隔水管張緊器防反沖閥設計與仿真

王 波，何東升，謝小路，代 輝，李 川

(西南石油大學 機電工程學院，四川 成都 610500)

引言

在海上鉆井作業時，當發生臺風、颶風等惡劣天氣或鉆井船動力定位系統發生故障時，需要對海水中的隔水管進行緊急脫離。隔水管的緊急脫離，可以由操作人員控制程序發出隔水管脫離指令，也可以由設定程序根據實時監測的數據控制系統自動發出隔水管脫離指令。隔水管緊急脫離后，張緊器為隔水管系統施加一個非常大的垂直向上拉力，所以隔水管會以較高的速度向上反沖，有可能撞擊鉆井平臺，發生災難性事故。對于深水作業的具有動力定位裝置的平臺，為避免隔水管反沖撞擊鉆井平臺帶來人員和財產的損失，必須為張緊器安裝防反沖控制系統，以控制隔水管在緊急脫離后張緊器施加在隔水管上的張緊力大小，既要降低隔水管的反沖速度，避免速度過大與上端鉆井平臺或鉆井船相撞，也要保持隔水管的回升速度，避免隔水管隨海浪升沉作用下與下端井口發生相撞。

隔水管張緊器防反沖控制技術在國外已經較為成熟，美國NOV、挪威Aker MH和法國Control Flow公司的隔水管張緊器防反沖控制系統被廣泛應用到浮式作業平臺/船，且已服役多年，系統可靠性、有效性較高。國外學者對緊急脫離作業操作規程和抗反沖控制規程等均有深入的研究[1-2]，并形成了相應的標準[3]。國內對于防反沖系統控制的研究還處于理論分析和樣機試驗階段，目前還沒有防反沖系統投入海上鉆井平臺的實際應用。其中，暢元江[4]和張磊等[5]利用ANSYS和AMESim仿真軟件對隔水管張緊系統的防反沖控制模型進行了模擬分析，提出了以模糊PID抗反沖控制的策略；劉啟蒙等[6]在分布式系統平臺上搭建了隔水管張緊系統監控軟件，并提出了抗反沖控制的硬件實現方法；李朝瑋等[7-8]研究了隔水管-井口-導管系統整體力學性能，并進行了鉆井液下泄研究以及反沖響應分析；李歡等[9-10]利用AMESim仿真軟件搭建了防反沖控制模型，研究了相關控制參數及脫離時刻對反沖控制的影響，并對隔水管張緊裝置抗反沖控制算法適應性進行了研究；任鋼峰等[11]、周天明等[12]依托相關制造企業完成了隔水管張緊器樣機的研制和陸地模擬試驗；何新霞等[13]對隔水管反沖控制系統進行建模與仿真分析，并提出基于模糊PID控制器調節反沖開度，有效地提高了系統的穩定性；董學蓮[14]、廖佳敏等[15]分析了高壓氣瓶體積、液壓管線壓降、系統張緊力和剛度等因素對隔水管張緊系統穩定性的影響；段明星等[16]基于SimulationX多學科仿真軟件建立了氣液回路和多體機械系統的聯動仿真模型，其分別研究分析了在正常鉆井作業、對稱布置的2套張緊液壓缸失效和隔水管緊急解脫這3種工況模式時的張緊系統動態響應；周然等[17]研究了隔水管張緊器的工作原理和特點，對2種隔水管張緊器進行性能分析和優缺點比較，分析了張緊器的發展趨勢；王騰等[18]綜合考慮了鉆井液下泄力、張拉力等因素影響，利用ANSYS/AQWA軟件建立了緊急解脫隔水管回彈耦合計算模型，并以1500 m水深鉆井作業緊急解脫隔水管為例進行了隔水管回彈響應分析；孫占廣等[19]通過對所建立的防反沖控制模型進行仿真分析，得出主閥開度控制曲線是隔水管反沖控制的主要影響因素，優化主閥開度曲線可優化反沖相應過程的結果；費凌等[20]以南海某鉆井平臺為基礎，設計了一種隔水管抗反沖控制閥，并將抗反沖控制閥應用在液缸式隔水管張緊系統模型中，以驗證抗反沖控制閥的抗反沖控制效果。

