A INFLUÊNCIA DOS PARÂMETROS DE OPERAÇÃO E PROJETO NO DESEMPENHO DE ATUAÇÃO HIDRÁULICA DE VÁLVULAS SUBMARINAS DO TIPO GAVETA

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1 A INFLUÊNCIA DOS PARÂMETROS DE OPERAÇÃO E PROJETO NO DESEMPENHO DE ATUAÇÃO HIDRÁULICA DE VÁLVULAS SUBMARINAS DO TIPO GAVETA Marcos Hideo da Silva Mashiba Dissertação de Mestrado apresentada ao Programa de Pós-graduação em Engenharia Mecânica, COPPE, da Universidade Federal do Rio de Janeiro, como parte dos requisitos necessários à obtenção do título de Mestre em Engenharia Mecânica. Orientador: Sylvio José Ribeiro de Oliveira Rio de Janeiro Setembro de 2011

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3 Mashiba, Marcos Hideo da Silva A Influência dos Parâmetros de Operação e Projeto no Desempenho de Atuação Hidráulica de Válvulas Submarinas do Tipo Gaveta / Marcos Hideo da Silva Mashiba. Rio de Janeiro: UFRJ/COPPE, XIX, 195 p.: il.; 29,7 cm. Orientador: Sylvio José Ribeiro de Oliveira Dissertação (mestrado) UFRJ/ COPPE/ Programa de Engenharia Mecânica, Referências Bibliográficas: p Atuação hidráulica. 2. Válvulas submarinas. 3. Gaveta. I. Oliveira, Sylvio José Ribeiro de. II. Universidade Federal do Rio de Janeiro, COPPE, Programa de Engenharia Mecânica. III. Título. iii

4 DEDICATÓRIA Aos meus pais, Paulo e Maria, e minha irmã, Andriela, pelo amor essencial e cuidado único, pela paciência extrema, dedicação incondicional, orientação e presença constante em minha vida. Por acreditarem em mim mesmo nos momentos em que eu menos acreditava. A minha amada esposa Érika, companheira e amiga de todos os momentos, não só pelo incentivo, compreensão e paciência durante a etapa de elaboração deste trabalho, mas também pelo amor, carinho, cuidado e cumplicidade no dia-a-dia. iv

5 AGRADECIMENTOS Agradeço primeiramente a Deus não só pelo dom da vida, mas também pela proteção e por todas as bênçãos concebidas a mim e a toda minha família. À gerência PETROBRAS/CENPES/PDEP/TES, nas pessoas da gerente Louise Pereira Ribeiro e do gestor Cassio Kuchpil, pela liberação e pelo incentivo para realização deste trabalho de mestrado. Ao Professor Dr.-Ing. Sylvio José Ribeiro de Oliveira, pela orientação acadêmica e discussões que contribuíram para a execução deste trabalho. Ao ex-tutor e colega de trabalho Eng. Antonio J. P. R. Britto e ao ex-professor e colega de trabalho Eng. Euthymios J. Euthymiou pelo compartilhamento de todo o conhecimento prático e teórico relativo à disciplina de válvulas submarinas, essenciais para a realização deste trabalho. E por fim, porém com igual importância, agradeço a todos os colegas de trabalho que direta ou indiretamente contribuíram para o desenvolvimento desta dissertação de mestrado, em especial aos engenheiros Leonídio Buk Junior e Eduardo Grützmacher. v

6 Resumo da Dissertação apresentada à COPPE/UFRJ como parte dos requisitos necessários para a obtenção do grau de Mestre em Ciências (M.Sc.) A INFLUÊNCIA DOS PARÂMETROS DE OPERAÇÃO E PROJETO NO DESEMPENHO DE ATUAÇÃO HIDRÁULICA DE VÁLVULAS SUBMARINAS DO TIPO GAVETA Marcos Hideo da Silva Mashiba Setembro / 2011 Orientador: Sylvio José Ribeiro de Oliveira Programa: Engenharia Mecânica Este trabalho apresenta um modelo matemático capaz de prever com boa precisão, comparado aos resultados experimentais, o comportamento de uma válvula gaveta com atuador hidráulico nas condições de teste, tanto para ambiente atmosférico quanto para ambiente hiperbárico. É apresentada neste estudo uma comparação entre as curvas de atuação obtidas para conjuntos dos tipos FSC (falha segura fechada) e FSO (falha segura aberta), onde são identificadas as principais diferenças e os pontos mais críticos a cada projeto. Além disso, por meio deste modelo, foi possível avaliar, para a condição de operação, a influência que a variação da pressão à jusante da válvula exerce na força de atuação requerida pela válvula, bem como no desgaste das superfícies de vedação. Por fim, no que diz respeito aos testes de qualificação de projeto, é apresentado um diagrama com as falhas típicas verificadas em válvulas do tipo gaveta instaladas em equipamentos submarinos, que permite o completo mapeamento dos pontos a serem devidamente verificados no projeto de um conjunto válvula-atuador para aplicações submarinas. vi

7 Abstract of Dissertation presented to COPPE/UFRJ as a partial fulfillment of the requirements for the degree of Master of Science (M.Sc.) THE INFLUENCE OF THE OPERATING AND DESIGN PARAMETERS IN THE HYDRAULIC ACTUATION PERFORMANCE OF SUBSEA GATE VALVES Marcos Hideo da Silva Mashiba September / 2011 Advisor: Sylvio José Ribeiro de Oliveira Department: Mechanical Engineering This Dissertation presents a mathematical model able to predict with good accuracy, compared with the experimental results, the behaviour of a hydraulic actuated gate valve in the test conditions, for both atmospheric and hyperbaric environment. It is presented in this study a comparison between the actuation curves obtained for FSC (fail safe closed) and FSO (fail safe open) valve types, where the main differences, and also the most critical points, are identified for each project. In addition, through this model, it was possible to evaluate the influence that the development of downstream pressure profile has in the force required to actuate the valve, as well as in the wear of the sealing surfaces. Finally, with respect to the design qualification tests, is presented a diagram showing the typical failures found to occur in gate valves type installed in subsea equipment, which allows a complete mapping of points to be properly verified in the design of a valve-actuator assembly for subsea applications. vii

8 SUMÁRIO 1. INTRODUÇÃO VÁLVULA SUBMARINA DO TIPO GAVETA DESENVOLVIMENTO DO MODELO MATEMÁTICO viii

9 4. MATERIAIS E MÉTODOS RESULTADOS E DISCUSSÕES CONCLUSÕES REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ix

10 APÊNDICE A: Equação para cálculo da área de passagem de uma válvula do tipo gaveta paralela com passagem plena APÊNDICE B: Modelos matemáticos implementados no software Mathcad APÊNDICE C: Resultados obtidos do modelo matemático x

11 LISTA DE FIGURAS xi

12 xii

13 xiii

14 xiv

15 xv

16 LISTA DE TABELAS xvi

17 LISTA DE SÍMBOLOS E ABREVIAÇÕES AG AIV AMB ANM ANM-H ANM-V AP API ATM BAP boe BMHA BP bpd DCV DHSV FAI FAT FSC FSO GNL HCR Distância entre o convés da unidade de produção e a superfície do mar (Air Gap) Válvula de Isolamento do Anular (Annulus Isolation Valve) Ambiente Árvore de Natal Molhada Árvore de Natal Molhada Horizontal Árvore de Natal Molhada Vertical Alta Pressão American Petroleum Institute Atmosférico Base Adaptadora de Produção Barris de óleo equivalente Bombeamento Multifásico Hélico-axial Baixa Pressão Barris de petróleo por dia Válvula de Controle Direcional (Directional Control Valve) Válvula de Segurança de Sub-superfície (Down Hole Safety Valve) Falha na Posição (Fail As Is) Teste de Aceitação de Fábrica (Factory Acceptance Test) Falha Segura Fechada (Fail Safe Close) Falha Segura Aberta (Fail Safe Open) Gás Natural Liquefeito Alta Resistência ao Colapso (High Colapse Resistance) xvii

18 HIP HIPPS HPU ISO LDA LVDT MCV-A MCV-P MCV-U MOBO MSI MSIA MSIG MSM MSP MTBF OPEX PIG PIG-XO PLEM PLET PNTA PTFE PVT Hiperbárico Sistema de Proteção à Pressão de Alta Integridade (High Integrity Pressure Protection System) Unidade Hidráulica de Pressão (Hydraulic Pressure Unit) International Organization for Standardization Lâmina d'água Transdutor de Deslocamento Linear Variável (Linear Variable Displacement Transducer) Módulo de Conexão Vertical - Linha de Anular Módulo de Conexão Vertical - Linha de Produção Módulo de Conexão Vertical - Umbilical Módulo de Bombeio Manifold Submarino de Injeção Manifold Submarino de Injeção de Água Manifold Submarino de Injeção de Gás Manifold Submarino Misto Manifold Submarino de Produção Tempo Médio Entre Falhas (Mean Time Between Failures) Custos de Operação (Operational Expenditure) Dispositivo de Inspeção de Dutos (Pipeline Inspection Gage) Válvula de Interligação das linhas de anular e produção Pipeline End Manifold Pipeline End Termination Pressão Nominal de Trabalho do Atuador Politetrafluoretileno Teste de Verificação de Desempenho (Perfomance Verification Test) xviii

19 ROV RWI S-BCSS SBMS SCM SCPS SD SDU SPE SSAO TCC UEP UFP UP UTA UTH VASPS VIQ VMA VMP VSA VSP VWA VWP XOV Veículo Operado Remotamente (Remotely Operated Vehicle) Raw Water Injection Bombeio Centrífugo Submerso Submarino em Skid Sistema de Bombeio Multifásico Submarino Módulo de Controle Submarino (Subsea Control Module) Sistema de Cabeça de Poço Submarino Desvio Padrão (Standard Deviation) Unidade de Distribuição Submarina (Susea Distribution Unit) Society of Petroleum Engineers Sistema de Separação Água-Óleo Revestimento de Carbureto de Tungstênio (Tungsten Carbide Coating) Unidade Estacionária de Produção Unidade Flutuante de Produção Unidade de Produção Conjunto de Terminação do Umbilical (Umbilicial Termination Assembly) Cabeça de terminação do Umbilical (Umbilical Termination Head) Sistema de Bombeamento e Separação Anular Vertical (Vertical Annular Separation and Pumping System) Válvula de Injeção Química Válvula Master do Anular Válvula Master da Produção Válvula Swab do Anular Válvula Swab da Produção Válvula Wing do Anular Válvula Wing da Produção Válvula Crossover (interligação dos condutos de produção e anular) xix

20 1. INTRODUÇÃO 1.1. Sistema de Produção Submarino Um Sistema de Produção Submarino (SPS) nada mais é do que um conjunto de componentes dispostos e interligados de maneira a permitir a extração e o escoamento de óleo e/ou gás desde o reservatório até as facilidades de superfície. É tipicamente composto dos seguintes componentes: Poço completado; Sistema de Cabeça de Poço Submarino (SCPS); Base Adaptadora de Produção (BAP); Árvore de Natal Molhada (ANM); Flowlines; Risers; Umbilicais; Jumpers (rígidos e/ou flexíveis); Manifolds; Pipeline End Manifold (PLEM); Pipeline End Termination (PLET); e Subsea Isolation Valve (SSIV). Adicionalmente, um sistema de produção submarino pode ainda dispor de equipamentos de bombeamento e separação de fluidos, a saber: Sistema de Bombeamento Multifásico Submarino (SBMS), Sistema de Bombeamento Centrífugo Submerso em Skid (SBCSS), Módulo de Bombeamento (MOBO), Bombeamento Multifásico Hélico-Axial (BMHA), Sistema de Injeção de Água do Mar (RWI Raw Water Injection), Sistema de Bombeamento e Separação Anular Vertical (VASPS Vertical Anular Separation and Pumping System) e Sistema de Separação Água-Óleo (SSAO). No que diz respeito ao arranjo, um sistema de produção submarino pode variar, em termos de complexidade, de um simples poço satélite, ligado diretamente à Unidade de Produção (UP), a vários poços interligados a um manifold de coleta que transfere todo o fluido de produção à UP por meio de um único duto. 1

21 Alternativamente, um sistema de produção submarino pode ser projetado para permitir a transferência do fluido de produção diretamente do poço submarino à planta de processo localizada no continente (onshore), eliminando neste caso a necessidade de uma UP offshore. Este conceito é internacionalmente conhecido como subsea to shore ou subsea to beach. Na Figura 1-1 é ilustrado um sistema de produção submarino. Figura 1-1. Esquemático de um sistema de produção submarino. [1] Dentre os componentes listados anteriormente, são os equipamentos propriamente ditos os responsáveis pelo grande número de válvulas instaladas no leito submarino. Desta maneira, uma breve descrição dos principais equipamentos, os mais comumente empregados em um sistema de produção submarino, é feita a seguir: BAP Base Adaptadora de Produção A base adaptadora de produção é parte integrante do conjunto ANM, sendo um equipamento composto basicamente de conectores hidráulicos, tubos, elementos de 2

22 vedação, mandris de linhas de fluxo, válvulas do tipo gaveta e painéis de operação remota. É assentada e travada no topo do alojador de alta pressão do SCPS e possui as funções de: orientar e ancorar o suspensor de coluna, permitir o assentamento e travamento da ANM, bem como sua retirada sem a necessidade de desconexão das linhas de fluxo, e possibilitar a comunicação entre as linhas de produção e anular por meio da válvula PIG-XO. As linhas de fluxo, produção e anular, bem como o umbilical, são conectadas à BAP por meio dos módulos de conexão vertical (MCV), que recebem, respectivamente, as seguintes nomenclaturas: MCV-P, MCV-A e MCV-U. Para aplicações em águas ultraprofundas e alta pressão de trabalho, configuração na qual as cargas de instalação se aproximariam do limite suportado pela embarcação de lançamento das linhas, estes MCVs podem conter inclusive válvulas do tipo gaveta com acionamento manual. Esta válvula tem por objetivo permitir a instalação das linhas de fluxo sem o alagamento com água do mar, minimizando assim as cargas de instalação ANM Árvore de Natal Molhada A árvore de natal molhada é considerada o principal equipamento de segurança de um poço submarino, sendo assentada e travada no alojador de alta pressão da BAP, no perfil externo H4, por meio de um conector hidráulico. Sua função principal é realizar o fechamento do poço na ocorrência de qualquer eventualidade que possa resultar em produção descontrolada de hidrocarbonetos com riscos de vazamento para o ambiente marinho. Uma ANM é composta basicamente de um bloco principal, fabricado em aço forjado, que possui dois diâmetros de passagem, comumente conhecidos como passagem de produção e passagem de anular. Nestas passagens estão instaladas válvulas do tipo gaveta que são responsáveis pelo direcionamento ou contenção do fluido de produção, no caso de poços produtores, e de injeção, no caso de poços injetores. Tais válvulas são tipicamente acionadas por meio de um atuador hidráulico com mecanismo secundário de atuação por meio de veículo operado remotamente, mais conhecido como ROV (Remotely Operated Vehicle). Para tanto, todas as válvulas da ANM possuem interfaces de acionamento que se estendem até o painel de operação remota. 3

23 Quando o poço está produzindo normalmente, estes atuadores estão constantemente pressurizados com fluido hidráulico, o que mantém as válvulas na posição aberta. No entanto, como possuem modo de falha segura fechada (fail safe closed), com retorno por mola, no caso de perda de potência hidráulica pela UP, as válvulas são automaticamente levadas para a posição fechada, interrompendo, desta maneira, o fluxo de produção, ou de injeção. Atualmente existem também atuadores elétricos para aplicação submarina, nos quais a função de falha segura fechada é garantida por mola ou bateria. No entanto, por questões de confiabilidade, este tipo de atuador raramente é utilizado em equipamentos de segurança de poço. Sua aplicação atual está restrita basicamente a equipamentos de processamento submarino. É na ANM que se encontram também instrumentos que possibilitam o monitoramento dos parâmetros de produção, como pressão e temperatura. Adicionalmente, uma ANM pode conter elementos como módulo de controle submarino, mais conhecido como SCM (Subsea Control Module), e válvula estranguladora de fluxo (choke). Figura 1-2. Desenho 3D de uma ANM-V dotada de SCM: (a) vista isométrica e (b) vista frontal. (Cortesia: Aker Subsea) No que diz respeito à configuração das válvulas do bloco principal, uma ANM pode ser classificada como vertical (ANM-V) ou horizontal (ANM-H). 4

