深海下儲(chǔ)油器系統(tǒng)的壓力補(bǔ)償動(dòng)態(tài)特性研究

曹學(xué)鵬，張翠紅,2，鄧 斌，謝 強(qiáng)，榮一轔

（1.西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，四川 成都，610031;2.四川建設(shè)機(jī)械(集團(tuán))股份有限公司開(kāi)發(fā)部，四川 成都，610081；3.四川海洋特種技術(shù)研究所，四川 成都，610041）

深海下儲(chǔ)油器系統(tǒng)的壓力補(bǔ)償動(dòng)態(tài)特性研究

曹學(xué)鵬1，張翠紅1,2，鄧 斌1，謝 強(qiáng)1，榮一轔3

（1.西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，四川 成都，610031;2.四川建設(shè)機(jī)械(集團(tuán))股份有限公司開(kāi)發(fā)部，四川 成都，610081；3.四川海洋特種技術(shù)研究所，四川 成都，610041）

對(duì)深海3 000 m液壓源儲(chǔ)油器，采用兼具壓力補(bǔ)償和體積補(bǔ)償?shù)哪z囊作為其壓力補(bǔ)償器。針對(duì)動(dòng)態(tài)運(yùn)行時(shí)可能存在的補(bǔ)償量不足的問(wèn)題，提出了儲(chǔ)油器系統(tǒng)不失穩(wěn)時(shí)的壓力動(dòng)態(tài)補(bǔ)償設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，然后擇選一組優(yōu)化參數(shù)設(shè)計(jì)出儲(chǔ)油器系統(tǒng)樣機(jī)，分別完成在模擬執(zhí)行元件和環(huán)境壓力變化時(shí)的高壓艙下的實(shí)驗(yàn)測(cè)試，結(jié)果表明在兩種變工況下儲(chǔ)油器內(nèi)壓力均能很好地跟隨環(huán)境壓力的變化，驗(yàn)證了該結(jié)構(gòu)及其設(shè)計(jì)準(zhǔn)則是合理的，為水下液壓源儲(chǔ)油器系統(tǒng)的壓力自平衡設(shè)計(jì)及可靠運(yùn)行提供了相應(yīng)的理論依據(jù)和技術(shù)支撐。

深海儲(chǔ)油器；壓力補(bǔ)償；動(dòng)態(tài)特性；設(shè)計(jì)準(zhǔn)則；動(dòng)態(tài)補(bǔ)償域

在海洋資源的探測(cè)和開(kāi)采中，液壓傳動(dòng)作為水下設(shè)備有效的驅(qū)動(dòng)方式而得到廣泛應(yīng)用。水下液壓源需要解決的一個(gè)技術(shù)難題就是深水壓力問(wèn)題。若儲(chǔ)油箱采用厚壁的承壓殼結(jié)構(gòu)，將使系統(tǒng)體積和重量成倍地增加，勢(shì)必為設(shè)備的下潛和水下的機(jī)動(dòng)性制造障礙[1]。文獻(xiàn)[2-3]對(duì)“300 m水下工具”提出一種用于深水液壓動(dòng)力源中的壓力補(bǔ)償器，筆者在考慮環(huán)境壓力及溫度、油液的壓縮性、執(zhí)行元件等因素的影響時(shí)，對(duì)補(bǔ)償器工作容積進(jìn)行了詳細(xì)的推導(dǎo)和確定。由于該補(bǔ)償器采用通徑較大的法蘭作為補(bǔ)償器和油箱間的連接液壓接口，即使執(zhí)行元件產(chǎn)生的體積差較大時(shí)仍可滿足系統(tǒng)的補(bǔ)償需求，從而有效地保證了油箱的安全。其缺點(diǎn)是補(bǔ)償膠囊、法蘭等組件專(zhuān)用性強(qiáng)，制造復(fù)雜，需要定做或特制，通用性和互換性較差。筆者結(jié)合國(guó)家“863”項(xiàng)目“深海節(jié)能型集成液壓動(dòng)力源的關(guān)鍵技術(shù)的研究”中儲(chǔ)油箱的設(shè)計(jì)，提出一種結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、通用性強(qiáng)且工作在水下3 000 m處的壓力補(bǔ)償儲(chǔ)油器系統(tǒng)，本文主要針對(duì)其動(dòng)態(tài)補(bǔ)償特性展開(kāi)相應(yīng)理論研究和實(shí)驗(yàn)分析。

1 深海儲(chǔ)油器的補(bǔ)償原理及結(jié)構(gòu)