制約張緊器防反沖控制系統工業化應用的主要因素在于防反沖控制試驗投入成本高、海試風險大，防反沖控制系統直接影響隔水管系統和平臺的安全，海試必須保證在萬無一失的情況下才可開展。因此，在張緊器的設計過程中，通過仿真軟件開展抗反沖控制策略研究，研究結果用于驗證系統功能、優化控制策略以及防反沖閥的主閥結構設計，對于隔水管張緊器防反沖系統實現海上應用具有一定的實際意義。

隔水管串、環境載荷、張緊器和浮式平臺在反沖過程中屬于多體動力學耦合范疇。本研究針對隔水管串和張緊系統建立簡化模型，以單套隔水管張緊器和簡化后的隔水管串為基礎，開展相應的防反沖閥的設計和防反沖控制研究。

1 隔水管張緊器系統

1.1 系統組成

深水鉆井隔水管張緊器系統的主要功能是為隔水管串建立一個恒定的頂部張力，以補償隔水管隨海浪起伏相對浮式鉆井平臺或鉆井船只垂直方向的位移，從而保障鉆井平臺或者鉆井船在鉆采過程中隔水管系統在海水環境中的安全。

根據張緊力提供方式的不同，隔水管張緊器可分為直接作用式張緊器(Direct Acting Tensioner，DAT)和滑輪鋼絲繩式張緊器(Wireline Riser Tensioner，WRT)。

隔水管系統上部裝有伸縮節，起補償鉆井平臺升沉運動作用，伸縮節內管通過最上部的撓性接頭和分流器相連，其外管則通過張緊環與直接作用式隔水管張緊器相連；隔水管中間段為大量首尾相連相同長度的隔水管；隔水管下部由LMRP、BOP和下部柔性接頭組成，下部柔性接頭與水下隔水管總成相連，隔水管總成與水下防噴器相連接，隔水管整體結構連接如圖1所示。

圖1 隔水管張緊器防反沖系統組成圖

張緊器系統正常工作時，由張緊器液缸、低壓氮氣瓶、蓄能器、工作氣瓶組和防反沖閥等組成一個“液氣彈簧”組合，在海浪的作用下做升沉運動。由圖1可以看到，張緊器液缸氣腔室與低壓氮氣瓶相連接，低壓氮氣瓶起緩沖氣壓和保護液缸的作用；蓄能器與工作空氣瓶組相連接，工作空氣瓶組為蓄能器提供高壓；空氣控制橇和備用空氣瓶組共同實現對工作氣瓶組的增減壓；張緊器液缸和蓄能器之間連接有防反沖閥，通過控制防反沖閥的開度以調節連接張緊器液缸和蓄能器管線內液壓油的流量，從而達到控制張緊器液缸活塞桿運動速度的目的。

1.2 防反沖閥的主要作用

隔水管張緊器防反沖控制系統其作用主要有3個：

(1) 當LMRP與BOP的連接緊急斷開以后，限制隔水管垂直向上反沖的速度與加速度，從而控制伸縮節內筒沿外筒的縱向位移，防止內筒超出其最大沖程而發生內外筒的碰撞；