24 ANM-V Em uma ANM-V, o suspensor de coluna, elemento responsável pela interface entre a coluna de produção e a ANM, é assentado e travado no interior do alojador de alta pressão da BAP, sendo responsável por promover a vedação para o espaço anular formado entre o revestimento do poço e a coluna de produção. Além disso, as válvulas do tipo gaveta de uma ANM-V estão posicionadas diretamente na passagem vertical de produção e anular. Por esses motivos, as operações de intervenção na coluna de produção de um poço equipado com uma ANM-V demandam a sua desconexão e retirada. A principal vantagem de uma ANM-V é que ela pode ser removida sem que o suspensor de coluna, e conseqüentemente a coluna de produção, seja removida. Essa característica é ainda mais importante para aplicações em águas ultra-profundas, pois demanda menor tempo de sonda na intervenção do poço, recurso este que, por sua vez, é cada vez mais crítico. Por este motivo, este é o tipo de ANM comumente empregado nos campos de petróleo localizados em LDAs profundas e ultra-profundas do litoral brasileiro. Conforme mostrado na Figura 1-3, os principais componentes de uma ANM-V são: Válvula Master da Produção (VMP), identificada no painel da ANM como M1 ; Válvula Wing da Produção (VWP), identificada no painel da ANM como W1 ; Válvula Swab da Produção (VSP), identificada no painel da ANM como S1 ; Válvula Master do Anular (VMA), identificada no painel da ANM como M2 ; Válvula Wing do Anular (VWA), identificada no painel da ANM como W2 ; Válvula Swab do Anular (VSA), identificada no painel da ANM como S2 ; Válvula Crossover (XOV), identificada no painel da ANM como XO ; Válvula de Injeção Química (VIQ), identificada no painel da ANM como IQ ; Capa; e Bloco principal. 5

25 Figura 1-3. Esquemático de uma Árvore de Natal Molhada Vertical. [2] ANM-H Em uma ANM-H, o suspensor de coluna é assentado diretamente no seu interior e direciona o fluxo de hidrocarbonetos para a sua lateral, por este motivo a vedação deste componente é de fundamental importância neste tipo de ANM. Além disso, a passagem do anular é desviada diretamente para a lateral do bloco principal da ANM, o que possibilita o uso de suspensor de coluna com passagem de produção apenas. Isso permite que o projetoo da ANM-H considere diâmetros maiores para a passagem de produção, característicaa interessante principalmente para poços de alta vazão. Outra característica de uma ANM-H é que as válvulas do tipo gaveta estão posicionadas em derivações horizontais das passagens de produção e anular, o que permite que as operações de intervenção na coluna de produção sejam realizadas sem haja necessidade de desconexão e retirada da ANM. Por outro lado, em situações que demandem a recuperação da ANM-H, a sua retirada implica também na retirada do suspensor de coluna e, consequentemente, da coluna de produção, o que demanda maior tempo de sonda na intervenção do poço, resultando em custos operacionais significativamente maiores. Este tipo de ANM foi concebido inicialmente para utilizações pioneiras de poços submarinos equipados com o método de bombeamento centrifugo submerso (BCS), uma vez que tal aplicação é considerada como demandando alta taxaa de intervenção no poço, já que a bomba é instalada no interior do poço de petróleo. 6

26 Conforme mostrado na Figura 1-4, os principais componentes de uma ANM-H são: Válvula Master do Anular (VMA); Válvula Wing do Anular (VWA); Válvula de Circulação do Anular (VCA); Válvula Crossover (XOV); Válvula Master da Produção (VMP); Válvula Wing da Produção (VWP); Válvula de Injeção Química (VIQ); Plugue superior; Plugue inferior; Capa externa; Capa interna; e Bloco principal. Figura 1-4. Esquemático de uma Árvore de Natal Molhada Horizontal. [2] É interessante notar também que em uma ANM-H, as válvulas Swab, existentes na ANM-V, são substituídas por plugues mecânicos. 7

27 Manifold É um equipamento que possui uma base para assentamento em solo marinho na qual está ancorada uma estrutura metálica robusta que abriga basicamente: válvulas de isolamento, válvulas de controle de vazão (choke), tubos, conectores hidráulicos, SCMs, e instrumentos de monitoração de pressão, temperatura, vazão, presença de areia e taxa de corrosão-erosão. A Figura 1-5 mostra um manifold sem a estrutura metálica. Figura 1-5. Vista isométrica dos componentes internos de um manifold. [3] Em termos de projeto, um manifold pode ser fabricado de modo a contemplar a modularização dos componentes mais suscetíveis a falhas, tais como válvulas atuadas hidraulicamente, válvulas chokes, SCM e instrumentos de monitoração. Na Figura 1-6 é ilustrada a disposição dos módulos em um manifold. 8

28 Figura 1-6. Desenho 3D de um manifold com módulos de conexão vertical das linhas e módulo de controle submarino. (Cortesia: Petrobras) Este equipamento permite que sejam realizados o direcionamento do fluxo e o controle da vazão de fluido, tendo sua origem basicamente ligada à necessidade de interligação de vários dutos à apenas um duto principal com o objetivo de diminuir a quantidade de risers, e consequentemente do peso suspenso na UFP. É preferencialmente utilizado na explotação de campos de petróleo localizados em lâminas d água ultra-profundas, profundidades maiores que 1500 metros, condição na qual o peso suspenso na UFP deve ser minimizado ao máximo. O uso deste equipamento tem como vantagem principal a redução do custo do arranjo submarino, principalmente no que diz respeito à aquisição dos dutos. Além disso, seu uso promove o descongestionamento do solo marinho abaixo da UFP, nas proximidades dos pontos de ancoragem. No que diz respeito a sua função, um manifold pode ser classificado como sendo um manifold submarino de produção (MSP), um manifold submarino de injeção (MSI) ou um manifold submarino misto (MSM). 9

29 O MSP, também conhecido por manifold de coleta, é responsável por convergir o escoamento do fluido de produção advindo de vários poços produtores para um único duto por onde o fluido de produção é escoado até a UP. O MSI, também conhecido por manifold de distribuição, é responsável por divergir o escoamento do fluido de injeção, água e/ou gás, advindo da UP por meio de um único duto para vários poços injetores. O MSM, como o próprio nome sugere, é um manifold que possui simultaneamente as funções de coleta e distribuição. A disposição da tubulação de um manifold constitui os denominados headers, os quais possibilitam operações específicas que acabam por denominá-los, a saber: header de produção, responsável pela coleta da produção dos poços interligados ao manifold e pelo seu direcionamento para o duto de exportação; header de teste de produção, responsável por segregar a produção de um único poço para, desta maneira, permitir que testes de produção sejam realizados; e header de gas lift, responsável por receber o gás de injeção bombeado pela UP e direcioná-lo aos poços injetores PLEM Pipeline End Manifold O PLEM é um equipamento que, em função, se assemelha muito a um manifold. Pode ser utilizado tanto para convergir o fluxo de duas ou mais derivações para um único duto, como para divergir o fluxo de um único duto para duas ou mais derivações. A diferença é que o PLEM, ao contrário do manifold, não possui instrumentos de monitoramento nem elementos de controle. É composto basicamente de tubos, conectores hidráulicos, válvulas de isolamento e painel de operação remota. Na Figura 1-7 é mostrado um PLEM composto de uma derivação em Y e duas válvulas de isolamento. 10

30 Figura 1-7. Exemplo de Pipe Line End Maninold. (Cortesia: Petrobras) PLET Pipeline End Termination O PLET é um equipamento composto basicamente de uma válvula de isolamento, tubos, conectores hidráulicos, painel de operação remota e varandas basculantes para garantir estabilidade no assentamento em solo marinho, como mostrado na Figura 1-8. É normalmente utilizado em uma tubulação para permitir a conexão e transição do trecho flowline para o trecho ascendente (riser). Além disso, é utilizado na conexão, realizada por meio de jumper rígido ou flexível, de um duto com equipamentos submarinos, como manifolds e ANMs, conforme pode ser visto na Figura

31 Figura 1-8. Desenho de um PLET com varandas abertas. (Cortesia: Petrobras) SSIV Subsea Isolation Valve É um equipamento de segurança composto de uma estrutura metálica que abriga em seu interior basicamente uma válvula, preferencialmente do tipo esfera, com atuação hidráulica e função falha segura fechada. Sua instalação é feita em gasodutos, na transição entre flowline e riser, e tem como objetivos a contenção e a diminuição do inventário de gás, de modo a garantir a segurança e a integridade da UP no caso da ocorrência de queda ou dano do riser. Possui painel de operação remota e varandas basculantes para garantir estabilidade no assentamento em solo marinho Motivação e objetivos do trabalho O aumento expressivo da produção de petróleo e gás natural no Brasil observado ao longo dos últimos anos, aliado à elevada estimativa de crescimento, teve como principal consequência o crescimento e o fortalecimento da indústria de petróleo nacional. No entanto, com as inúmeras descobertas recentes da camada pré-sal, o fornecimento dos equipamentos utilizados na explotação destes campos é considerado atualmente como sendo um gargalo ao desenvolvimento dos mesmos. 12

32 Na Figura 1-9 é mostrada a evolução da produção de óleo e gás da Petrobras desde o ano de 2002 até o ano de 2010, bem como a projeção futura de produção. Figura 1-9. Projeção da produção nacional hidrocarbonetos até o ano de Petrobras. [4] Na Figura 1-10 são apresentadas a quantidade atual de equipamentos instalados, bem como uma estimativa de equipamentos a serem instalados pela Petrobras até o ano de 2020 para cumprimento das metas de produção estabelecidas pela empresa. Figura Projeção da quantidade de ANMs e Manifolds instalados no ano de Petrobras. [5] 13

33 Considerando a quantidade de equipamentos submarinos instalados e a serem instalados, e sabendo que todos eles contemplam o uso de ao menos uma válvula em seus projetos, fica fácil entender a razão pela qual estes componentes ganharam lugar de destaque no mercado. Recentemente, houve inclusive a identificação pelo Prominp (Programa de Mobilização da Indústria Nacional de Petróleo e Gás Natural) de que a indústria nacional de válvulas necessitará nos próximos anos de maiores investimento e desenvolvimento tecnológico para atender a demanda crescente no mercado por produtos de qualidade. E por se tratar de equipamentos destinados à exploração de petróleo em águas profundas, a disponibilidade operacional e a confiabilidade do projeto são fatores extremamente importantes a serem considerados, uma vez que nestas condições os custos de intervenção para retirada e manutenção de um equipamento, realizada normalmente com o apoio de sondas ou embarcações especiais, são extremamente elevados. Desta maneira, para garantir a operacionalidade das válvulas ao longo da vida útil de exploração do campo, o desenvolvimento do projeto destes componentes deve ser feito com base não apenas em métodos empíricos, por meio de tentativa e erro, mas também baseado em modelos matemáticos elaborados de modo a permitir uma investigação mais detalhada da sensibilidade do projeto à variação dos parâmetros de operação e projeto. Neste sentido, o modelo matemático desenvolvido neste trabalho tem por objetivo permitir a avaliação da influência dos parâmetros de operação e projeto no desempenho de atuação hidráulica de válvulas submarinas do tipo gaveta, presentes em maior número nos equipamentos submarinos. Além disso, a elaboração deste modelo permitirá avaliar as diferenças existentes, em termos de força de atuação, entre projetos de conjuntos do tipo FSC (Fail Safe Close) e FSO (Fail Safe Open), detalhados posteriormente neste trabalho. Como resultado, será possível realizar uma investigação minuciosa da diferença no acionamento destes tipos de válvula nas condições de teste e de operação, o que é extremamente interessante, uma vez que os testes de verificação de desempenho, normalmente realizados em laboratório, não refletem as condições reais de operação no que diz respeito à vazão de fluido pela válvula. 14

34 2. VÁLVULA SUBMARINA DO TIPO GAVETA Conforme apresentado no capítulo anterior, todos os equipamentos submarinos descritos contemplam o uso de válvulas em seu projeto. E dentre os tipos de válvulas existentes, a mais utilizada é a válvula do tipo gaveta paralela com passagem plena. Em termos de aplicação, estas válvulas exercem funções que vão desde o controle da injeção de produtos químicos, visando a garantia de escoamento, até o fechamento do poço, e consequente parada de produção, no caso de perda de potência por parte da unidade de produção, visando a segurança do sistema como um todo. A principal característica deste tipo de válvula é a obstrução mínima à passagem do fluxo quando totalmente aberta, resultando em baixa perda de carga ao escoamento. Isto acontece porque o seu obturador, a gaveta, atua perpendicularmente à linha de fluxo. Por este motivo, não são aconselháveis para aplicações de controle e estrangulamento de fluxo, já que as superfícies de vedação, tanto da gaveta como das sedes, podem sofrer desgaste por erosão quando em posições intermediárias, em razão do brusco aumento de velocidade do fluido nessas circunstâncias. Em aplicações submarinas estas válvulas são, em sua maioria, acionadas por meio de um atuador hidráulico, que possui mecanismo secundário de atuação por meio de ROV. Por sua vez, este mecanismo secundário de atuação pode ser do tipo rotativo ou linear. Alternativamente, uma válvula gaveta pode possuir apenas mecanismo de atuação mecânica. Estas válvulas mecânicas, como são conhecidas, são normalmente utilizadas em aplicações de isolamento (barreira de segurança), onde é esperada atuação apenas no momento da instalação e de eventuais intervenções Características de projeto e princípio de funcionamento Em termos construtivos, uma válvula gaveta atuada hidraulicamente pode ser considerada como sendo dividida em três partes principais, a saber: válvula, bonnet e atuador hidráulico, conforme mostrado na Figura 2-1 a seguir: 15

35 Figura 2-1. Válvula gaveta com atuador hidráulico com retorno por mola Válvula A válvula gaveta propriamente dita é composta basicamente de um corpo, usinado a partir de um bloco fabricado em aço forjado, onde são alojadas as sedes de montante e jusante, bem como a gaveta. A conexão da gaveta à haste principal do atuador é feita por meio de uma terminação em formato de T (T-slot). Estes componentes internos da válvula são mostrados na Figura 2-2. Figura 2-2. Componentes internos da válvula gaveta do tipo FSC. (Cortesia: Aker Subsea) 16

36 Conforme pode ser observado na figura anterior, cada uma das sedes possui em sua parte traseira um anel de vedação, geralmente do tipo labial energizado por mola, responsável por promover a vedação no espaço anular entre a face lateral da sede jusante e o corpo da válvula. Esse tipo de elemento de vedação é apresentado na Figura 2-3. Figura 2-3. Detalhe de um selo labial com energização por mola. [6] Como as sedes são montadas sobre molas em seus respectivos alojamentos, localizados no corpo da válvula, a gaveta, que é montada entre as sedes, está sempre sob interferência positiva das mesmas. Essa pré-energização garante a tensão de contato necessária para promover a vedação em baixas pressões de trabalho, condição na qual a energização da gaveta contra a sede de jusante não seria suficiente para promover estanqueidade. Além disso, esta interferência constante das sedes contra a gaveta, promovida pelas molas, impede que detritos oriundos do reservatório de hidrocarbonetos sejam trapeados na interface de vedação, entre sede e gaveta, evitando desta maneira danos às superfícies de vedação. Os componentes da parte traseira da sede de uma válvula do tipo gaveta são mostrados no desenho em corte da Figura

