；
[0093] V一一阀芯运动速度，可用阀芯动作时间为0.01 s时的平均速度代替；所以阀芯
[0094] μ--油液动力粘度，HW443的运动粘度为1.9mm2/S;
[0095] Ar 一一阀芯与阀体孔的单边配合间隙，这里取0.