(2) 降低張緊器液缸中活塞的運動速度，防止活塞桿發生壓縮以及避免因張緊器鋼絲繩松弛導致鋼絲繩斷開或脫離滑輪，從而引起張緊器液缸系統的損壞；

(3) 通過控制隔水管頂部張緊力的大小，控制LMRP與BOP之間的軸向距離，防止兩者發生碰撞。

1.3 張緊器防反沖系統模型的基本假設

在對深水鉆井隔水管防反沖控制系統進行分析時，為方便分析和計算，所以對其模型進行簡化，對系統做如下假設：

(1) 僅考慮平臺垂直方向的升沉運動，即忽略反沖響應過程中隔水管的側向變形，并將其視為與波浪周期一致的簡諧(正弦)運動；

(2) 張緊器液壓缸、蓄能器等設備由于隨船作升沉運動，可視為和鉆井平臺一樣的剛性部件；

(3) 浮式鉆井平臺可自由運動，不考慮隔水管系統反作用力影響；

(4) 將隔水管系統作為細長桿結構模型進行考慮，隔水管的軸向剛度不變，忽略浮力塊的作用；

(5) 隔水管的離散段具有相同的彈簧剛度；

(6) 不考慮海流和海風對隔水管系統的橫向作用力，考慮海水對隔水管柱的黏性阻尼；

(7) 不考慮張緊器系統內液壓管線壓降局部壓力損失，不考慮系統內管路流量損失；

(8) 連接蓄能器和液壓缸間的管路內油液密度處處相等，即管路內的油液能量守恒；

(9) 忽略張緊器中氣體在狀態變化時與外界發生的熱交換，即氣體符合絕熱狀態變化規律。

2 隔水管張緊器系統數學模型的建立

2.1 隔水管系統模型

在鉆井平臺實際工作時，隔水管串的形狀為細長桿，忽略隔水管因海水流動或船體漂移所受的橫向受力。將隔水管串簡化為單自由度系統，對于隔水管串系統類的彈性體采用離散的質量-彈簧-阻尼單元進行模擬，隔水管串總質量分布為上、下2個集中質量塊M1和 M2，質量塊的摩擦力代表海水的阻尼力，搭建的隔水管模型忽略鉆井液和隔水管之間的摩擦力。上部質量塊M1為水面附近不帶浮力塊的隔水管重量，而隔水管串的質量更多集中在其垂直底部位置，將水下LMRP、鉆井液和下部隔水管串質量當做集中質量塊M2，上部質量塊Ml的質量占隔水管串總質量的25%，下部質量塊M2的質量占隔水管串總質量的75%，隔水管串質量分布模型如圖2所示。

圖2 隔水管串模型質量分布圖

在隔水管柱向上反沖過程中，假定其在反沖過程中為彈簧模型，其彈簧剛度K可由式(1)計算：

(1)

式中，E—— 隔水管彈性模量，取210 GPa

Ar—— 隔水管橫截面積，m2

L—— 隔水管串長度，m

海水對隔水管串的運動阻力可用冪律流體(非牛頓流體)進行簡化計算，計算公式為：

τ=μγl

(2)

式中，τ—— 剪切力

μ—— 稠度系數

γ—— 剪切速率

l—— 流變指數

將海水假設為牛頓流體，流變指數l取1，可以得到海水的阻力計算公式為：

Fsea=πDLμseavriser

(3)

式中，μsea—— 海水稠度系數，取1.5

vriser—— 隔水管串反沖上升速度，m/s

D—— 隔水管串水下動力學外直徑，m

2.2 氣體狀態變化分析

根據波義耳定律，在定量定溫下，理想氣體的體積與氣體的壓強成反比，則可得空氣瓶中高壓氣體在任意時刻的壓力計算公式：

(4)

式中，pg0—— 初始時刻高壓氣體壓力，MPa

Vg0—— 初始時刻高壓氣體體積，m3

pg—— 任意時刻高壓氣體壓力，MPa

Vg—— 任意時刻高壓氣體體積，m3

n—— 氣體常數，當蓄能器排油的速度很快當作輔助動力源或應急動力源時，可按絕熱過程來計算，取n=1.4

由于蓄能器和高壓空氣瓶氣體體積變化是由液壓缸的伸縮運動所引起，因此當液壓缸活塞在液缸內上下運動時，蓄能器和高壓空氣瓶氣體體積變化計算公式為：

(5)

高壓氣體體積Vg在任意時刻的計算公式如式(6)所示：

Vg=Vg0+AhrxP

(6)