37 Figura 2-4. Detalhes da sede de uma válvula gaveta. No que diz respeito ao mecanismo de vedação, quando a válvula é levada para a posição fechada, o diferencial de pressão criado através da gaveta resulta na sua energização contra a sede de jusante, promovendo desta maneira a vedação de passagem por meio do contato metálico entre as superfícies de vedação na interface sede-gaveta. Como pode ser visto na Figura 2-5, a disposição do selo labial na sede de jusante faz com que a pressão atuante no mesmo haja no sentido de expandir os seus lábios, o que resulta na vedação do espaço anular formado entre a face lateral al da sede jusante e o corpo da válvula. Figura 2-5. Sistema de vedação de uma válvula gaveta. 18

38 Note que, devido à disposição do selo labial, a sede de montante não veda a passagem do fluido, o que garante que a pressão na cavidade do corpo da válvula seja praticamente igual à pressão a montante da válvula. Desta maneira, o fluido advindo da tubulação na qual a válvula está instalada está sempre no interior da cavidade do corpo de uma válvula gaveta. A vedação à jusante e a bi-direcionalidade no sentido de vedação são as principais características de projeto de uma válvula gaveta. No entanto, o projeto de uma válvula gaveta pode, alternativamente, contemplar também a vedação na sede de montante da válvula, o que solicitaria maior esforço por parte do atuador no seu retorno, uma vez que não haveria comunicação de pressão entre a montante e a cavidade do corpo Bonnet O bonnet pode ser considerado como sendo o componente responsável por possibilitar a ligação do atuador à válvula propriamente dita. É nele que está alojado o sistema de vedação da haste, geralmente composto por um conjunto de gaxetas em formato de V, cuja função é permitir a passagem da haste principal do atuador durante o acionamento da válvula e, ao mesmo tempo, impedir a comunicação da pressão interna à válvula com a câmara da mola do atuador. Desta maneira, a pressão da cavidade do corpo da válvula, atuando no diâmetro de vedação da haste principal, auxilia no retorno do atuador. É no bonnet que se encontra também uma superfície cônica de vedação metálica conhecida por backseat. A haste principal do atuador, que é conectada à gaveta da válvula, possui uma protuberância cônica logo acima do T-slot. O final de curso do atuador é definido quando este ressalto da haste topa com a região cônica do bonnet, promovendo uma vedação por contato metálico que isola completamente o conjunto de gaxetas da haste da pressão existente na cavidade do corpo da válvula. O sistema completo de vedação da haste é mostrado na Figura 2-6 a seguir: 19

39 Figura 2-6. Sistema de vedação da haste: conjunto de gaxetas e backseat Atuador hidráulico O atuador é o componente responsável pela abertura e pelo fechamento da válvula. Para tanto, a força líquida fornecida pelo atuador, tanto no avanço quanto no retorno da haste, deve ser maior do que os esforços requeridos para atuação da válvula. O projeto de uma válvula submarina normalmente contempla o uso de atuadores hidráulicos, no entanto, com o avanço da confiabilidade dos componentes elétricos para aplicação submarina, o uso de atuadores elétricos vem ganhando cada vez mais espaço. No caso de um atuador hidráulico, a força de atuação é gerada pela injeção de um fluido de controle específico no cilindro do atuador. Desta maneira, o trem de acionamento é empurrado contra uma mola, que é comprimida até que o final de curso do atuador seja atingido. Com esta energia potencial elástica armazenada, no caso de perda da função hidráulica, e conseqüente perda de pressão no cilindro do atuador, a mola promoverá o retorno automático do atuador à sua posição original. Na montagem do atuador, a mola é assentada no interior da camisa da mola com uma de suas extremidades apoiada no bonnet e a outra no que se conhece por prato da mola, que, conforme mostrado na Figura 2-7, nada mais é do que uma extensão do próprio cilindro do atuador. Esta mola pode ser do tipo helicoidal (carregamento linear) ou belleville (carregamento não-linear), sendo montada com uma pré-carga para garantir a vedação do backseat no fim de curso do atuador. Essa pré-carga ajuda também a evitar a abertura indesejada das válvulas de um determinado equipamento durante a sua descida para instalação no solo marinho. 20

40 Adicionalmente, um atuador hidráulico projetado para aplicações submarinas deve dispor de um mecanismo de atuação secundário, mais conhecido por override, que permita sua atuação remota via ROV. Neste caso, uma ferramenta de atuação é acoplada ao painel de operação remota do equipamento no qual o conjunto válvulaatuador está instalado. Esta ferramenta, controlada via ROV, aplica a força necessária para acionar o conjunto diretamente na haste superior do atuador. A maior parte dos atuadores instalados até o presente momento possui override rotativo, no entanto, os novos projetos estão contemplando o uso de override linear. Os principais componentes de um atuador hidráulico podem ser vistos na Figura 2-7. Figura 2-7. Componentes de um atuador hidráulico. Na parte externa do atuador hidráulico existe um reservatório de compensação que é conectado à câmara da mola por meio de um furo feito diretamente na camisa da mola. Este reservatório, que possui em seu interior uma bexiga, tem a finalidade de compensar a pressão hidrostática equivalente à lâmina d água de instalação do equipamento. Ainda em fábrica, após a montagem completa do atuador no equipamento, é feito o preenchimento completo da câmara da mola e do reservatório de compensação com fluido hidráulico. Desta maneira, quando em ambiente submarino, a pressão externa é transmitida para o interior do atuador, de modo a contrabalancear a pressão equivalente à coluna de fluido de controle no interior do cilindro de atuação, o que impede o avanço do atuador com o aumento da profundidade durante a instalação do equipamento. 21

41 Além disso, este compensador permite que o projeto da camisa da mola contemple uma menor espessura de parede, uma vez que não haverá diferencial de pressão entre as partes interna e externa da câmara da mola. Figura 2-8. Conjunto válvula-atuador com reservatório de compensação. (Cortesia: BEL) 2.2. Função de falha segura A função de falha segura de um conjunto válvula-atuador é o que determina a posição para a qual o obturador será automaticamente levado no caso de perda da função de controle (hidráulica ou elétrica) do equipamento. O retorno do atuador é basicamente garantido pela energia potencial elástica armazenada na mola. No entanto, como será visto posteriormente, deve-se considerar também a força devido à pressão na cavidade do corpo da válvula, que atua no diâmetro de vedação da haste principal no sentido de retornar o atuador. Um conjunto válvula-atuador pode possuir uma das seguintes funções de falha segura: Função de falha segura fechada (FSC); Função de falha segura aberta (FSO); e Função de falha na posição (FAI Fail As Is). 22

42 No caso de uma válvula gaveta, o que define a posição de falha segura é a posição na qual o furo de passagem é usinado na gaveta. Em um conjunto FSC, o furo de passagem está posicionado na parte superior da gaveta. Desta maneira, com o retorno do atuador pela mola, a válvula é alinhada para o fechamento. Quanto o atuador é acionado hidraulicamente, o trem de acionamento desloca a válvula para a posição aberta, alinhando o furo de passagem da gaveta com a passagem das sedes, como pode ser visto na Figura 2-9. As válvulas do tipo FSC são normalmente instaladas em equipamentos com função de segurança, como ANMs por exemplo. (a) (b) (c) (d) Figura 2-9. Trem de acionamento de uma válvula gaveta FSC nas posições (a) fechada, (b) crack-open, (c) semi-aberta e (d) completamente aberta. 23

43 Em um conjunto FSO, o furo de passagem está posicionado na parte inferior da gaveta, o que faz com que a válvula seja alinhada para abertura, quando do retorno do atuador pela mola. Quando o atuador é acionado hidraulicamente, o trem de acionamento desloca a válvula para a posição fechada, bloqueando a passagem, como pode ser visto na Figura As válvulas do tipo FSO são normalmente instaladas em equipamentos cuja prioridade é a garantia da produção, como manifolds por exemplo. (a) (b) (c) (d) Figura Trem de acionamento de uma válvula gaveta FSO nas posições: (a) aberta, (b) semi-fechada, (c) pinch-off e (d) completamente fechada. 24

44 Apenas como informação, já que não será escopo deste trabalho, o atuador FAI não possui mola e sim um pistão de dupla-ação, o que permite que a sua posição seja mantida no caso de perda da sua função de controle (hidráulica ou elétrica) Sistema de controle O sistema de controle, como o próprio nome sugere, é responsável pelo controle de todas as funções, hidráulicas e/ou elétricas, dos componentes de um equipamento submarino, tais como válvulas. Além disso, por meio da comunicação estabelecida com as facilidades localizadas na superfície, o sistema de controle pode também permitir o constante monitoramento dos parâmetros de produção, tais como pressão, temperatura e vazão, bem como dos parâmetros relacionados à integridade do sistema de produção, a saber: presença de areia, taxa de corrosão/erosão, dentre outros. Um sistema de controle é dividido basicamente em duas partes: uma localiza-se na superfície, na própria unidade de produção, e abriga toda a estrutura de geração e controle principal de potência; a outra, localizada em ambiente submarino, é composta pelos componentes responsáveis pela distribuição e controle secundário de potência. Na Figura 2-11 é ilustrado um sistema de controle típico, na qual são mostrados os principais componentes que integram o sistema de distribuição submarina. Nesta figura, tanto a parte de superfície quanto a parte submarina estão representadas. 25

45 Figura Componentes de um sistema de controle submarino. [3] Os principais tipos de sistema de controle são: Hidráulico direto; Hidráulico pilotado; Hidráulico seqüenciado; Eletro-hidráulico multiplexado; e Elétrico. Atualmente no Brasil, os sistemas de controle do tipo hidráulico direto e eletrohidráulico multiplexado são os mais comumente empregados. Apenas para fins didáticos, a seguir são apresentados uma breve descrição e os esquemáticos destes sistemas mais comuns Hidráulico direto O sistema de controle hidráulico direto é o mais simples dentre os sistemas de operação remota utilizados em aplicações submarinas. Neste tipo de sistema cada componente é controlado por meio de uma mangueira dedicada, o que acaba por restringir sua aplicação a sistemas de pequeno porte e de menor complexidade. Por 26

46 esta razão, são tipicamente aplicados no controle de equipamentos instalados em poços satélites, que estão ligados diretamente à unidade de produção e localizados em distâncias menores que 10 km. Conforme pode ser visto na Figura 2-12, a operação do sistema de controle hidráulico direto é bastante simples. Por meio do alinhamento da válvula de controle direcional (DCV), localizada no painel de controle da superfície, com a linha de suprimento (linha vermelha), é realizada a pressurização de uma determinada mangueira do umbilical, responsável pela atuação de um determinado componente do sistema, como um atuador por exemplo. No sentido contrário, alinhando-se a DCV com a linha de retorno (linha azul), o fluido de controle existente nesta mangueira é então retornado para o reservatório da unidade de potência hidráulica (HPU Hydraulic Power Unit), localizada na unidade de produção, promovendo assim a desenergização do componente atuado anteriormente. Note que neste caso, a abertura e fechamento do atuador são realizados por meio da pressurização e despressurização da mesma linha de controle, o que implica em um maior tempo de resposta para este sistema. Figura Esquemático de um sistema de controle do tipo hidráulico direto. [3] 27

47 A principal vantagem deste tipo de sistema de controle é o fato de que os seus componentes críticos localizam-se nas facilidades de superfície, o que torna fácil o acesso aos mesmos, reduzindo assim os custos de intervenção no caso de falhas e agregando uma maior confiabilidade ao sistema. Como principal desvantagem, pode-se citar o maior tempo de resposta, o grande número de mangueiras necessárias no umbilical de controle e a limitação de distância para sua aplicação Eletro-hidráulico multiplexado Como pode ser visto na Figura 2-13, o sistema eletro-hidráulico multiplexado é muito mais complexo do que o sistema hidráulico direto. Neste caso, para operar a abertura de uma válvula de um equipamento submarino, um comando, em forma de sinal elétrico, é enviado por meio de um software a partir da Estação de Controle Principal até o Módulo de Eletrônica Submarina, localizado no Módulo de Controle Submarino (SCM). Já no SCM, este sinal elétrico é convertido e opera então o alinhamento da DCV com a linha de suprimento hidráulico (linha vermelha), que por sua vez está energizada por acumuladores hidráulicos localizados no próprio SCM. Os componentes internos de um SCM tipicamente utilizado podem ser vistos na Figura Da mesma maneira, o fechamento da válvula é realizado por meio de um comando enviado a partir da Estação de Controle Principal. Neste caso, ao receber o comando, a DCV alinha-se com a linha de retorno para o mar (linha azul), o que permite que o fechamento da válvula pelo retorno do atuador seja feito em um tempo bem menor, já que a dinâmica do umbilical no retorno do fluido à unidade de produção é eliminada neste conceito. 28

48 Figura Esquemático de um sistema de controle do tipo eletro-hidráulicmultiplexado. [3] Além do menor tempo de resposta, este tipo de sistema de controle, quando comparado com o hidráulico direto possui as seguintes vantagens: Permite o controle de sistemas de produção mais complexos e distantes da unidade de produção; Permite o controle de vários componentes por meio de uma única linha de controle; Permite o monitoramento de parâmetros de produção e de operação/integridade; e Umbilical de controle com menor peso linear, uma vez que o número de mangueiras hidráulicas requeridas é menor. E como principais desvantagens, podem ser citados os seguintes pontos: O alto nível de complexidade do sistema; O aumento do número de componentes submarinos; e Desempenho altamente dependente da classe de limpeza do fluido de controle. 29

49 Figura Principais componentes de um SCM. [3] 2.4. Curva de atuação característica de uma válvula do tipo gaveta A curva de atuação característica de uma válvula representa nada mais do que a força, traduzida em pressão (ou torque), necessária no atuador para promover o avanço e o retorno do obturador da válvula, neste caso uma gaveta. O teste de desempenho de atuação hidráulica, como é conhecido, é realizado em vários momentos durante a qualificação do projeto de um conjunto válvula-atuador, mas basicamente em quatro condições: Em ambiente atmosférico com baixa pressão no corpo da válvula; Em ambiente atmosférico com alta pressão no corpo da válvula; Em ambiente hiperbárico com baixa pressão no corpo da válvula; e Em ambiente hiperbárico com alta pressão no corpo da válvula. Onde o termo baixa pressão pode ser interpretado como 0 ou 5% da pressão de trabalho do projeto, a depender das diretrizes consideradas para a execução do teste; alta pressão é definido como sendo 100% da pressão de trabalho e ambiente hiperbárico é definido como pressão externa equivalente à LDA máxima do projeto. 30

50 É importante ressaltar que, durante a realização desse teste, a vazão de fluido de teste passando pela válvula é extremamente baixa, da ordem de 1 l/min, quando comparada à vazão de produção à qual a válvula estará submetida quando instalada. Além disso, na execução dos testes, tanto a válvula como o atuador recebem fluido de unidades de pressão hidráulica, controladas por meio de painéis de instrumentação, dotados de válvulas reguladoras e de bloqueio, além de manômetros, transdutores de pressão e controladores lógicos programáveis. Desta maneira, em condições de teste, é possível verificar a pressão à jusante da válvula equalizando-se com a pressão a sua montante imediatamente após o início da abertura de passagem, quando a área de passagem ainda é muito pequena, o que não ocorre em condições reais. Em uma curva de atuação característica adquirida durante um teste de verificação de desempenho (PVT - Performance Verication Test), os seguintes parâmetros são tipicamente monitorados e aquisitados: pressão de atuação, pressão de montante, pressão de jusante, pressão do corpo, pressão do backseat e curso do atuador. O gráfico apresentado na Figura 2-15 mostra uma curva de atuação característica de uma válvula gaveta do tipo FSC em alta pressão e ambiente atmosférico. Este tipo de curva é aquisitada em laboratório durante o teste de desempenho de atuação hidráulica e foi denominada de assinatura de uma válvula [7], devido ao fato de que cada válvula, independentemente de ser ou não do mesmo fabricante, apresenta uma curva em particular. Para um melhor entendimento, o aparato de teste utilizado na execução dos testes de desempenho de atuação hidráulica é detalhado no Capítulo 4, onde também é apresentado o descritivo do teste. Figura Curva de atuação característica (assinatura) e seus pontos-chave. 31

