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
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
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
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。
为了达到上述目的，本发明提供如下技术方案：
一种深海水下采油树SCM单电低压换向阀设计方法，包括如下步骤：
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；
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；
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；
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；
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。
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。
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
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。
图1为本发明方法流程图。
具体实施方式
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。
实施例1：
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：
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：
工作环境：
上述液压阀都安装在海洋3000米水深的密封容器中
1.2温度要求：
1)存放温度范围：-18℃—+50℃；
2)工作温度范围：-5℃—+40℃。
3)工作介质：水基液，如HW443。
控制原理：油路正常时，阀在供油压力P＝56.9Mpa以下，PP＝13.8--37.9Mp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；
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：
出油口直径计算公式：![]()
其中：d—油口直径
Q--额定流量(l/min)；
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：
d
≥
4
Q
π
v
=
4
×
16.8
×
10
-3
π
×
10
×
60
×
1000=5
.97
m
m
]]>
圆整取d＝6mm；
主球阀阀座内孔直径及推杆直径和钢球直径计算公式:
d1≥1/2D1
通过阀口与推杆间环形通道的流量公式为
Q
=
π
4
[
D
1
2
-
d
1
2
]
V
]]>
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
Q
≤
π
4
[
D
1
2
-
(
D
1
2
)
2
]
V
]]>
D
1
≥
16
Q
3
π
V
=
6.89
m
m
]]>
圆整后取D1＝5mm,d1＝3.5mm，
钢球直径8mm；
其中：d1—推杆直径
D1—推杆直径主球阀阀座内孔直径
v—环形通道中的油液流速
主阀阀口最小开度计算公式：
根据通过阀口的流量计算公式为：
Q
=
C
d
A
2
Δ
p
/
ρ
]]>
式中：
Q——通过阀口液体流量(m3/s)；
A——阀口过流面积(m2)；
Δp——阀口两端压差(Pa)；
Ρ——流体密度(kg/m3)；
Cd——为阀口流量系数；
阀口过流面积A计算公式为：
A
=
πDhX
1
(
1
+
X
1
/
2
h
)
/
(
D
/
2
)
2
+
(
h
+
X
1
)
2
;
]]>
其中，
h
=
R
2
-
D
2
4
;
]]>
当
x
1
<
<
d
2
,
]]>X1＜＜R时，
(
D
/
2
)
2
+
(
h
+
X
1
)
2
≈
R
,
X
1
2
h
≈
0
,
]]>
上式可变为
A
=
π
D
R
2
-
D
2
4
X
1
/
R
;
]]>
所以阀的开口最小开度公式可化解为：
X
1
=
Q
R
C
d
π
D
2
Δ
P
(
R
2
-
D
2
4
)
ρ
;
]]>
取ΔP＝1MPa，Cd＝1，所以
X1＝0.38mm；
主阀芯行程计算公式：
由阀芯的行程S必须大于X1得：S>X1，取
S＝1mm；
其中：S—阀芯的行程；
X1—主阀阀口最小开度；
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：
摩擦阻力计算公式：
由于bt＝0.55d；
d0为O形密封圈的端面直径。假定在Pb的作用下，O形圈与控制活塞只发生接触移
动，而接触宽度不变。
O形圈对控制活塞的卡紧力为
N
=
P
d
2
πd
t
b
t
;
]]>
则
Fm＝fN＝0.275πfPbdtd0
其中：Fm——摩擦阻力；
f——摩擦系数，可取f＝0.1；
dt——活塞杆直径；
d0——O形圈端面直径；
Pb——允许背压；
所以
Fm＝0.0864Pbdtd0
设主阀芯上有5个O形密封圈，为了安全，计算时按照每个O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：
开启控制活塞
控制活塞最大背压为Pb2＝569bar，O形圈截面直径d02＝1.8mm，活塞直径dt2
Fm2＝0.0864Pb2dt2d02＝4916dt2＝7.08N；