式中，Ahr—— 張緊器液壓缸活塞有桿端的面積，m2

Dp—— 張緊器液壓缸活塞直徑，m

Dr—— 張緊器液壓缸活塞桿直徑，m

xp—— 張緊器液壓缸活塞相對缸體的位移，方向取向上為正，m

同理可得低壓氮氣瓶中的氮氣在任意時刻的體積和壓力計算公式分別為：

Vd=Vd0-Ahpxp

(7)

(8)

式中，pd0—— 初始時刻低壓氮氣氣體壓力，MPa

Vd0—— 初始時刻低壓氮氣氣體體積，m3

pd—— 任意時刻低壓氮氣氣體壓力，MPa

Vd—— 任意時刻低壓氮氣氣體體積，m3

Ahp—— 活塞無桿端的面積，m2

2.3 空氣彈簧剛度計算

作用在隔水管上的活塞桿力的變化取決于蓄能器氣體部分中壓縮空氣的壓力。由蓄能器、工作氣瓶組和液壓缸高壓部分組成的整個系統可被視為理想的氣體彈簧，需要計算其剛度，以便準確計算由于升沉運動引起的活塞桿力大小變化。

假設初始時刻液壓缸中的活塞位于其中間行程。因此，相應的蓄能器內氣體體積為：

Vg=Vg0+Ahrxp

(9)

假設氣體遵循絕熱變化(n=1.4)，則表達式為：

(10)

在穩定狀態下，液壓缸活塞桿力與液壓和氣動壓力平衡。那么，液壓缸中活塞的方程式表示為(忽略液缸與活塞的摩擦)：

Fp=pAhr-pdAhp+meffg

(11)

(12)

式中，Fp—— 液壓缸活塞力，N

p—— 液壓缸活塞上的液壓油壓力，MPa

Fl—— 液壓缸活塞桿拉力，N

meff—— 活塞總質量，包括活塞桿和活塞本體的質量，kg

在平衡狀態下，蓄能器氣室內的壓力pg等于施加在液壓缸活塞上的液壓油壓力，則：

pg=p

(13)

因此，下面的表達式是有效的，即：

Fp+pdAr-meffg=pgAhr

(14)

式中，Vg0+Vav—— 初始氣體體積，包括氣瓶組體積和蓄能器體積，m3

則空氣等效彈簧剛度k為：

(15)

上述表達式表明，彈簧剛度隨活塞位移的增大而減小，反之亦然。體積較小的蓄能器，由于蓄能器中的油量迅速增加而具有更大的剛度。

同理，通過同樣的步驟，可得低壓氮氣瓶中氣體彈簧的剛度表達式：

(16)

式中，Vn—— 低壓缸室內總氣體體積，包括氮氣瓶體積，m3

An—— 低壓氮氣瓶面積，m2

由式(16)可知，氮氣瓶內活塞面積越大、氮氣瓶壓力越高、活塞沖程越短或多變指數n值越大，低壓氮氣瓶腔室的剛度就越大。

2.4 張緊系統模型

張緊力和張緊器液壓缸剛度是張緊系統的重要參數，張緊力是由液壓缸活塞兩端的壓力差產生的，液壓缸高壓由高壓工作氣瓶提供，其低壓端連接低壓氮氣瓶。忽略張緊器系統液壓管線壓降及液壓缸內摩擦力等因素影響，可得到張緊器系統張緊力的計算公式：

Ft=pgAhr-pdAhp

(17)

對式(17)在液壓缸活塞的平衡點xp=0處做泰勒公式展開，略去高次項，可以得到線性化的張緊力計算公式：

(18)

由式(17)求活塞上張緊力Ft對活塞位移xp的導數，可以得到張緊器液壓缸剛度的計算公式：

(19)

通過對式(19)進行簡化，可以更加清楚的看到張緊器液壓缸剛度隨活塞位移的變化規律。在實際工作中，高壓空氣瓶中氣體的體積和壓力遠大于低壓氮氣瓶氣體的體積和壓力，所以式(19)可作如下近似簡化：

(20)