51 Conforme definido por EUTHYMIOU [7], os pontos identificados na Figura 2-15, referenciados neste trabalho como pontos-chave, podem ser facilmente identificados na curva de atuação característica de um conjunto válvula-atuador. A definição destes pontos é apresentada na Tabela 2-1 a seguir. Tabela 2-1. Pontos-chave em uma curva de atuação característica. A1 A2 A3 Início do movimento da haste de override do atuador: valor da pressão de atuação quando o backseat está na iminência de abrir. Ponto não identificável em testes realizados com zero de pressão no corpo da válvula. Início do movimento da gaveta: valor da pressão de atuação no momento em que se dá a equalização entre as pressões do corpo e do backseat. Início de comunicação: maior valor da pressão de atuação antes da sua queda abrupta, ainda com diferencial de pressão entre montante e jusante. A4 A5 R1 R2 Completa equalização: valor da pressão de atuação no momento em que ocorre a completa equalização entre as pressões de montante e jusante. Final de avanço do atuador: maior valor da pressão de atuação antes do seu aumento abrupto até a Pressão Nominal de Trabalho do Atuador (PNTA). Início do retorno do atuador: menor valor da reta vertical traçada pela pressão de atuação no início do movimento de retorno do atuador. Fim de comunicação: maior valor da pressão de atuação antes da sua queda abrupta, ainda sem diferencial de pressão entre montante e jusante. R3 Completo diferencial: valor da pressão de atuação no momento em que a jusante da válvula atinge a completa despressurização devido ao fim de comunicação entre montante e jusante. R4 Final de retorno do atuador: maior valor da pressão de atuação antes da sua queda brusca até a completa despressurização. Neste ponto ocorre também a despressurização completa do backseat. 32

52 2.5. Qualificação do projeto de um conjunto válvula-atuador O principal objetivo da execução de testes de qualificação de projeto, também conhecido por teste de verificação de desempenho (PVT), é avaliar um determinado componente quanto a sua capacidade de operar dentro dos parâmetros especificados no seu projeto básico, atendendo a requisitos específicos dispostos em normas internacionais e/ou especificações técnicas. No entanto, para definir quais testes são necessários para se verificar de forma consistente o projeto de um determinado componente, é necessário conhecer detalhes não só do projeto em si, mas também do seu funcionamento. Desta maneira, torna-se possível identificar os possíveis modos e mecanismos de falhas aplicáveis a este componente. Nesse sentido, uma contribuição adicional deste trabalho é o diagrama apresentado na Figura 2-16, que relaciona as falhas tipicamente verificadas em válvulas do tipo gaveta instaladas em equipamentos submarinos. Em se tratando de equipamentos submarinos, principalmente aqueles instalados em lâminas d água profundas e ultra-profundas, devido às dificuldades de acesso, e conseqüentemente aos altíssimos custos de intervenção, torna-se necessário garantir um maior tempo médio entre falhas (MTBF - Mean Time Between Failures) para seus componentes. Isso porque são desejáveis o aumento da disponibilidade do sistema e a diminuição dos custos de operação (OPEX) e da possibilidade de lucro cessante. Por esta razão, os testes de qualificação realizados em válvulas para aplicações submarinas são muito mais rigorosos e extensos do que os testes de qualificação aplicáveis a válvulas de superfície. Na Tabela 2-2 é apresentada a relação dos testes requeridos em normas internacionais [8, 9] para a qualificação de um projeto de válvula submarina com atuador hidráulico. Apenas para referência, ressalta-se que além dos testes listados nesta tabela, há também o teste de compatibilidade química com os fluidos de produção, processo, controle e água do mar. Este teste é realizado tanto para materiais metálicos quanto para os resilientes. 33

53 Figura Falhas típicas verificadas em válvulas do tipo gaveta instaladas em equipamentos submarinos. 34

54 Tabela 2-2. Relação de testes usualmente realizados na etapa de qualificação do projeto de um conjunto válvula-atuador do tipo gaveta. Condição do Ambiente de Teste Relação de Testes (ISO 10423:2009 e ISO :2010) Pressão (T = Amb.) Temperatura (P = Amb.) Atm. Hip. Máx. Mín. Teste de ciclagem da mola do atuador 5000 ciclos X Teste de integridade estrutural do corpo da válvula X Teste de integridade estrutural do cilindro do atuador X Teste de vedação da câmara de compensação do atuador X Teste de vedação do atuador em baixa pressão X X X X Teste de vedação do atuador em alta pressão X X X X Testes de vedação das sedes da válvula em baixa pressão X X X X Testes de vedação das sedes da válvula em alta pressão X X X X Testes de vedação do corpo da válvula em baixa pressão X X X X Testes de vedação do corpo da válvula em alta pressão X X X X Teste de desempenho de atuação hidráulica em baixa pressão X X X X Teste de desempenho de atuação hidráulica em alta pressão X X X X Teste de desempenho de atuação mecânica em baixa pressão X X X X Teste de desempenho de atuação mecânica em alta pressão X X X X Teste de ciclagem do conjunto 160 ciclos de abertura e fechamento X Teste de pulsos de pressão 200 ciclos de pressão na válvula X Teste de ciclagem do conjunto 20 ciclos de abertura e fechamento - - X X Teste de ciclos combinados de temperatura e pressão - - X Teste de vedação do sistema de vedação da haste ao meio externo - X - - Teste de ciclagem do conjunto 200 ciclos de abertura e fechamento - X - - Teste de pulsos de pressão 200 pulsos X

55 Como pode ser observado na Tabela 2-2, no que diz respeito aos testes cíclicos de abertura e fechamento, que são realizados com diferencial pleno de pressão, um programa de qualificação típico contempla, no mínimo, um total de 400 ciclos. Esse número é reportado como sendo mínimo, porque a maior parte das companhias produtoras de petróleo exige uma ciclagem adicional (endurance test) à especificada pelas normas internacionais, de modo a verificar a robustez e, consequentemente, a confiabilidade do projeto da válvula. O objetivo principal do teste de ciclagem é realizar o desgaste acelerado das superfícies de vedação, sejam elas do tipo metal-metal ou metal-resiliente, existentes no trem de acionamento do conjunto válvula-atuador, a saber: pistão-cilindro, hastebonnet e sedes-gaveta. Com isso, é possível avaliar na prática a influência que o desgaste natural destas superfícies exerce na força requerida para atuação da válvula, assim como na sua capacidade de vedar a passagem de líquido e de gás. Das interfaces de vedação citadas anteriormente, a superfície de vedação entre sede e gaveta é a que apresenta o desgaste mais severo. Obviamente, devido às elevadas pressões atingidas no contato entre a gaveta e a sede de jusante durante a execução dos testes com alta pressão na válvula, a qualificação do projeto termina por validar também o revestimento duro aplicado às superfícies metálicas de vedação. Atualmente, a maioria dos fabricantes de válvula gaveta para aplicações submarina considera em seus projetos aplicação de revestimentos do tipo cerâmico-metálico (WC-Co) nas superfícies de vedação das sedes e gaveta. É importante notar, na Figura 2-16, que a falha por dano ou desgaste severo no revestimento das sedes e/ou da gaveta tem influência direta tanto na capacidade de vedação de uma válvula, quanto no seu desempenho de atuação hidráulica e mecânica. Isso faz com que especial atenção seja dada na definição do revestimento a ser aplicado nestes componentes, tanto no que diz respeito a sua estrutura/composição quanto no que diz respeito ao método de aplicação. Neste sentido, torna-se interessante identificar a relação entre a condição de operação e os possíveis mecanismos de desgaste relativos ao contato metálico das superfícies de vedação da válvula. Para tanto, pode-se considerar a Figura 2-17, onde são destacados os mecanismos de desgaste mais prováveis de ocorrer nas superfícies de vedação de uma válvula do tipo gaveta para aplicação submarina. 36

56 Figura Diagrama mostrando a relação entre as condições de operação e o mecanismo de desgaste. [10] 37

57 3. DESENVOLVIMENTO DO MODELO MATEMÁTICO Conforme discutido por FOWLER [11] e HERD [12], as equações de 3.1 a 3.4, apresentadas a seguir, nortearam por muitos anos o projeto de válvulas do tipo gaveta com atuador hidráulico, e função de falha segura fechada, para aplicação submarina. (3.1) (3.2) (3.3) (3.4) Onde: : : : : : : : : : : : Diâmetro da haste principal Diâmetro de vedação na interface sede-gaveta Fator de segurança para o cálculo do diâmetro da haste Coeficiente de atrito no contato entre sede-gaveta Pressão de controle necessária para abertura da válvula Pressão interna da válvula Força de pré-carga da mola do atuador Força de atrito devido ao sistema de vedação da haste principal Força de atrito devido a outros contatos Área efetiva do pistão do atuador Força crítica para fechamento da válvula 38

58 Alguns anos depois, ALI et al. [13] fizeram três importantes observações a respeito dessas equações tradicionalmente utilizadas, até então, no projeto de atuadores hidráulicos para aplicações submarinas, a saber: Pelas equações tradicionais, a pressão agindo no pistão do atuador, quando o mesmo estivesse em posição de retorno em ambiente submarino, seria apenas a pressão hidrostática devido à LDA. No entanto, tal consideração era válida apenas para equipamentos cujo sistema de controle fosse do tipo fechado, no qual o reservatório de fluido de controle estava submerso nas proximidades do equipamento, no solo marinho. No caso de sistemas de controle do tipo aberto, no qual o reservatório de fluido de controle situa-se na unidade de produção (quer seja fixa ou flutuante), a uma distância média de 30 metros acima da superfície do mar distância conhecida por air-gap (AG), a pressão agindo no pistão do atuador no sentido de abertura de uma válvula FSC era consideravelmente maior do que pressão hidrostática devido à LDA. As equações tradicionais não consideravam a massa específica do fluido de controle utilizado no atuador, o que era ainda mais crítico a projetos desenvolvidos segundo essa metodologia para aplicação em águas profundas, uma vez que o uso de fluidos de controle pesados resultaria em um desequilíbrio ainda maior entre a pressão atuante no pistão do atuador e a pressão atuante na sua câmara de compensação, sendo a primeira devido à coluna de fluido de controle (LDA + AG) e a segunda devido à coluna de água do mar (LDA). Isso poderia resultar inclusive no retorno parcial da válvula. Por fim, foi observado que o projeto de atuadores com haste passante para atuação via ROV, não existia na época em que foram desenvolvidas as equações tradicionais. Sendo assim, tais equações não contemplavam a força adicional resultante da ação da pressão hidrostática devido à LDA no diâmetro de vedação da haste de override, atuando no sentido de avanço do atuador. De modo a resolver esses problemas identificados nas equações tradicionais [11, 12], foi então proposta [13] a inclusão de um novo termo nas equações 3.2 e 3.4 apresentadas anteriormente. Desta maneira, essas equações foram re-escritas na forma das equações 3.5 e

59 (3.5) (3.6) Sendo os termos,, e definidos conforme mostrado nas equações de 3.7 a 3.10, apresentadas a seguir: (3.7) (3.8) (3.9) (3.10) Onde: Força líquida devido à LDA agindo no atuador Força devido ao sistema de compensação Força devido à haste de override Força devido à coluna de fluido de controle Peso específico da água do mar ( Diâmetro da haste de override Peso específico do fluido de controle ( Área efetiva de compensação submetida à pressão hidrostática devido à LDA Baseado nas equações apresentadas, e utilizando-se de uma nomenclatura um pouco diferente para as variáveis envolvidas no problema, foi elaborado um modelo matemático mais detalhado, que permitirá a realização do estudo proposto neste trabalho. É importante ressaltar que as premissas adotadas na elaboração deste modelo matemático são as listadas a seguir: 40

60 Escoamento monofásico; Fluido incompressível; Regime permanente; Desconsiderados os efeitos térmicos; Pressão constante à montante da válvula (reservatório infinito); Válvula com vedação exclusiva à jusante; Elementos de vedação completamente estanques; e Sistema de controle do tipo hidráulico direto. O detalhamento das forças envolvidas neste modelo, que foi implementado utilizandose o software Mathcad na sua versão 14, é apresentado a seguir: 3.1. Forças devido à pressão do ambiente (pressão externa) Uma válvula gaveta atuada hidraulicamente, quando instalada em ambiente submarino, estará submetida a uma pressão externa equivalente à pressão hidrostática da LDA de instalação do equipamento ( ), definida pela equação 3.11 apresentada a seguir: P h := ρ mar g LDA (3.11) Onde: Massa específica da água do mar, definida como sendo [9] Aceleração da gravidade ( ) Lâmina d água de instalação do equipamento - profundidade (m) No que diz respeito ao trem de acionamento da válvula, nos projetos atualmente utilizados, essa pressão externa atua basicamente em duas áreas de vedação distintas, resultando nas forças representadas na Figura 3-1 e descritas a seguir: 41

61 Elementos de vedação solicitados Figura 3-1. Representação das forças devido à pressão externa Força na haste de override ( ) Essa força é resultante da ação da pressão hidrostática no sistema de vedação do atuador ao meio externo, localizado na haste de override, sendo definida de acordo com a equação 3.12 apresentada a seguir: π 2 F ph := P h D 4 ho (3.12) Onde: Diâmetro da haste de override Força no sistema de compensação ( ) Essa força é resultante da ação da pressão no sistema de compensação, que é igual à pressão hidrostática referente à LDA, na área da coroa circular definida pelo diâmetro interno do cilindro do atuador e o diâmetro da haste principal, sendo definida de acordo com a equação 3.13 apresentada a seguir: F sc := π 2 P sc D 4 c D hp 2 (3.13) Onde: Pressão do sistema de compensação ( ) (Pa) Diâmetro do cilindro do atuador (mm) Diâmetro da haste principal do atuador (mm) 42

62 3.2. Força devido à compressão da mola ( ) Conforme representado na Figura 3-2, a mola considerada neste estudo é do tipo Belleville. Figura 3-2. Representação da força devido à mola. Como já citado anteriormente, ao contrário das molas helicoidais, este tipo de mola apresenta como característica um carregamento não-linear. Desta maneira, a equação da mola do atuador foi definida com base nos resultados de testes de laboratório, mostrados na Figura 3-3, realizados com uma mola real, utilizada na montagem do protótipo considerado na calibração do modelo matemático apresentado neste trabalho. Figura 3-3. Curva de carregamento da mola obtida em laboratório. [14] 43

63 Por meio da desta curva de carregamento, e com o auxílio da ferramenta de ajuste de curva do software Matlab, foi obtida a equação 3.14 para a força da mola ao longo do curso do atuador: F cm ( x) := k1 L 1 x ( ) 2 + k2 ( L 1 x) (3.14) Sendo: k1 := N k2 := N m 2 m Onde: Posição do atuador ao longo do curso total (m) Compressão de montagem da mola para obter a pré-carga (m) Desta maneira, no modelo matemático deste estudo, a curva de carregamento da mola ao longo do curso do atuador é conforme mostrado na Figura 3-4. [N] F cm ( x) [m] x Figura 3-4. Curva de carregamento da mola ao longo do curso do atuador. 44

64 3.3. Pressão devido à coluna de fluido de controle ( ) Para propósitos deste estudo, o sistema de controle a ser considerado é do tipo hidráulico direto, apresentado anteriormente no item Conforme já citado, neste tipo de sistema o reservatório de fluido de controle localiza-se nas facilidades de superfície, na própria unidade de produção. Desta maneira, o fluido de controle, que é conduzido até o cilindro do atuador por meio do umbilical, é responsável por uma pressão de atuação residente que equivale a esta coluna de fluido ( ), definida pela equação 3.15 apresentada a seguir: P cfc := ρ fc g ( LDA+ AG) (3.15) Onde: Massa específica do fluido de controle ( ) Altura do reservatório de fluido controle em relação à superfície do mar (m) Conforme mostrado na Figura 3-5, esta pressão atua na área da coroa circular definida pelo diâmetro interno do cilindro do atuador e o diâmetro da haste de override, exercendo assim uma força no sentido de avanço do atuador, definida pela equação 3.16 mostrada a seguir: π F cfc := P cfc 4 D c 2 2 D ho (3.16) Elementos de vedação solicitados Figura 3-5. Representação da força devido à pressão da coluna de fluido de controle. 45