运动阻力计算公式：
F
V
=
π
D
L
V
μ
Δ
r
]]>
其中：Fv——运动阻力；
D——控制活塞直径；
L——控制活塞与阀体孔的接触长度；
V——阀芯运动速度，可用阀芯动作时间为0.01s时的平均速度代替；所以阀芯
V
=
s
[
t
d
h
]
=
0.002
0.01
=
0.2
m
/
s
;
]]>
μ——油液动力粘度，HW443的运动粘度为1.9mm2/s；
Δr——阀芯与阀体孔的单边配合间隙，这里取0.05mm。
所以
F
V
1
=
πd
t
1
L
V
μ
Δ
r
=
0.14
d
t
1
]]>
由于液压油粘度低，并且阀的配合间隙相对大，所以运动阻力非常小，所以在计算
式将其忽略。
液压卡紧力计算时，液压卡紧力的产生是因为流体在液压阀阀芯与阀体之间的配
合间隙中的流动时，由于阀芯和阀体孔有锥度和偏心量，使圆周方向的不同间隙处存在压
力分布变化，而对阀芯产生了一个径向不平衡力，同时由于本设计的阀芯与阀体间采用O形
密封圈密封，泄漏量几乎为零，本设计忽略液压卡紧力；
稳态液力计算公式：
FW＝CdπDδΔpsinα
同时，由于阀芯的结构，在阀芯换向时两口都处于开启状态，一边的液流成下流形
式，一边的液流成上流形式，但是阀芯受到的稳态液动力都朝一个方向，都与液流方向相
反，所以在计算式需计算两个球阀的稳态液动力。并且阀芯不管是处于左位还是右位，情况
都是相同的，在计算时，只用计算阀芯在一边的稳态液动力，阀芯的稳态液动力计算需计算
两种情况下的稳态液动力，一种是小开口，即δ＝1/3δmax，一种是阀芯全开时；
由此得到，稳态液动力总和为：
∑FW＝FW1+FW2＝CdπDδΔpsinα1+CdπD(S-δ)Δpsinα2
式中：
Cd——为阀口流量系数，取Cd＝1；
D——阀口直径；
δ——阀的开口量；
Δp——阀口两端压差(Pa)，小开口时取1MPa，大开口时取0.1MPa；
α——液流角，大开口时取α＝69°，小开口时取α＝21°；
由于阀芯的结构，在阀芯换向时两口都处于开启状态，一边的液流成下流形式，一
边的液流成上流形式，但是阀芯受到的稳态液动力都朝一个方向，都与液流方向相反，所以
在计算式需计算两个球阀的稳态液动力。并且阀芯不管是处于左位还是右位，情况都是相
同的，在计算时，只用计算阀芯在一边的稳态液动力。
阀芯的稳态液动力计算需计算两种情况下的稳态液动力，一种是小开口，即δ＝1/
3δmax，一种是阀芯全开时。
当阀芯处于小开口时，δ＝0.127mm，此时的稳态液动力总和为：
∑FW＝FW1+FW2＝CdπDδΔpsinα1+CdπD(S-δ)Δpsinα2
∑FW＝4.8N
当阀处于全开时，δ＝S＝2mm，此时的稳态液动力总和为
∑FW＝CdπDδΔpsinα1＝4.1N
阀芯作用力计算公式：
弹簧的最大工作负荷可按下式进行计算
Ft2＞∑FW+Fp1＝8N
∑FW——阀芯上的稳态稳态液动力；
Fp1——阀芯上的液压力![]()
取Ft2＝15N
所以弹簧的刚度：
K
1
=
F
t
2
-
F
t
1
S
=
2.5
N
/
m
m
]]>
式中：
∑Fm——摩擦阻力总和；
Fp——阀芯产生的压力；
Ft1——弹簧最小工作负荷。
∑FW——阀芯圈打开时的稳态液动力；
Ft2——小弹簧最大工作负荷；
K1——弹簧的刚度；
由此得：
开启控制活塞
开启控制活塞欲打开阀芯，需满足以下条件
F开1＞∑Fm+Fp+Ft1
F开1——开启状态阀芯作用力；
F开2——闭合状态阀芯作用力；
∑Fm——摩擦阻力总和；
Fp——阀芯产生的压力；
Ft1——小弹簧最小工作负荷；
当阀芯到位后，需满足以下条件:
F开2＞∑FW+Fp+Ft2-F自；
关闭控制活塞
当阀关闭时，关闭活塞推开主阀芯，此时需克服自锁活塞的力和摩擦力还有稳态
液动力。阀关闭时P、R、C相通，阀处于卸荷状态，自锁活塞内的液体失去压力，关闭控制活塞
只需很小的力即可关闭，所以只用计算关闭控制活塞在阀开始关闭时的力。
关闭控制活塞需满足以下条件
F关＞∑Fm+∑FW+F自-K(Xt+S)-Fp
回位弹簧弹力计算公式：
K1(XT+S)＝∑FW1+∑Fm1+Fp1
式中：
∑Fw1——阀芯在569bar全开口时的稳态液动力；
∑Fm1——阀芯在569bar时摩擦阻力之和；
Fp1——球阀芯在569bar时受到的液体压力；
当阀芯到位后，需满足以下条件，由于阀芯动作速度很快，一般＜0.01s，所以为了
阀芯的可靠，假设控制活塞内液体还没有来得及流出，所以此处需计算控制活塞产生的作
用力。
KXt＞F自1
当阀芯到小开口位置时，需满足以下条件，同样需计算控制活塞产生的作用力。
K(Xt+S-1/3δmax)＞F自1+∑FW1小+∑Fm1
∑Fw1小——阀芯在69bar小开口时的稳态液动力；
第四步，主阀设计，根据之前三步所得到的数据，进行锁紧活塞直径、回位弹簧的
计算、控制活塞直径计算、回位活塞计算及回复弹簧的计算：
锁紧活塞直径
锁紧活塞在锁紧位置时，左右两先导阀未打开，PP压力作用在控制活塞上的力为
零。锁紧活塞使左球右移，推杆推开右球，使主阀一直保持在打开状态，进油口P＝69MPa，背
压为0，阀芯才能锁紧；
回复弹簧的计算
当P口压力降低至27.8Mpa时，主阀自动关闭，
阀口直径D＝3.5mm
阀口受到的液压力P＝265N
取回复弹簧工作位置F＝250N，初压力F＝200N
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。
本实施例中，所述的第五步需进行至少两组不同参数进行校核计算。
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。
以上所述，仅为本发明的具体实施方式，但本发明的保护范围并不局限于此，任何
熟悉本技术领域的技术人员在本发明揭露的技术范围内，可轻易想到变化或替换，都应涵
盖在本发明的保护范围之内。因此，本发明的保护范围应所述以权利要求的保护范围为准。