從式(20)可得，張緊器液壓缸剛度與液壓缸活塞的位移有關，隨著液壓缸活塞位移的增大，張緊器液缸剛度減小；張緊器液壓缸剛度也與氣體常數有關，氣體常數取值越大，張緊器液壓缸剛度越大；高壓空氣瓶氣體體積越大，張緊器液壓缸剛度越小；高壓空氣瓶氣體壓力越大，張緊器液壓缸剛度越大。

2.5 防反沖閥模型

在海上鉆井作業的半潛式鉆井平臺或鉆井船上隔水管張緊系統中，防反沖閥連接在油氣蓄能器和張緊器液壓缸之間起節流作用，其實際為一個比例節流控制閥，根據薄壁節流孔口特性，使用薄壁孔口流量公式可得到流過防反沖控制閥的流量方程式為：

(21)

式中，Cd—— 節流口的流量系數

Av—— 節流口的通流面積，m2

Δp—— 主閥兩端壓差，MPa

ρ—— 張緊器液壓缸內液壓油的密度，kg/m3

pa—— 蓄能器側油腔室壓力，MPa

pt—— 液壓缸側油腔室壓力，MPa

3 防反沖閥控制系統

3.1 工作原理

防反沖閥是隔水管張緊器控制系統的核心設備，用于控制從蓄能器流向張緊器液缸的油液流速，從而達到控制隔水管向上回升速度的目的，設計的防反沖閥系統有2種工作模式4種功能，防反沖閥控制系統的原理如圖3所示。

圖3 防反沖閥控制系統原理圖

根據海上鉆井平臺的油氣開采需求，設計的隔水管張緊器防反沖閥有正常工作和緊急控制2種工作模式。在正常工作模式下，防反沖閥全開不限流，此時張緊器系統的功能是鉆井平臺的升沉補償器，如果鋼絲繩式張緊器液缸鋼絲繩突然斷裂，或者有液缸無法正常工作時，管路內流過防反沖閥主閥的流量會突然變大，從而產生較大的壓差將主閥快速關閉，并通過主閥的節流孔讓液壓油繼續流向張緊器液缸，對張緊器液缸起到保護的作用。當防反沖閥處于緊急控制模式時，隔水管的LMRP與BOP連接斷開并向上運動，通過實時檢測液缸活塞和隔水管的位移并與主閥控制液缸位移做比較，PLC根據接收到的信號調節PV1比例閥的開度，從而控制主閥液缸的位移，同時主閥液缸的位移信號由LVDT反饋給PLC控制中心以此形成閉環控制，主閥液缸的活塞桿可以調節主閥的開度來調節管路內流向張緊器液缸的液壓油流速，以此控制液缸活塞桿回縮速度在2 m/s以內。如果在緊急控制模式時，出現張緊器液缸壓力大于蓄能器壓力一定值的情況，會在壓差作用下打開SV3讓SV2重新連接主閥液缸，連接后主閥液缸會在壓差作用下向上回縮，主閥的開度變大，管路內流量也會變大，當主閥兩端壓差減小到SV3的設定值時，SV3將關閉，由PV1繼續控制主閥的開度直到隔水管回收完成。

3.2 邏輯控制算法

根據設計的防反沖閥控制系統原理，采用PID位置反饋控制防反沖閥在緊急模式時的主閥開度，通過位移和速度傳感器實時檢測張緊器液缸活塞桿的位移和速度信號，并將檢測到的信號通過算法轉換成控制防反沖閥主閥開度的控制信號，控制目的是通過控制主閥的開度來調節流向液壓缸的液壓油流速，從而達到將液缸活塞桿運動速度控制在2 m/s以內的目的，使隔水管能夠順利平穩地回收到鉆井平臺。防反沖閥控制系統的PID位置反饋控制算法如圖4所示。

圖4 防反沖系統位置控制算法原理圖

3.3 張緊系統防反沖閥主要參數

挪威Aker Kvaerner MH公司生產的DAT直接作用式張緊器具有張緊能力大、重量輕、反沖控制效果好等優點，在我國某海上鉆井平臺上得到了應用。本研究以DAT為例，確定隔水管張緊系統的基本參數，研究不同結構參數對張緊器性能的影響，具體參數設置如表1所示，防反沖閥的工作參數設置如表2所示。