65 3.4. Força devido à pressão na cavidade do corpo da válvula ( ) Conforme citado anteriormente, na maioria dos projetos de válvula gaveta, a vedação de passagem acontece exclusivamente na sede de jusante, garantindo que a pressão da cavidade do corpo da válvula seja sempre igual à pressão de montante. Isso é feito para garantir a existência de uma força específica, resultante da ação da pressão de trabalho no diâmetro de vedação da haste principal, e que atua no sentido de retorno do atuador, a favor da função de falha segura, conforme representado na Figura 3-6. Esta força de expulsão da haste, como é conhecida, é definida pela equação 3.17 mostrada a seguir: F eh := π 4 P 2 t D hp (3.17) Onde: Pressão de trabalho (Pa) Elemento de vedação solicitado Figura 3-6. Representação da força de expulsão da haste. 46

66 3.5. Forças de atrito As forças de atrito atuantes no trem de acionamento de um conjunto válvula-atuador são relativas basicamente ao contato entre elementos de vedação, sejam eles metálicos ou resilientes (materiais elastoméricos ou plastoméricos). A equação 3.18, mostrada a seguir, define a força de atrito total ao longo do curso do atuador ( ): f t () x := f csg () x + f vpc + f vpho + f vbhp (3.18) Onde: Força de atrito devido ao contato sede-gaveta (metal-metal) Força de atrito na interface de vedação pistão-cilindro (metal-resiliente) Força de atrito na interface de vedação pistão-haste override (metal-resiliente) Força de atrito na interface de vedação bonnet-haste principal (metal-resiliente) Avaliando-se a ordem de grandeza de cada termo desta expressão, observou-se que o segundo ( ) e terceiro ( ) termos são desprezíveis quando comparados com as outras forças envolvidas no problema. Isso vai de encontro com as observações realizadas em [11], onde por meio de testes de alta ciclagem, constatou-se que, dentre as interfaces de contato existentes em um conjunto válvula-atuador, o desgaste na interface cilindro-pistão foi o de menor proporção, enquanto que o maior desgaste, e consequentemente o mais crítico, ocorreu na interface de vedação sede-gaveta. Nesse estudo, foi observado ainda que, o uso do mesmo revestimento metálico, de composição química idêntica, tanto nas sedes quanto na gaveta, resulta em uma válvula mais robusta quando o revestimento da gaveta possui uma dureza maior do que o revestimento das sedes. Nesta configuração, a válvula se torna mais resistente ao desgaste devido à ciclagem. A seguir, são definidos cada um dos termos da expressão anterior: Força de atrito na interface de vedação pistão-cilindro ( ) Esta força é diretamente proporcional ao diferencial de pressão existente entre o interior do cilindro e a câmara de compensação (câmara da mola). Este diferencial de 47

67 pressão agindo sobre o elemento de vedação indicado na Figura 3-7, resulta na componente de atrito definida na equação 3.19 mostrada a seguir: ( ) f vpc := f imvpc + μ rm P at P sc π D vpc L vpc (3.19) Onde: Força inicial de montagem devido à compressão radial do selo - squeeze Coeficiente típico de atrito no contato resiliente-metal (adimensional) Pressão de atuação (Pa) Pressão do sistema de compensação (Pa) Diâmetro médio de vedação entre pistão e cilindro (mm) Comprimento do elemento de vedação entre pistão e cilindro (mm) Figura 3-7. Indicação da interface de vedação pistão-cilindro Força de atrito na interface de vedação pistão-haste override ( ) No caso desta componente de atrito, dois elementos de vedação são responsáveis por sua existência, conforme mostrado na Figura 3-8. O elemento 1 é responsável por vedar a passagem de fluido de controle do interior do cilindro para o meio externo, sendo assim, está constantemente submetido à pressão de atuação. Já o elemento 2 é responsável por promover a vedação do meio externo para o interior do atuador, estando assim submetido à pressão hidrostática equivalente à LDA. Considerando a estanqueidade destes elementos de vedação, assume-se que a pressão existente entre estes dois elementos de vedação é a própria pressão 48

68 atmosférica, trapeada no momento da montagem do atuador. Desta maneira, esta componente de atrito pode ser definida conforme mostrado na equação 3.20 a seguir: ( ) L vpho1 ( ) L vpho2 f vpho := f imvpho + μ rm π D vpho P at P atm + P h P atm (3.20) Onde: Força inicial de montagem devido à compressão radial do selo - squeeze Diâmetro médio de vedação entre pistão e haste override (mm) Pressão atmosférica (Pa) Comprimento do elemento 1 de vedação entre pistão e haste override (mm) Comprimento do elemento 2 de vedação entre pistão e haste override (mm) (2) (1) Figura 3-8. Indicação das interfaces de vedação pistão-haste override Força de atrito na interface de vedação bonnet-haste principal ( ) O sistema de vedação da haste principal do atuador é composto por dois elementos de vedação unidirecionais montados em sentidos opostos de modo a garantir a bidirecionalidade do sistema como um todo. Conforme mostrado na Figura 3-9, este sistema é responsável por isolar completamente a cavidade do corpo da válvula, que está submetida à pressão de trabalho, da câmara da mola do atuador, submetida à pressão hidrostática da LDA por meio do sistema de compensação. Da mesma maneira, considerando a estanqueidade dos elementos de vedação que compõem este sistema bidirecional, assume-se que a pressão existente entre os elementos de vedação é a própria pressão atmosférica. Sendo assim, esta componente de atrito pode ser definida conforme mostrado na equação 3.21 a seguir: 49

69 ( ) L vbhp1 ( ) L vbhp2 f vbhp := f imvbhp + μ rm π D vbhp P t P atm + P sc P atm (3.21) Onde: Força inicial de montagem devido à compressão radial do selo - squeeze Comprimento do elemento 1 de vedação entre bonnet e haste principal (mm) Comprimento do elemento 2 de vedação entre bonnet e haste principal (mm) Câmara da mola Cavidade do corpo (2) (1) Figura 3-9. Indicação da interface de vedação bonnet-haste principal Força de atrito devido ao contato sede-gaveta ( ) Esta é a principal componente da força de atrito total do conjunto válvula-atuador, sendo resultado da ação da pressão de trabalho da válvula no diâmetro de vedação da gaveta contra a sede de jusante, conforme mostrado na Figura Esta força é diretamente proporcional ao diferencial de pressão estabelecido entre a montante e a jusante da válvula, sendo definida conforme mostrado na equação 3.22 a seguir: π f csg () x f imsg 4 μ 2 := + mm ( P m P j () x ) D vg (3.22) Sendo os termos e definidos, respectivamente, pelas equações 3.23 e 3.24 mostradas a seguir: f imsg := 2μ mm k ms c ms (3.23) ( ) 1 D vg := ID s + 3 OD s ID s (3.24) 50

70 Onde: Força inicial de montagem devido à compressão da mola traseira das sedes Coeficiente típico de atrito no contato metal-metal (adimensional) Pressão à montante da válvula (Pa) Pressão à jusante da válvula em função do curso x do atuador (Pa) Diâmetro de vedação da gaveta (mm) [15] Coeficiente de rigidez das molas traseiras das sedes (N/m) Compressão das molas traseiras das sedes na montagem (mm) Diâmetro interno das sedes (mm) Diâmetro externo das sedes (mm) Figura Indicação da interface de vedação sede-gaveta. 51

71 3.6. Determinação do percentual de abertura de passagem ( ) O percentual de abertura de passagem da válvula é definido neste trabalho em termos percentuais, sendo dependente apenas do alinhamento do furo da gaveta com a passagem da válvula. Apenas para referência, a relação entre o percentual de abertura de passagem e a área de passagem ao longo do curso total do atuador pode ser vista no APÊNDICE A. Sabendo que, no início de sua atuação, um conjunto válvula-atuador do tipo FSC encontra-se com a gaveta na posição completamente fechada, enquanto que em um conjunto do tipo FSO a gaveta encontra-se completamente aberta, de modo a fazer com que este modelo matemático seja aplicável tanto para conjuntos válvula-atuador do tipo FSC como para FSO, foi necessário definir duas equações distintas, a saber: Percentual de abertura de passagem para conjunto FSC hx ():= 0 if 0 x< x co x x co 100 if x x tot x co x x tot co (3.25) Onde: Curso do atuador desde a posição de falha segura até o crack-open Curso total do atuador Percentual de abertura de passagem para conjunto FSO h() x := x po x if 0 x < x x tot x po po 0 if x po x x tot (3.26) Onde: Curso do atuador desde a posição de falha segura até o pinch-off 52

72 As curvas de abertura de passagem para o avanço e o retorno do atuador de um conjunto FSC, definidas pela equação 3.25, podem ser vistas nos gráficos mostrados na Figura 3-11 e na Figura 3-12, respectivamente. Na Figura 3-13 e na Figura 3-14 podem ser vistas as curvas de abertura de passagem para o avanço e o retorno, respectivamente, do atuador de um conjunto FSO, definidas pela equação Determinação da pressão à jusante da válvula A curva de variação da pressão à jusante da válvula com o avanço do atuador é extremamente importante para obtenção de resultados concisos. Desta maneira, visando não só avaliar a aderência do modelo matemático elaborado neste trabalho com os resultados reais obtidos de teste, mas também utilizá-lo para prever o desempenho do conjunto válvula-atuador em condições de campo, quando o sistema submarino já está em produção, foram definidas as seguintes situações: Vazão pela válvula em condições de teste Durante a realização dos testes de desempenho de atuação hidráulica, por meio do qual são obtidas as curvas de atuação característica, devido às baixas vazões aplicadas à válvula, a equalização entre as pressões de jusante e montante, se dá de maneira instantânea no momento em que ocorre o início da comunicação (crackopen). Da mesma maneira, o diferencial pleno de pressão é estabelecido instantaneamente apenas no momento em que ocorre o fim da comunicação (pinchoff). A equação 3.27, apresentada a seguir, define a variação da pressão à jusante para o avanço e o retorno do atuador de um conjunto FSC, representada na Figura 3-11 e na Figura 3-12, respectivamente. A equação 3.28, também apresentada a seguir, define a variação da pressão à jusante para o avanço e o retorno do atuador de um conjunto FSO, representada na Figura 3-13 e na Figura 3-14, respectivamente. Note que em um conjunto FSC, o início de comunicação (crack-open) ocorre no avanço do atuador, enquanto que em um conjunto FSO, isso acontece no retorno do atuador. Já o fim de comunicação (pinch-off) ocorre no retorno do atuador em um conjunto FSC e no avanço do atuador em um conjunto FSO. 53

73 P j () x := 0 if 0 x< x co P t if x co x x tot (3.27) [Pa] [%] P j ( x) P m hx ( ) x [m] Figura Variação da pressão à jusante com o percentual de abertura de passagem no avanço do atuador de um conjunto FSC em condições de teste. [Pa] [%] 80 P j ( x) P m hx ( ) x [m] Figura Variação da pressão à jusante com o percentual de abertura de passagem no retorno do atuador de um conjunto FSC em condições de teste. 54

74 P j () x := P m if 0 x < x po 0 if x po x x tot (3.28) [Pa] [%] P j ( x) P m hx ( ) x [m] Figura Variação da pressão à jusante com o percentual de abertura de passagem no avanço do atuador de um conjunto FSO em condições de teste. [Pa] [%] P j ( x) P m hx ( ) x [m] Figura Variação da pressão à jusante com o percentual de abertura de passagem no retorno do atuador de um conjunto FSO em condições de teste. 55

75 Vazão pela válvula em condição de produção Diferentemente do teste, quando submetida à condição de produção, condição na qual há uma grande vazão de fluido pela válvula, o diferencial de pressão estabelecido através da gaveta varia com sua posição. Sendo assim, a equalização entre as pressões de jusante e montante, não se dá de maneira instantânea no momento em que ocorre o início da comunicação (crack-open). Foi reportado [15, 16] que, no caso de uma válvula gaveta, o diferencial de pressão desenvolvido entre montante e jusante, resultado da resistência imposta ao fluxo pela introdução do obturador na passagem da válvula, só é significativo até os 30% de abertura em curso; após isso, as pressões encontram-se praticamente equalizadas. Subentende-se então que, no caso de um conjunto FSO, este diferencial de pressão só é significativo após os 70% de fechamento em curso. Sendo assim, de posse da curva apresentada em [15] para o coeficiente de resistência ao fluxo ( ), que representa uma média baseada em diversos projetos de válvula gaveta, com o auxílio da ferramenta de ajuste de curva do software Matlab, foi ajustada a equação 3.29, que define o coeficiente de resistência ao fluxo ao longo do curso do atuador. K( x) := 1984e 0.735hx () (3.29) É interessante notar que, para um percentual de abertura igual a 100%, válvula completamente aberta, o valor de é aproximadamente igual 0,3; valor este que pode ser encontrado em outras referências de hidráulica [17, 18] como sendo o coeficiente de perda de carga localizada para válvulas do tipo gaveta com diâmetro entre 2 e 5 polegadas e conexões flangeadas. Por meio da equação 3.29, foi possível verificar a variação do coeficiente de resistência ao fluxo para o avanço e o retorno tanto de conjuntos FSC, Figura 3-15 e Figura 3-16, como de conjuntos FSO, Figura 3-17 e Figura Conforme pode ser visto na Figura 3-15, para um percentual de abertura igual a 30%, o valor de é aproximadamente 20, valor este que é muito inferior aos valores assumidos por este coeficiente no início de abertura da válvula. É importante ressaltar que este coeficiente é adimensional. 56

76 [%] Kx () hx ( ) x [m] Figura Variação do coeficiente de resistência ao fluxo com o percentual de abertura de passagem no avanço do atuador de um conjunto FSC [%] Kx () hx ( ) x [m] Figura Variação do coeficiente de resistência ao fluxo com o percentual de abertura de passagem no retorno do atuador de um conjunto FSC. 57

77 [%] Kx () hx ( ) x [m] Figura Variação do coeficiente de resistência ao fluxo com o percentual de abertura de passagem no avanço do atuador de um conjunto FSO [%] Kx () hx ( ) x [m] Figura Variação do coeficiente de resistência ao fluxo com o percentual de abertura de passagem no retorno do atuador de um conjunto FSO. 58

78 Tendo definido o coeficiente de perda de carga localizada na válvula ao longo do curso do atuador, aplicando as equações de Bernoulli e Darcy-Weisbach [17] no volume de controle mostrado na Figura 3-19, que engloba a válvula e o duto submarino até sua chegada no separador de superfície, é possível obter o diferencial de pressão através da válvula por meio da equação 3.30 apresentada a seguir: AG (2) LDA (1) Figura Representação do volume de controle considerado. P 1 γ 2 v z 2g 1 P 2 γ 2 v z 2g 2 + h válvula + h linha (3.30) Onde: Pressão à montante da válvula (Pa) Pressão à jusante da válvula (Pa) Velocidade média do fluxo à montante da válvula (m/s) Velocidade média do fluxo à jusante da válvula (m/s) Posição vertical da válvula no volume de controle (m) Posição vertical do separador de superfície no volume de controle (m) Peso específico do fluido de produção ( ) 59