表2 防反沖閥的工作參數

4 防反沖系統的仿真分析

防反沖閥仿真模型主閥關鍵參數在AMESim軟件中的設置如表3所示。

表3 防反沖閥在AMESim中的主要參數

4.1 防反沖系統仿真模型

根據隔水管張緊器的實際工作情況，假設沿張力環周向均勻分布的6個張緊器受力情況完全相同，且全部張緊器處于正常工作狀態，則由模型的對稱性和簡化仿真計算量可知，只需針對1個張緊器系統和1/6個隔水管系統進行建模仿真分析即可。根據設計的張緊器防反沖閥系統工作原理圖和建立的數學模型，在AMESim軟件中搭建其仿真模型，如圖5所示。

圖5 張緊系統防反沖仿真模型圖

4.2 防反沖主閥開度與PID控制測試

采用PID控制方法，實現在隔水管緊急脫離時刻對主閥開度的調節，進而實現對液缸活塞速度的調節。在進行正式的防反沖控制之前，需先對設計的防反沖控制閥進行主閥輸入信號ψ與主閥開度xf的控制測試，圖6為防反沖閥主閥開度與PID控制測試模型。

圖6 防反沖閥主閥開度與PID控制測試模型

根據防反沖閥的控制性能指標，經過測試調節PID參數，最終確定PID參數如下：Kp=179，Ki=0.1，Kd=0.05。

從測試結果圖7中可以看出，輸入信號為3.4，相應的主閥閥芯位移為0.034 m，即輸入信號能精確控制主閥閥芯的位移。隨著主閥輸入信號在第5秒發出控制信號，主閥在第5.09秒完成響應，即主閥從全關到全開的響應時間為90 ms。當主閥輸入信號在第6秒再次發出控制信號，主閥在第6.11秒完成響應，即主閥從全開到全關的響應時間為110 ms。因此，主閥測試結果滿足主閥的設計要求，表明所設置的PID參數合理，符合實際應用要求。

圖7 主閥輸入控制信號與主閥開度關系曲線圖

4.3 防反沖閥功能測試

通過在AMESim軟件中搭建的張緊器防反沖系統的仿真模型來模擬分析防反沖閥在正常模式和緊急斷開模式時的工作情況，以驗證設計的防反沖閥的有效性和可靠性。

1) 正常模式

張緊器防反沖閥系統在正常模式工作時，其主要是在鉆井平臺隨海浪做升沉運動時起補償器的作用，保持隔水管拉力與張緊器系統拉力的平衡。在仿真模型中，通過液壓缸的失效來驗證防反沖控制閥的有效性，具體方法為：當液壓缸失效時，防反沖控制閥將檢測兩側壓差，當系統流量Q達到設定的觸發流量時，主閥兩側壓差增大，同時主閥開度將會減小直至閥關閉。在仿真中，利用分段線性信號源發生器模擬管路內流量的增加，利用節流閥口模擬防反沖控制閥的出口節流特性，仿真測試模型如圖8所示。

圖8 防反沖閥功能測試模型

根據建立的隔水管張緊器防反沖系統仿真模型以及防反沖閥的主要參數，得到防反沖閥相關的功能參數數據，仿真結果如圖9～圖11所示。

圖9 主閥閥芯位移與系統流量供應關系圖

圖10 主閥壓差與系統流量供應關系圖

從圖9～圖11可以看出，隨著系統流量供應的增加，主閥兩端的壓差達到一定值時，主閥閥芯的位移在主閥兩端壓差的作用下快速移動直到完成閥的關閉。由圖9可知，第5.19秒，流經主閥的流量達到預先假設的觸發流量9190 L/min；從圖11可知，第7.2秒,主閥在兩端壓差的作用下移動到最大位移處完成了主閥的關閉。因此，主閥從全開到全關用了2.01 s，主閥閥芯完全關閉的時間小于規定的2.5 s，滿足防反沖控制閥的工作性能要求，表明所設計的閥門能夠滿足工作要求，驗證了所設計的防反沖閥在正常模式時的功能有效性。

圖11 主閥閥芯位移與主閥壓差關系圖

2) 緊急模式

隔水管張緊器防反沖閥系統在緊急模式工作時，其主要作用是通過防反沖閥控制管路內液壓油的流速來調節隔水管的反沖速度，以保證隔水管能順利回收到鉆井平臺。在圖5建立的仿真模型中，通過用階躍信號元件設置相關參數傳遞控制信號給可變剛度彈簧模擬隔水管緊急脫離的過程。隔水管位移xg曲線如圖12所示，第29秒，隔水管底部裝置收到緊急脫離信號后LMRP和BOP連接裝置完成斷開操作，然后隔水管柱在巨大張緊力作用下開始向上反沖運動；第50秒，隔水管柱完成了回收，并鎖定在鉆井平臺上隨平臺一起在海浪作用下運動。

圖12 隔水管位移圖

從圖13、圖14中可以看出，第29秒，隔水管完成與井下連接裝置的脫離開始向上反沖；第30秒，液缸活塞桿達到最大速度1.55 m/s，然后液缸活塞桿速度v開始減小；第50秒，完成隔水管回收后速度趨于穩定值0。因此，在隔水管完成回收過程中，液缸活塞桿速度小于設計的液缸活塞桿最大運動速度2 m/s，所設計的防反沖控制邏輯能有效的將液缸活塞桿運動速度控制在合理范圍內。

圖13 張緊器液缸活塞桿位移圖

圖14 張緊器液缸活塞桿速度圖

4.4 海況對隔水管回收的影響

海況是引起船舶升沉和漂移運動的來源，海上不同的波浪等級會產生不同的波浪高度，這對隔水管的緊急斷開成功回收產生重要的影響。由于隔水管與浮式鉆井平臺/船屬于剛性連接，所以隔水管會隨著浮式鉆井平臺/船一起在波浪的作用下做垂直升沉運動。為避免隔水管在緊急脫離后的初始脫離階段LMRP與BOP相碰撞，需要在考慮波浪起伏的情況下合理的選擇隔水管脫離時間以便更好地控制隔水管向上的反沖速度。

用正弦波模擬海浪的起伏，浮式鉆井船的升沉周期與波浪運動周期相同。浮式鉆井船的升沉波高遵循衰減系數KS，則其升沉運動簡化計算公式為：

(22)

(23)

式中，Hb—— 船體隨波浪運動的高度，m

Hw—— 海水波浪的高度，m

S—— 船體沉入海水與海水接觸的面積，S=5500 m2

g—— 重力加速度，取9.8 m/s2

ρW—— 海水的密度，取1025 kg/m3

Mb—— 船體質量，取3.5×107kg

ωb—— 波浪角頻率，rad/s

由式(22)和式(23)計算可以得到鉆井船體在不同海況下隨海浪做升沉運動的計算參數，波浪高度和波浪周期等參數采用實際海況數據，如表4所示。

表4 鉆井船體在不同海浪等級時的升沉高度

根據表4所示的數據，在AMESim仿真軟件中計算得到隔水管在不同海況回收時的結果，如圖15所示。

圖15 在不同海況時隔水管回收效果

從圖15中可以看出，隨著海浪等級的增加，隔水管在回收時的波動越大，若隔水管在5級海浪以后開始執行緊急回收操作就會發生沖缸現象，導致液缸的損壞。因此，如果要緊急回收隔水管建議選擇在海浪等級較小時就開始對隔水管進行回收操作。

4.5 過拉張緊力對隔水管回收的影響

一般情況下，為保證在緊急斷開時隔水管能順利與井下連接器斷開，以及當有一對張緊器在維護或失效時也能正常工作，通常會給張緊系統設置一定的張緊過拉力[21]。

為驗證設置一定的過拉力對隔水管在緊急斷開時向上運動的影響，在仿真時分別給單個張緊器設置過拉量為-10%，-5%，0%，5%，10%，15%的張緊力，張緊力過拉量具體參數如表5所示，其他參數不變進行仿真分析，仿真計算得到的結果如圖16、圖17所示。