79 Perda de carga localizada relativa à válvula (m) Perda de carga distribuída relativa ao duto submarino (m) Considerando a posição vertical da válvula como sendo a origem ( ), assumindo a premissa de reservatório infinito à montante da válvula ( ) e explicitando os termos de perda de carga, a equação 3.30 pode então ser re-escrita na forma da equação 3.31: 1 P 1 P ρ v2 + γ z ρ Kx () v ρ f L v 2 D (3.31) Onde: Fator de atrito (adimensional) Velocidade média do fluido no interior do duto (m/s) Comprimento do duto (m) Diâmetro interno do duto (m) Por fim, resolvendo a equação 3.31 para a velocidade média de escoamento do fluido, tem-se como resultado a equação 3.32 mostrada a seguir: vx () := ρ fp 1 + K() x + f L D 2 ΔP ρ fp g ( LDA + AG) (3.32) Sendo a massa específica do fluido de produção ( ) determinada pela equação 3.33, definida em [19]: ρ fp := 141.5ρ água API (3.33) Onde: Massa específica da água a 20 C ( ) Densidade relativa do óleo produzido, também conhecida por grau API 60

80 O fator de atrito f é determinado, após algumas iterações, por meio da solução da equação 3.34, conhecida como a equação implícita de Colebrook-White [17]. 1 f 2 log ε 3.7 D ν vd f (3.34) Onde: Rugosidade média da parede interna do duto ( ) Viscosidade cinemática do fluido de produção ( ) Desta maneira, a variação da pressão à jusante da válvula em função do percentual de abertura de passagem ao longo do curso do atuador pode finalmente ser obtida tanto para o conjunto FSC, conforme equação 3.35, como para o conjunto FSO, conforme equação P j () x := P sep + ρ fp g ( LDA + AG) if 0 x< x co vx () 2 P m Kx ()ρ fp 2 if x co x x tot (3.35) vx () 2 P j () x := P m Kx ()ρ fp 2 if 0 x < x po P sep + ρ fp g ( LDA + AG) if x po x x tot (3.36) Onde: Pressão no separador de superfície (Pa) A equação 3.35 define a variação da pressão à jusante para o avanço e o retorno do atuador de um conjunto FSC, representada na Figura 3-20 e na Figura 3-21, respectivamente. A equação 3.36 define a variação da pressão à jusante para o avanço e o retorno do atuador de um conjunto FSO, representada na Figura 3-22 e na Figura 3-23, respectivamente. 61

81 [Pa] [%] P j ( x) P m hx ( ) x [m] Figura Variação da pressão à jusante com o percentual de abertura de passagem no avanço do atuador de um conjunto FSC em condições de produção. [Pa] [%] P j ( x) P m hx ( ) x [m] Figura Variação da pressão à jusante com o percentual de abertura de passagem no avanço do retorno de um conjunto FSC em condições de produção. 62

82 [Pa] [%] P j ( x) P m hx ( ) x [m] Figura Variação da pressão à jusante com o percentual de abertura de passagem no avanço do atuador de um conjunto FSO em condições de produção. [Pa] [%] P j ( x) P m hx ( ) x [m] Figura Variação da pressão à jusante com o percentual de abertura de passagem no retorno do atuador de um conjunto FSO em condições de produção. 63

83 3.8. Determinação da pressão de atuação Definidas as forças envolvidas no problema e assumindo que, uma vez iniciado o movimento do atuador, a velocidade de atuação da válvula é constante ao longo de todo o curso, é possível determinar a força de atuação requerida tanto no avanço quanto no retorno do atuador por meio de um simples balanço de forças no trem de acionamento Curva de atuação para o avanço do atuador A força de atuação no avanço do atuador ( ) é obtida pela equação 3.37 apresentada a seguir: F at_a () x := F ph + F eh + F sc + f t () x + F cm ( x) (3.37) Para um melhor entendimento, o diagrama de corpo livre do trem de acionamento do conjunto válvula-atuador durante o seu avanço é mostrado na Figura Figura Diagrama de corpo livre do trem de acionamento do conjunto válvula- atuador durante o movimento de avanço do atuador. 64

84 Dividindo-se o resultado da equação 3.37 pela área útil do pistão, obtém-se finalmente a equação 3.38, que define a pressão de atuação para o avanço do atuador ( ). ( ) x 0 P at_a () x := P cfc if F at_a () x π 4 PNTA 2 2 D c D ho if + P cfc if x x tot 0 < x < x tot (3.38) Onde: Pressão Nominal de Trabalho do Atuador (Pa) É importante notar, na equação 3.38, que a pressão de atuação para é definida como sendo a pressão referente à coluna de fluido de controle, enquanto que no fim de curso do atuador ( ) esta pressão deve atingir o seu valor nominal (PNTA) somado à pressão referente à coluna de fluido de controle Curva de atuação para o retorno do atuador A força de atuação no retorno do atuador ( ) é obtida pela equação 3.39 apresentada a seguir: F at_r () x := F ph + F eh F sc + f t () x + F cm ( x) (3.39) Para um melhor entendimento, o diagrama de corpo livre do trem de acionamento do conjunto válvula-atuador durante o seu retorno é mostrado na Figura 3-25 a seguir. 65

85 Figura Diagrama de corpo livre do trem de acionamento do conjunto válvula- atuador durante o movimento de retorno do atuador. Da mesma maneira, dividindo-se o resultado da equação 3.39 pela área útil do pistão, obtém-se finalmente a equação 3.40, que define a pressão de atuação para o retorno do atuador ( ). ( ) x P at_r () x := P cfc if 0 F at_r () x π 4 2 D c D ho PNTA + P cfc if 0 x 2 if x x tot < < x tot (3.40) 66

86 3.9. Verificação do modelo matemático Após a elaboração do modelo matemático detalhado anteriormente, apresentado em seu formato original no APÊNDICE B, com base em dados reais de um projeto específico de um conjunto válvula-atuador do tipo FSC, apresentados a seguir na Tabela 3-1, bem como da base de projeto, apresentados a seguir na Tabela 3-2, foi possível obter as curvas de atuação teóricas, onde é possível observar, dentre outros parâmetros, a variação da pressão de atuação ao longo do curso da válvula, tanto no avanço quanto no retorno do atuador, determinadas, respectivamente, pelas equações 3.38 e Em seguida, os pontos-chave destas curvas de atuação teóricas foram marcados e então comparados com aqueles obtidos de curvas de atuação reais, resultantes de testes realizados em laboratório com um conjunto válvula-atuador de mesmas características e dimensões consideradas neste estudo. O aparato de teste utilizado para obtenção das curvas de atuação característica (assinaturas), bem como o descritivo de teste, são apresentados no Capítulo 4. De posse dos resultados obtidos dos testes, os erros relativos foram então calculados, sendo apresentados e discutidos no Capítulo 5. Ressalta-se que, neste estudo, é considerado que o modelo matemático desenvolvido para o conjunto FSC valida automaticamente os resultados obtidos por meio do modelo desenvolvido para o conjunto FSO, uma vez que, tanto o equacionamento como o balanço de forças, são os mesmos. Como pode ser observado, o que se altera no equacionamento de um conjunto FSC para um conjunto FSO, é apenas a curva de percentual de abertura de passagem da válvula com o avanço do atuador, já que o furo da gaveta do conjunto FSO é na parte inferior da gaveta, enquanto que no conjunto FSC esse furo está localizado na parte superior da gaveta. Na prática, é como se o mesmo atuador fosse utilizado para obter resultados de testes de desempenho de atuação hidráulica, sendo no primeiro momento montado na válvula com uma gaveta FSC e, posteriormente, com uma gaveta FSO. Desta maneira, os resultados teóricos obtidos para o conjunto FSO não serão comparados com resultados práticos, assim como os casos simulando o comportamento dos conjuntos válvula-atuador FSC e FSO nas condições de operação, casos 5 e 10, respectivamente. 67

87 3.10. Dados de entrada do projeto do conjunto válvula-atuador A Tabela 3-1 mostra os valores de entrada adotados neste estudo para as variáveis relativas ao projeto do conjunto válvula-atuador. Para efeitos de cálculo, é importante ressaltar que os valores adotados neste estudo para os coeficientes de atrito são os mesmos considerados no projeto e podem ser verificados em [20]. Tabela 3-1. Dados do projeto do conjunto válvula-atuador. Diâmetro da haste de override Diâmetro da haste principal Diâmetro do cilindro Diâmetro interno das sedes Diâmetro externo das sedes Diâmetro de passagem da válvula Diâmetro de vedação na interface bonnet / haste principal Comprimento da vedação 1 na interface bonnet / haste principal Comprimento da vedação 2 na interface bonnet / haste principal Deslocamento para o início de comunicação (crack-open) Curso total da válvula Rigidez das molas traseiras das sedes Pressão nominal de trabalho do atuador Comprimento da mola do atuador na pré-carga Coeficiente de rigidez da mola do atuador Coeficiente de atrito entre resilientes (PTFE) e partes metálicas Coeficiente de atrito entre partes metálicas (TCC x TCC) 68

88 3.11. Dados de entrada da base de projeto: cenário de aplicação A Tabela 3-2 mostra os valores de entrada adotados neste estudo para as variáveis relativas à base de projeto. Esses dados foram escolhidos de modo a representar um cenário de aplicação condizente com a realidade atual dos novos campos do Pré-Sal. Tabela 3-2. Dados da base de projeto. Lâmina d água de instalação do equipamento Distância da superfície do mar à Unidade de Potência Hidráulica Diâmetro interno do duto Comprimento do duto Rugosidade média da parede interna do duto Viscosidade cinemática do fluido de produção Grau API do óleo produzido Massa específica do fluido de controle Pressão de trabalho Pressão no separador de superfície 69

89 4. MATERIAIS E MÉTODOS 4.1. Aparato de Teste O aparato apresentado no esquemático da Figura 4-1 foi utilizado na execução dos testes de desempenho de atuação hidráulica, cujo objetivo é o levantamento das curvas de atuação reais do conjunto válvula-atuador considerado neste estudo. Estas curvas são similares à apresentada na Figura 2-15 e seus pontos-chave são apresentados no capítulo 5. Por meio deste aparato, é possível realizar o acionamento hidráulico da válvula em diferentes condições de pressão. Painel de Controle do Atuador Painel de Controle do Backseat Painel de Controle da Montante e do Corpo Painel de Controle da Jusante HPU do Atuador HPU da Válvula HW-525 Água Figura 4-1. Esquemático do aparato de teste. Os painéis de controle mostrados na Figura 4-1 possuem em seu interior, além de tubulação, válvulas de instrumentação (tipos esfera e agulha) e sensores de pressão, enquanto que as unidades de potência hidráulica possuem também bombas pneumáticas e reservatórios para armazenagem de fluido (tanque). Na Figura 4-2 é apresentado o diagrama hidráulico desse aparato mostrando a disposição e interligação de cada componente. 70

90 AA VSA VAA VBA FA BA TFA VAR VSR VBLB VAB TFV: Tanque de fluido de teste da válvula FV: Filtro do circuito da válvula BM: Bomba do circuito de montante AM: Acumulador do circuito de montante VBM: Válvula de bloqueio do circuito de montante VSM: Válvula de bloqueio pilotada por solenóide do circuito de montante VBC: Válvula de bloqueio do circuito do corpo VBLJ: Válvula de bloqueio do circuito de despressurização lenta da jusante VAJ: Válvula agulha do circuito de jusante VBRJ: Válvula de bloqueio do circuito de despressurização rápida da jusante VSJ: Válvula de bloqueio pilotada por solenóide do circuito de jusante VBLB: Válvula de bloqueio do circuito de despressurização lenta do backseat VAB: Válvula agulha do circuito do backseat VBRB: Válvula de bloqueio do circuito de despressurização rápida do backseat FV BM VSB: Válvula de bloqueio pilotada por solenóide do circuito do backseat TFA: Tanque de fluido de atuação FA: Filtro do circuito do atuador BA: Bomba do circuito do atuador AA: Acumulador do circuito do atuador VAA: Válvula agulha do circuito de avanço do atuador VSA: Válvula de bloqueio pilotada por solenóide do circuito de avanço do atuador VAR: Válvula agulha do circuito de retorno do atuador VSR: Válvula de bloqueio pilotada por solenóide do circuito de retorno do atuador VBA: Válvula de bloqueio do circuito do atuador TFV AM VBRB VSB VBM VSM Figura 4-2. Diagrama hidráulico do aparato do teste. VBC VBLJ VAJ VBRJ VSJ 71

91 No que diz respeito aos transdutores de pressão mostrados na Figura 4-2, foram utilizados os modelos descritos na Tabela 4-1. Tabela 4-1. Transdutores de pressão utilizados nos testes. Fabricante: Druck Tecsis Modelo: PTX SINM Faixa de leitura: bar bar Precisão: 0,1% 0,25% A seguir é apresentada uma breve descrição dos elementos do esquemático mostrado na Figura 4-1, detalhando as especificações técnicas dos principais elementos: transdutores de pressão (PT Pressure Transducer), bombas pneumáticas das HPUs e transdutor de deslocamento (LVDT Linear Variable Differential Transducer) Painel de Controle da Jusante Além da sua utilização para monitorar a pressão à jusante da válvula em teste, o painel de controle da jusante, mostrado na Figura 4-3, é usado para criar um pequeno vazamento na linha de jusante da válvula para o tanque. Este vazamento é ajustado por meio da válvula agulha presente neste circuito e tem como objetivo a identificação do exato momento em que ocorre a perda de comunicação (pinch-off) entre montante e jusante durante o fechamento da válvula. Após a perda de comunicação, este pequeno vazamento resulta em uma sensível queda de pressão no circuito de jusante, estabelecendo desta maneira um pequeno diferencial de pressão com relação ao circuito de montante. Este pequeno diferencial de pressão é então lido pelo controlador lógico programável (PLC Programmable Logic Controller) que, por sua vez, comanda automaticamente a abertura da válvula solenóide do circuito de jusante de modo a promover a sua despressurização de forma instantânea, gerando assim um diferencial máximo de pressão entre a montante e a jusante da válvula em teste. 72

92 Figura 4-3. Painel de controle da jusante Painel de Controle da Montante e do Corpo O painel de controle da montante e do corpo, mostrado na Figura 4-4, é responsável tanto pelo controle do suprimento de pressão no lado montante da válvula em teste quanto pelo monitoramento da pressão nestes dois circuitos. Além disso, por meio deste painel é possível realizar a comunicação direta do lado montante com o corpo da válvula, o que pode ser útil na execução de testes de vedação em baixa pressão de válvulas cujo projeto apresente vedação parcial na sede de montante. Figura 4-4. Painel de controle da montante e do corpo. 73

93 Painel de Controle do Backseat Além da sua utilização para monitorar a pressão no circuito do backseat da válvula em teste, o painel de controle do backseat, mostrado na Figura 4-5, é usado para criar um pequeno vazamento para o tanque. Este vazamento é ajustado por meio da válvula agulha presente neste circuito e tem como objetivo a identificação do exato momento em que ocorre a vedação do backseat, que representa o final de curso do atuador durante o seu retorno para a posição de falha segura. Ocorrida a vedação do backseat, este pequeno vazamento resulta em uma queda de pressão neste circuito que, por meio do PLC, será responsável pela abertura da válvula solenóide e consequente despressurização instantânea. Figura 4-5. Painel de controle do backseat Painel de Controle do Atuador O painel de controle do atuador, mostrado na Figura 4-6, é projetado para: controlar o suprimento de pressão durante o avanço do atuador, permitir a reversão do movimento de avanço do atuador no fim de curso, controlar o movimento de retorno do atuador e, por fim, monitorar a pressão de atuação. Por meio do ajuste das válvulas agulhas presentes nas linhas de avanço e retorno do circuito do atuador, é possível controlar a velocidade de atuação tanto no avanço quanto no seu retorno. A comutação entre movimento de abertura e retorno é feita por meio do intertravamento das válvulas solenóides deste circuito, que são comandadas por meio do PLC. 74

94 Figura 4-6. Painel de controle do atuador Unidades de Potência Hidráulica Conforme pode ser visto na Figura 4-1, são utilizadas duas unidades de potência hidráulica: uma para o circuito do atuador e outra para o circuito de montante. A HPU do circuito do atuador possui um tanque para fluido de controle (HW-525), e uma bomba pneumática Haskel de 6 hp, modelo DGF. Já a HPU do circuito de montante possui um tanque para água e uma bomba pneumática Haskel 8 hp, modelo 8HSFD. As especificações técnicas destas bombas são apresentadas na Tabela 4-2 abaixo. Tabela 4-2. Bombas pneumáticas utilizadas nos testes. Fabricante: Haskel Haskel Modelo: DGF 8HSFD Pressão de suprimento: psi (0.2 9 bar) psi (0.2 9 bar) Pressão máxima de trabalho: 7500 psi (517 bar) psi (1530 bar) Volume deslocado por ciclo: 57 ml 25,5 ml 75

95 Figura 4-7. Unidade de potência hidráulica Acumuladores Os acumuladores hidráulicos são utilizados para dois propósitos: amortecer os pulsos de pressão resultante da ação da bomba, neste caso tanto no circuito do atuador quanto no circuito de montante, e evitar a queda de pressão no circuito de montante no momento em que ocorre o início de comunicação entre montante e jusante (crackopen) durante a abertura da válvula em teste. Figura 4-8. Acumuladores hidráulicos. 76

96 Controlador Lógico Programável - PLC Todos os transdutores de pressão mostrados no diagrama da Figura 4-2, bem como o transdutor de deslocamento e as válvulas solenóides, estão conectados ao PLC mostrado na Figura 4-9, que por sua vez está conectado a um computador contendo um software que permite tanto o controle das válvulas solenóides quanto a aquisição dos dados de teste. Figura 4-9. Controlador lógico programável Transdutor de Deslocamento Linear Variável LVDT Conforme mostrado no diagrama da Figura 4-2, o LVDT é conectado na haste de override da válvula em teste para permitir a monitoração do seu deslocamento durante a atuação da válvula. O LVDT utilizado, modelo LTP-200 fabricado pela Atek, é do tipo potenciométrico com linearidade independente de ±0,2% e curso máximo de 200 mm. Figura Transdutor de deslocamento linear variável LVDT. 77

97 4.2. Descritivo de teste de desempenho de atuação hidráulica Para um melhor entendimento do procedimento do teste de desempenho de atuação hidráulica, é apresentado a seguir um descritivo detalhado utilizando-se a mesma nomenclatura adotada no diagrama da Figura 4-2. O teste inicia com o atuador da válvula completamente despressurizado, ventado para o tanque de fluido de atuação (TFA). Desta maneira, o atuador se encontra na sua posição de falha segura, o que significa dizer que a válvula está fechada no caso do conjunto FSC representado no diagrama da Figura 4-2. Por meio da bomba do circuito de montante (BM), o fluido de teste é bombeado do tanque (TFV) para a válvula em teste até que pressão no circuito de montante atinja o valor especificado para o teste. Com a pressão de teste estabelecida, é iniciado então o movimento de avanço do atuador, por meio do bombeamento (BA) de fluido de atuação do tanque (TFA) para a câmara do pistão do atuador em teste. A velocidade de avanço do atuador é regulada por meio do ajuste da válvula agulha do circuito de avanço do atuador (VAA). Vale ressaltar que para realizar o avanço do atuador, a válvula de bloqueio pilotada por solenóide do circuito de retorno do atuador é mantida fechada, enquanto que a válvula de bloqueio pilotada por solenóide do circuito de avanço do atuador (VSR), bem como a válvula de bloqueio do circuito do atuador (VBA), são mantidas abertas. Com o incremento de pressão no circuito de avanço do atuador, a válvula em teste, que inicialmente estava completamente fechada (FSC), é gradativamente levada para a posição de completa abertura. Logo no início de movimento da haste principal do atuador, a pressão do circuito do backseat, que inicialmente está ventado para tanque (TFV), começa a aumentar (ponto A1 da Figura 2-15) até a completa equalização com a pressão do circuito de montante (ponto A2 da Figura 2-15). Isso acontece porque a válvula de bloqueio pilotada por solenóide do circuito do backseat (VSB) é mantida fechada durante o avanço do atuador, enquanto que a válvula agulha do circuito do backseat (VAB) é regulada para permitir apenas um pequeno vazamento para o tanque de fluido de teste da válvula (TFV). A regulagem deste pequeno vazamento pela válvula agulha do circuito do backseat (VAB) é feita de maneira que seja possível identificar, durante o retorno do atuador (fechamento da válvula FSC em teste) o exato momento em que ocorre o final de curso da válvula. Por conta deste vazamento, ocorrendo a vedação do backseat, haverá um pequena queda de pressão no circuito do backseat, que irá resultar na 78

98 abertura da válvula de bloqueio pilotada por solenóide do circuito do backseat (VSB), comandada por um controlador lógico programável. Continuando o movimento de avanço do atuador (abertura da válvula FSC em teste), no momento em que ocorre o alinhamento do furo de passagem das sedes com o furo de passagem da gaveta, inicia-se a comunicação entre montante e jusante (ponto A3 da Figura 2-15). Desta maneira, a pressão do circuito de jusante, que inicialmente está ventado para tanque (TFV), começa a aumentar até a completa equalização com a pressão do circuito de montante (ponto A4 da Figura 2-15). Isso acontece porque a válvula de bloqueio pilotada por solenóide do circuito de jusante (VSJ) é mantida fechada durante o avanço do atuador, enquanto que a válvula agulha do circuito de jusante (VAJ) é regulada para permitir apenas um pequeno vazamento para o tanque de fluido de teste da válvula (TFV). A regulagem deste pequeno vazamento pela válvula agulha do circuito de jusante (VAJ) é feita de maneira que seja possível identificar, durante o retorno do atuador (fechamento da válvula FSC em teste) o exato momento em que ocorre o final de comunicação entre montante e jusante (pinch-off). Por conta deste vazamento, ocorrendo a perda de comunicação, haverá um pequena queda de pressão no circuito de jusante, que irá resultar na abertura da válvula de bloqueio pilotada por solenóide do circuito de jusante (VSJ), comandada por um controlador lógico programável. Ainda durante o movimento de avanço do atuador, no momento em que é atingido o fim de curso do atuador (ponto A5 da Figura 2-15), a pressão no circuito do atuador atinge rapidamente a pressão máxima de teste, ajustada para a Pressão Nominal de Trabalho do Atuador (PNTA). Neste momento, é realizado o fechamento da válvula de bloqueio pilotada por solenóide do circuito de avanço do atuador (VSA) e a abertura da válvula de bloqueio pilotada por solenóide do circuito de retorno do atuador (VSR), o que faz com que ocorra uma queda abrupta da pressão de atuação. Inicia-se então, apenas pela ação da mola do atuador, que encontra-se completamente comprimida no final do movimento de avanço, a expulsão do fluido de atuação da câmara do pistão do atuador para o tanque de fluido de atuação (TFA) e, consequentemente, o retorno do atuador (ponto R1 da Figura 2-15). A velocidade de retorno do atuador é regulada por meio do ajuste da válvula agulha do circuito de retorno do atuador (VAR). Durante o movimento de retorno do atuador, ocorrerá primeiramente a perda de comunicação entre montante de jusante (ponto R2 da Figura 2-15), o que resultará na 79

99 completa despressurização do circuito de jusante (ponto R3 da Figura 2-15), iniciando de forma lenta por meio da válvula agulha do circuito de jusante (VAJ) e terminando de forma rápida por meio da abertura da válvula de bloqueio pilotada por solenóide do circuito de jusante (VSJ). Já no final de curso do atuador, com a vedação do backseat, ocorrerá a completa despressurização do circuito do backseat (ponto R4 da Figura 2-15), iniciando de forma lenta por meio da válvula agulha do circuito do backseat (VAB) e terminando de forma rápida por meio da abertura da válvula de bloqueio pilotada por solenóide do circuito do backseat (VSB). 80

100 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES Por meio do modelo matemático desenvolvido neste trabalho, apresentado no capítulo anterior, foi possível obter a curva de atuação característica para os conjuntos válvulaatuador FSC e FSO nos cenários descritos na Tabela 5-1, apresentada a seguir: Tabela 5-1. Matriz de cenários estudados. Parâmetros da simulação Pressão do ambiente = Atmosférica Pressão de trabalho = 0 psi Condição de vazão: Teste Pressão do ambiente = Atmosférica Pressão de trabalho = 68,95 MPa ( psi) Condição de vazão: Teste Pressão do ambiente = 26,26 MPa (3.809 psi) Pressão de trabalho = 0 psi Condição de vazão: Teste Pressão do ambiente = 26,26 MPa (3.809 psi) Pressão de trabalho = 68,95 MPa ( psi) Condição de vazão: Teste Pressão do ambiente = 26,26 MPa (3.809 psi) Pressão de trabalho = 68,95 MPa ( psi) Condição de vazão: Produção Conjunto válvula-atuador VG-FSC VG-FSO Caso 1 Caso 6 Caso 2 Caso 7 Caso 3 Caso 8 Caso 4 Caso 9 Caso 5 Caso 10 É importante ressaltar que os casos de 1 a 4 e de 6 a 9 simulam condições de teste, enquanto que os casos 5 e 10 simulam uma determinada condição de produção. As curvas de atuação característica, obtidas por meio deste modelo matemático para cada um dos casos estudados, assim como as tabelas com os valores da pressão de atuação nos pontos-chave identificados na Figura 2-15, são apresentadas no APÊNDICE C. 81

101 No entanto, para facilitar a comparação entre os diferentes casos estudados, estes resultados são apresentados de forma concentrada na Tabela 5-2 para o conjunto FSC e na Tabela 5-3 para o conjunto FSO. É importante ressaltar que os valores da pressão de atuação tabelados são apresentados em termos relativos, descontando-se a pressão referente à coluna de fluido de controle, que neste estudo equivale a 27,34 MPa (3965 psi). Tabela 5-2. Pontos-chave obtidos para o conjunto VG-FSC, valores em psi. Pontos-chave VG-FSC Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4 Caso 5 Início de abertura (A2) Início de comunicação (A3) Completa equalização (A4) Final de abertura (A5) Início de fechamento (R1) Fim de comunicação (R2) Completo diferencial (R3) Final de fechamento (R4) Tabela 5-3. Pontos-chave obtidos para o conjunto VG-FSO, valores em psi. Pontos-chave VG-FSO Caso 6 Caso 7 Caso 8 Caso 9 Caso 10 Início do fechamento (A2) Fim de comunicação (A3) Completo diferencial (A4) Final de fechamento (A5) Início de abertura (R1) Início de comunicação (R2) Completa equalização (R3) Final de abertura (R4)

102 Conforme mencionado anteriormente, os resultados obtidos por meio do modelo matemático para o conjunto FSC, apresentados na Tabela 5-2, foram comparados com os resultados advindos dos testes de desempenho de atuação hidráulica, realizados em laboratório utilizando-se um conjunto válvula-atuador com as mesmas características apresentadas na Tabela 3-1. A seguir, são apresentados os erros relativos obtidos para os casos 1 e 2 (ambiente atmosférico), na Tabela 5-4, e para os casos 3 e 4 (ambiente hiperbárico), na Tabela 5-5. Os valores da pressão de atuação nos pontos-chave são dados em psi nas referidas tabelas. É importante ressaltar que, para cada condição de teste atmosférico e baixa pressão (ATM@BP), atmosférico e alta pressão (ATM@AP), hiperbárico e baixa pressão (HIP@BP) e hiperbárico e alta pressão (HIP@AP) os valores de pressão nos pontos-chave são apresentados em termos de valores médios e desvios-padrão, resultantes da realização de três medições. Isso significa que, na fase de execução em laboratório mencionada anteriormente, os testes de desempenho de atuação hidráulica foram executados três vezes para obter maior representatividade dos valores dos pontos-chave. Ressalta-se ainda que os transdutores de pressão utilizados durante a execução do referido teste, representados no diagrama da Figura 4-2, são capazes de registrar valores com precisão de até 0,1%. 83

103 Tabela 5-4. Comparação dos valores obtidos para a pressão de atuação por meio do modelo com os resultados de testes para os casos 1 e 2 ambiente atmosférico. 84

104 Tabela 5-5. Comparação dos valores obtidos para a pressão de atuação por meio do modelo com os resultados de testes para os casos 3 e 4 ambiente hiperbárico. 85

105 Avaliando-se a Tabela 5-4 é possível verificar que, para a condição atmosférica, os resultados produzidos pelo modelo matemático possuem excelente aderência aos valores obtidos dos testes para os pontos-chave da curva de atuação característica, com exceção do ponto R3, que foi 22,80% inferior. Isso é facilmente explicado devido à dificuldade na marcação deste ponto no gráfico da curva de atuação característica obtida no teste. Como este ponto é marcado no momento em que ocorre a completa despressurização da jusante da válvula, conforme definição da Tabela 2-1, caso a drenagem do fluido à jusante da válvula não seja feita de forma rápida o suficiente, de modo a gerar uma linha quase vertical no canal de jusante do gráfico, conforme mostrado na Figura 2-15, o seu valor pode sofrer grandes flutuações. E como no modelo matemático esta despressurização é definida por uma rotina, definida na equação 3.27, o descrito anteriormente não ocorre, e o ponto é então corretamente definido. Avaliando-se agora a Tabela 5-5, é possível observar que, em ambiente hiperbárico, além do ponto R3, os pontos A1 e R4, que representam, respectivamente, o início e o final de movimento do atuador, apresentaram erros superiores a 30%. Este erro de maior escala tem sua origem nos valores adotados para o comprimento dos elementos de vedação susceptíveis à pressão hidrostática relativa à LDA, basicamente e. Na ausência de informação a respeito destes valores, foram assumidos valores conservadores, que resultou em um valor maior do que o real para a parcela de atrito relativa à interface de vedação bonnet-haste principal (, definida pela equação Comparados os resultados obtidos pelo modelo com os resultados de teste, para facilitar o entendimento dos pontos discutidos a seguir, as curvas obtidas para o avanço e para o retorno do atuador em cada um dos casos estudados, dispostas individualmente no APÊNDICE C, são apresentadas a seguir lado a lado, com os valores de pressão dados em psi no eixo das ordenadas. Além disso, é importante notar que, para uma melhor visualização, os gráficos obtidos para a condição hiperbárica foram plotados desta vez considerando a pressão hidrostática equivalente à LDA, que neste estudo equivale a 3809 psi, como sendo o zero do eixo das ordenadas. 86

106 [psi] [%] [psi] [%] 9000 P at_a ( x) P at_r ( x) P cfc 7000 P cfc P m P m hx () hx () P j () x P j () x P h 3000 P h x [m] (a) x [m] (b) Figura 5-1. Curvas de abertura (a) e fechamento (b) do conjunto FSC no Caso 1, teste atmosférico em baixa pressão. [psi] [%] [psi] [%] 9000 P at_a ( x) P at_r ( x) P cfc 7000 P cfc P m P m hx () hx () P j () x P j () x P h 3000 P h x [m] (a) x [m] (b) Figura 5-2. Curvas de abertura (a) e fechamento (b) do conjunto FSC no Caso 2, teste atmosférico em alta pressão. [psi] [%] [psi] [%] P at_a ( x) P at_r ( x) P cfc P cfc P m P m hx ( ) hx ( ) P j ( x) P j ( x) P h P h x [m] (a) x [m] (b) Figura 5-3. Curvas de abertura (a) e fechamento (b) do conjunto FSC no Caso 3, teste hiperbárico em baixa pressão. 87

107 [psi] [%] [psi] [%] P at_a ( x) P at_r ( x) P cfc P cfc P m P m hx ( ) hx ( ) P j ( x) P j ( x) P h P h x [m] (a) x [m] (b) Figura 5-4. Curvas de abertura (a) e fechamento (b) do conjunto FSC no Caso 4, teste hiperbárico em alta pressão. [psi] [%] [psi] [%] P at_a ( x) P at_r ( x) P cfc P cfc P m P m hx ( ) hx ( ) P j ( x) P j ( x) P h P h x [m] (a) x [m] (b) Figura 5-5. Curvas de abertura (a) e fechamento (b) do conjunto FSC no Caso 5, condição de produção. [psi] [%] [psi] [%] 9000 P at_a ( x) P at_r ( x) P cfc 7000 P cfc P m P m hx () hx () P j () x P j () x P h 3000 P h x [m] (a) x [m] (b) Figura 5-6. Curvas de fechamento (a) e abertura (b) do conjunto FSO no Caso 6, teste atmosférico em baixa pressão. 88