表5 張緊力過拉量參數值

圖16 不同張緊力過拉量條件下隔水管的位移變化

從圖16、圖17中可以看出隨著張緊力過拉量的增加，隔水管反沖的位移增大，同時液缸活塞桿的最大速度也將變大。從圖中17還可以看出，張緊力過小，在隔水管完成回收后液缸無法完全鎖定隔水管；張緊力過大，液缸可以鎖定隔水管，但會出現小幅的速度波動。因此，張緊力過拉量應在合理的范圍內，既可有效保證隔水管從連接裝置順利脫離，也避免液缸活塞桿的最大速度過大。

圖17 不同張緊力過拉量條件下液缸活塞桿速度變化

4.6 防反沖主閥閥芯位移對隔水管回收的影響

為進一步精確控制液缸活塞的回縮位移，對防反沖主閥閥芯最大位移對液缸活塞回縮位移的影響進行分析，得到的結果如圖18所示。

圖18 主閥不同閥口開度下液缸的位移變化

從圖18中可以看出，液缸活塞桿位移都會到達預先設置的鎖緊位移，防反沖主閥閥芯最大位移越小，能夠更加穩定平緩的控制張緊器液缸活塞的收縮，此仿真分析結果對液缸活塞回縮的精確控制有重要意義。

4.7 緊急斷開時刻對隔水管回收的影響

由于隔水管的反沖只發生在幾個海浪升沉周期，隔水管的反沖是有意義的使用一個規則波作為環境激勵和沿正弦周期點斷開隔水管。為了覆蓋整個循環周期，通常需要8個斷開點，以45°為增量，從0°～315°。因此，在AMESim平臺中用正弦信號模擬波浪運動的周期，用第24，25，27，29，30，31，33，35，36秒代表0°，45°，90°，135°，180°，215°，270°，315°，分析在這8個相位進行緊急脫離對隔水管位移和隔水管速度的影響，仿真結果如圖19、圖20所示。

圖19 緊急脫離時刻選擇對隔水管位移影響

圖20 緊急脫離時刻選擇對隔水管速度影響

從圖19、圖20可以看出，隔水管在0°～90°緊急脫離時，反沖速度大，且在回收過程出現向下運動的位移，這有可能會引起隔水管底部LMRP與BOP相撞；隔水管在135°～270°緊急脫離時，隔水管回收速度較小，在安全范圍內，且隔水管位移一直向上運動。因此，建議選擇在135°～270°之間對隔水管進行緊急脫離操作。

5 結論

(1) 通過建立的隔水管張緊器防反沖控制仿真模型，驗證了所設計的張緊器防反沖閥的控制功能、防反沖邏輯算法以及防反沖閥本身的性能參數達到了相應的設計要求，證明了所設計的防反沖閥的可靠性和有效性；

(2) 隔水管張緊器液缸活塞桿位置與主閥的開度控制曲線是防反沖控制的關鍵因素，不同的參數設定將產生完全不同的防反沖效果，本研究計算的防反沖控制參數可為隔水管張緊系統的實際應用提供相關的指導參考；

(3) 通過所建立的模型仿真發現，液缸的最大速度控制在2 m/s以內，系統流量等參數均在設計的工作范圍之內，因此，所設計的張緊器防反沖閥控制系統設計合理；

(4) 研究分析了海況、過拉力、防反沖主閥閥口最大開度以及緊急斷開時刻選擇對隔水管反沖控制作業的影響，根據仿真結果建議在5級海浪前進行隔水管的回收，建議選擇在135°～270°之間對隔水管進行緊急脫離操作，此仿真分析為進一步設計優化防反沖閥提供了參考依據；

(5) 可進一步優化主閥開度控制曲線和開展控制算法優化，進而優化防反沖的相關過程，并應考慮鉆井液濃度和鉆井液釋放對鉆井液反沖力的影響。