108 [psi] [%] [psi] [%] 9000 P at_a ( x) P at_r ( x) P cfc 7000 P cfc P m P m hx () hx () P j () x P j () x P h 3000 P h x [m] (a) x [m] (b) Figura 5-7. Curvas de fechamento (a) e abertura (b) do conjunto FSO no Caso 7, teste atmosférico em alta pressão. [psi] [%] [psi] [%] P at_a ( x) P at_r ( x) P cfc P cfc P m P m hx ( ) hx ( ) P j ( x) P j ( x) P h P h x [m] (a) x [m] (b) Figura 5-8. Curvas de fechamento (a) e abertura (b) do conjunto FSO no Caso 8, teste hiperbárico em baixa pressão. [psi] [%] [psi] [%] P at_a ( x) P at_r ( x) P cfc P cfc P m P m hx ( ) hx ( ) P j ( x) P j ( x) P h P h x [m] (a) x [m] (b) Figura 5-9. Curvas de fechamento (a) e abertura (b) do conjunto FSO no Caso 9, teste hiperbárico em alta pressão. 89

109 [psi] [%] [psi] [%] P at_a ( x) P at_r ( x) P cfc P cfc P m P m hx ( ) hx ( ) P j ( x) P j ( x) P h P h x [m] (a) x [m] (b) Figura Curvas de fechamento (a) e abertura (b) do conjunto FSO no Caso 10, condição de produção. Desta maneira, é possível fazer uma avaliação da influência que os parâmetros de operação e projeto exercem na curva de atuação característica da válvula. Para efeitos deste estudo, serão avaliados os seguintes parâmetros: lâmina d água, pressão de trabalho, diferencial de pressão através da gaveta, coeficiente de atrito entre partes metálicas, coeficiente de rigidez da mola e, por fim, a pré-carga da mola A influência da lâmina d água Analisando os resultados apresentados anteriormente, e comparando os casos 1 com 3 e 2 com 4, Tabela 5-2, e os casos 6 com 8 e 7 com 9, Tabela 5-3, pode-se observar que, tanto no conjunto FSC quanto para no FSO, a LDA atua no sentido de provocar um rebaixamento na pressão de atuação, isso se deve ao fato de que a força devido à pressão hidrostática age na haste de override no sentido de avanço do atuador. Para entender melhor este comportamento, basta notar que a força devido à pressão hidrostática na haste de override ( ) possui sinal negativo nas equações 3.37 e É importante chamar a atenção para o fato de que, tanto no conjunto FSC como no FSO, o menor valor da pressão de atuação ocorre justamente na condição em que a pressão do ambiente é máxima e a válvula está totalmente despressurizada, casos 3 e 8. Esta condição é a mais crítica para o retorno do atuador e, por ser restritiva ao projeto, deve ser verificada de modo a comprovar a sua adequação à LDA especificada. 90

110 A norma internacional ISO [9] estabelece o valor de 100 psi, somado à pressão hidrostática equivalente à LDA, como requisito mínimo para esta pressão de retorno (R4), também conhecida por backpressure. No que diz respeito a este requisito, é importante apontar que o mesmo deveria ser baseado na pressão referente à coluna de fluido de controle e não na pressão hidrostática referente à LDA, conforme apontado na Figura Note que esta figura nada mais é do que um aumento (zoom) do final de curso, após o fim de comunicação, do gráfico apresentado na Figura 5-3(b). Para entender melhor o porquê dessa discussão, pode-se tomar como exemplo o Caso 3 deste estudo, onde e. Pelo critério descrito anteriormente, a pressão mínima de retorno do atuador aceita neste caso seria de 3909 psi, linha vermelha traçada no gráfico da Figura Observe, no entanto, que este valor é menor do que a pressão referente à coluna de fluido de controle (3965 psi), o que seria impossível de ser atingido na prática, uma vez que, depois da instalação do equipamento no leito marinho, o atuador estará permanentemente submetido à pressão referente à coluna de fluido de controle, definida pela equação Em termos práticos, isso significa que atualmente, da maneira como este requisito está definido, projetos que seriam reprovados, se avaliados da maneira correta, podem estar sendo liberados para uso. Note que a modificação do critério da pressão mínima de retorno para 100 psi acima da pressão referente à coluna de fluido de controle, resultaria neste caso específico em um valor de 4065 psi, representado pela linha laranja tracejada no gráfico da Figura A não verificação do atendimento do projeto de um conjunto válvula-atuador a este requisito de pressão mínima de retorno, que deve ser revisado para cumprir com seu objetivo original de ser um fator de segurança, pode resultar em um projeto de atuador incapaz de realizar o completo retorno da válvula para a posição de falha segura, afetando desta maneira a integridade do sistema de produção como um todo. 91

111 [psi] P at_r ( x) Critério ISO Modificado 4065 psi P cfc psi P h Pressão de retorno (R4) = 83 psi P h + 100psi psi Critério ISO psi 156 psi x [m] Figura Pressão mínima de retorno. Por fim, ainda no que diz respeito à influência da LDA, comparando-se agora os casos 4 e 9, pode-se perceber que, enquanto no conjunto FSC os menores valores de pressão de atuação ocorrem no final de fechamento, no conjunto FSO os menores valores de pressão de atuação são verificados no início de comunicação (crackopen). Além disso, observa-se que, considerando o mesmo projeto de atuador, o retorno para a posição de falha segura é mais crítico para conjuntos do tipo FSC do que para conjuntos do tipo FSO, haja visto que as pressões de atuação obtidas para o retorno do Caso 4 são menores do que os valores obtidos no Caso A influência da pressão de trabalho Para avaliar o efeito que a pressão de trabalho exerce no desempenho de atuação hidráulica da válvula, basta comparar os casos 1 com 2 e 3 com 4, Tabela 5-2, e os casos 6 com 7 e 8 com 9, Tabela 5-3. Desta maneira, é possível perceber que a pressão de trabalho na válvula age no sentido de aumentar a pressão de atuação, tanto no avanço quanto no retorno do atuador. Isso acontece porque a pressão de trabalho, agindo no sistema de vedação da haste principal, promove o aparecimento 92

112 da força de expulsão da haste, definida na equação 3.17, que age no sentido de retorno do atuador, auxiliando a mola a executar a função de falha segura. Considerando agora apenas os casos em que a válvula está pressurizada, note que os maiores valores de pressão de atuação são observados nos casos 2 e 7, respectivamente, no início de comunicação (Tabela 5-2) e no final de fechamento (Tabela 5-3). Isso mostra que a condição mais crítica para o avanço do atuador é em ambiente atmosférico com alta pressão no interior da válvula. No que diz respeito ao avanço do atuador, a norma internacional ISO [9] estabelece que a pressão de atuação não deve exceder 90% da pressão nominal de trabalho do atuador durante o seu acionamento. Neste caso, sabendo que a PNTA considerada foi de 5000 psi, tem-se que a máxima pressão permitida durante o acionamento do atuador é de 4500 psi. Comparando agora apenas os valores obtidos para os casos 2 e 7, pode-se dizer ainda que, considerando o mesmo projeto de atuador, o movimento de avanço para o conjunto FSO é mais crítico do que para o conjunto FSC. Por outro lado, é interessante notar também que, considerando o mesmo atuador, na ausência de pressão no interior da válvula, as curvas de atuação obtidas para os conjuntos FSC e FSO são idênticas, tanto na condição atmosférica, casos 1 e 6, como na condição hiperbárica, casos 3 e 8. Quando a válvula está despressurizada, apenas a mola do atuador é responsável pelo retorno da gaveta para a posição de falha segura, uma vez que, nesta condição, a força de expulsão da haste é nula. Portanto, em termos de projeto, a mola do atuador deve ser robusta o suficiente para assegurar, por si só, o retorno da válvula para a posição de falha segura, sem contar com o auxílio da pressão interna. É difícil se imaginar uma situação de campo na qual uma válvula de um determinado equipamento esteja atuada hidraulicamente e sem pressão no seu interior, no entanto, na ocorrência de um evento como este, caso a carga da mola do atuador tenha sido subestimada na etapa de projeto (projeto marginal), é provável que o atuador não consiga efetuar o completo retorno da válvula para sua posição de falha segura. 93

113 5.3. A influência do diferencial de pressão através da gaveta Conforme mostrado nos itens e 3.7.2, o desenvolvimento da curva de pressão à jusante da válvula é completamente diferente para as condições de teste e de produção. Essa diferença deve-se basicamente à vazão de fluido pela válvula, que em condições de teste é extremamente baixa e regulada por meio de painéis de instrumentação. Além disso, é importante notar, nas equações 3.35 e 3.36, que a pressão à jusante da válvula em condição de produção é diferente de zero quando a válvula ainda está fechada, sendo igual à pressão equivalente à coluna de fluido de produção somada à pressão do separador de superfície. Em condições de testes, como pode ser visto nas equações 3.27 e 3.28, no momento em que ocorre o final de comunicação de passagem, a jusante da válvula é instantaneamente despressurizada. As diferenças apontadas explicam as condições distintas de energização da gaveta contra a sede de jusante observadas nos casos 4 e 5, para o conjunto FSC, e nos casos 9 e 10, para o conjunto FSO. Note, na Tabela 5-1, que tanto a pressão do ambiente como a pressão de trabalho para os referidos casos são as mesmas, o que altera é apenas a variação da pressão à jusante com o percentual de abertura de passagem da válvula. A comparação direta dos casos 4 e 5, por meio da Tabela 5-2, e dos casos 9 e 10, por meio da Tabela 5-3, permite ter uma noção do descrito anteriormente. No entanto, para uma melhor visualização da influência que a combinação destes dois pontos discutidos tem na curva de atuação característica da válvula, os gráficos apresentados na Figura 5-4 e na Figura 5-5 foram sobrepostos e as regiões do início da comunicação, mostrada na Figura 5-12(a), e do fim de comunicação, mostrada na Figura 5-12(b), foram então aumentadas. A curva apresentada em azul escuro representa a pressão de atuação nas condições de teste, enquanto que a curva apresentada em azul claro, as condições de produção. Observando a Figura 5-12(a), é possível notar que, durante o avanço do atuador de um conjunto FSC, o menor diferencial de pressão verificado na condição de produção, resulta em menores valores para a pressão de atuação nos pontos que antecedem o início de comunicação (A2_5 < A2_4 e A3_5 < A3_4). Por outro lado, com base na Figura 5-12(b), nota-se que, durante o retorno do atuador de um conjunto FSC, o menor diferencial de pressão verificado na condição de 94

114 produção, resulta em maiores valores para a pressão de atuação nos pontos posteriores ao fim de comunicação (R3_5 > R3_4 e R4_5 > R4_4). [psi] A2_4 A3_4 A3_5 [%] [psi] [%] R2_4 A2_5 A4_5 R2_5 A4_4 R3_5 R3_4 R4_5 R4_4 [m] [m] (a) (b) Figura Influência do diferencial de pressão através da gaveta na pressão de atuação do conjunto FSC para o avanço (a) e o retorno (b). De forma similar, porém considerando desta vez o conjunto FSO, os gráficos apresentados na Figura 5-9 e na Figura 5-10 foram sobrepostos e as regiões do início da comunicação, mostrada na Figura 5-13(a), e do fim de comunicação, mostrada na Figura 5-13(b), foram então aumentadas. Observando agora a Figura 5-13(a), é possível notar que, durante o avanço do atuador de um conjunto FSO, o menor diferencial de pressão verificado na condição de produção, resulta em menores valores para a pressão de atuação nos pontos posteriores ao fim de comunicação (A4_10 < A4_9 e A5_10 < A5_9). Por outro lado, com base na Figura 5-13(b), nota-se que, durante o retorno do atuador de um conjunto FSO, o menor diferencial de pressão verificado na condição de produção, resulta em maiores valores para a pressão de atuação nos pontos que antecedem o início de comunicação (R1_10 > R1_9 e R2_10 > R2_9). Esse comportamento observado tanto no conjunto FSC quanto no conjunto FSO pode ser entendido de maneira mais clara por meio da análise das equações 3.37 e 3.39, bastando para tal considerar que um menor diferencial de pressão através da gaveta resulta em uma menor força de atrito devido ao contato sede-gaveta (equação 3.22), que por sua vez resulta em uma menor força de atrito total (equação 3.18). 95

115 [psi] A4_9 A4_10 A3_10 A3_9 A5_9 A5_10 [%] [psi] [%] R3_9 R3_10 R1_10 R2_10 R1_9 R2_9 [m] [m] (a) (b) Figura Influência do diferencial de pressão através da gaveta na pressão de atuação do conjunto FSO para o avanço (a) e o retorno (b). Diante do que foi discutido, no que diz respeito às condições de teste e de operação, pode-se concluir que, em termos de solicitação do atuador, a condição de teste é muito mais rigorosa do que a condição de operação. Já no que diz respeito ao desgaste das superfícies de vedação das sedes e da gaveta, tende-se a pensar que, em sendo o diferencial de pressão através da gaveta maior na condição de teste, é esperado que o desgaste dessas superfícies seja também maior. Entretanto, é importante lembrar que, nos testes de qualificação, é considerado o uso de água de torneira, com alguns aditivos químicos, ou ainda fluido hidráulico, como fluido de trabalho na válvula. Essa condição é menos rigorosa do que a condição presenciada pela válvula quando em operação, uma vez que o fluido de produção escoado através da mesma pode conter detritos advindos do reservatório, como areia, por exemplo. A degradação das superfícies de vedação ao longo da ciclagem implica no aumento do fator de atrito e, portanto, age no sentido de aumentar o valor dos pontos na curva de avanço do atuador e diminuí-los na curva de retorno, uma vez que resulta no aumento da força de atrito total. Essa observação é válida tanto para conjuntos FSC como para FSO. As equações 3.37 e 3.39 ajudam a entender o exposto. Além disso, por meio das figuras apresentadas anteriormente, pode-se concluir que a pista de desgaste deixada pela sede de jusante na gaveta será mais extensa em condições de produção do que em condições de teste. Isso acontece tanto para o conjunto FSC quanto para o FSO, mas, para fins didáticos, o descrito será ilustrado apenas para o conjunto FSC, conforme mostrado na Figura 5-14 a seguir. 96

116 (a) (b) Figura Representação da pista de desgaste deixada pela sede de jusante na superfície de uma gaveta FSC nas condições de teste (a) e de produção (b). Isso acontece porque, em condições de produção, o deslocamento da gaveta sob diferencial de pressão é mais longo. Conforme já mencionado, em condição de teste, a equalização entre as pressões de jusante e montante ocorre imediatamente após o início de comunicação, enquanto que em condições de produção, a equalização se dá apenas após os 30% de abertura de passagem em curso. Note que a equalização entre as pressões de jusante e montante tem influência direta na curva de atuação característica da válvula. Ocorre que, como em condição de produção, a pressão de jusante não se equaliza no momento em que se dá o início de comunicação, a curva de atuação para a condição de produção assume valores maiores do que a curva de atuação obtida para a condição de teste, no caso do avanço do conjunto FSC (A4_5 > A4_4), Figura 5-12(a), assumindo valores menores no caso do retorno do conjunto FSO (R3_10 < R3_9), Figura 5-13(b). Conforme a equalização vai sendo alcançada as curvas obtidas para as condições de produção e de teste convergem para o mesmo ponto, até a completa coincidência a partir do momento em que há a completa equalização. Da mesma maneira, como em condição de produção o diferencial de pressão passa a ser significativo antes mesmo do fim de comunicação, com a válvula 70% fechada, a curva de atuação para a condição de produção assume valores menores do que a 97