1.1 儲(chǔ)油器的壓力補(bǔ)償原理

為了消除水下壓力對(duì)液壓系統(tǒng)的影響，深海液壓源系統(tǒng)需對(duì)海水壓力進(jìn)行自動(dòng)補(bǔ)償。典型的壓力補(bǔ)償原理如圖1所示，壓力補(bǔ)償器與儲(chǔ)油器通過(guò)特定的液壓接口相連通。壓力補(bǔ)償器為彈性元件或活塞體，并允許有一定的彈性變形或位移量。當(dāng)下潛深度變化時(shí)，海水壓力作用于補(bǔ)償器上，使其產(chǎn)生壓縮或移動(dòng)，并將水壓力傳遞給內(nèi)部的液壓油，根據(jù)液體的不可壓縮性質(zhì)，補(bǔ)償器內(nèi)部壓力應(yīng)與外界海水壓力相等。而儲(chǔ)油器與補(bǔ)償器相連通，根據(jù)帕斯卡原理，儲(chǔ)油器內(nèi)部的壓力也應(yīng)與外部海水壓力相同，從而實(shí)現(xiàn)儲(chǔ)油箱內(nèi)外壓力的自平衡。

圖1 液壓源儲(chǔ)油器壓力補(bǔ)償原理圖

1.2 壓力補(bǔ)償器的結(jié)構(gòu)

補(bǔ)償器的形式有多種，常見(jiàn)的有活塞式、皮囊式、金屬薄膜式和波紋管式[3]，這幾種結(jié)構(gòu)中，皮囊式補(bǔ)償器所允許的補(bǔ)償體積變化最大，即可用于壓力補(bǔ)償，又可以用于體積補(bǔ)償，并具有加工簡(jiǎn)單，皮囊更換方便，維護(hù)成本低等優(yōu)點(diǎn)。因此，在本項(xiàng)目研制的深海3 000 m節(jié)能型集成液壓動(dòng)力源的儲(chǔ)油箱采用了皮囊式補(bǔ)償器，其結(jié)構(gòu)如圖2所示。壓力補(bǔ)償器由外殼、補(bǔ)償膠囊、連接法蘭等組成，可通過(guò)對(duì)陸上成熟的蓄能器產(chǎn)品進(jìn)行適當(dāng)?shù)母难b和完善即可得到。采用標(biāo)準(zhǔn)的液壓接口和油管元件將補(bǔ)償器和儲(chǔ)油器連接。

該結(jié)構(gòu)具有加工制造簡(jiǎn)單、成本低、更換方便、互換性強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)，便于日后的標(biāo)準(zhǔn)化和系列化。其補(bǔ)償器的靜態(tài)工作容積的確定方法可參見(jiàn)文獻(xiàn)[2]，在此不再贅述。但該結(jié)構(gòu)采用了管接式的液壓接口，補(bǔ)償器的通流能力較差。當(dāng)流經(jīng)液壓接管的補(bǔ)償流量小于液壓源執(zhí)行元件引起的進(jìn)出儲(chǔ)油器的流量差時(shí)，密閉儲(chǔ)油箱會(huì)因補(bǔ)償量不足而產(chǎn)生無(wú)油空隙，在外海水壓力下導(dǎo)致其壓變形或壓裂，導(dǎo)致水下液壓系統(tǒng)的安全事故。因此，研究此類(lèi)儲(chǔ)油器系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)壓力補(bǔ)償?shù)脑O(shè)計(jì)準(zhǔn)則及其適用范圍具有重要意義。

圖2 管接式皮囊補(bǔ)償器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

2 儲(chǔ)油器系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)壓力補(bǔ)償模型

基于以下假設(shè)建立儲(chǔ)油器系統(tǒng)的模型：①工作介質(zhì)的密度及體積彈性模量始終保持不變，且為非空蝕流；②不考慮環(huán)境因素對(duì)補(bǔ)償皮囊的影響；③忽略油液壓縮性對(duì)系統(tǒng)的影響；④忽略液壓系統(tǒng)的泄漏量。

2.1 儲(chǔ)油器模型

液壓源儲(chǔ)油器采用薄壁型圓筒形殼體，壁厚較小 （δe≤5 mm）。由于內(nèi)置泵、電機(jī)等較大部件，儲(chǔ)油器的直徑和長(zhǎng)度均較大，筒外徑厚度比 D0/δe≥20,可似為長(zhǎng)圓筒[4－5]，由勃萊斯（Bress）公式可得長(zhǎng)圓筒在外壓力作用時(shí)的臨界壓力為：

式中：Et為長(zhǎng)筒材料的彈性模數(shù)（Pa）；v為長(zhǎng)筒材料的泊桑比，對(duì)鋼制容器 v=0.3；δe為圓筒的有效厚度（mm）；D0為圓筒的直徑（mm）。

由此，可得許用工作外壓力：

式中：m為穩(wěn)定安全系數(shù)[5]，通常取m=3；

在深海工況下，還需滿足臨界壓應(yīng)力小于在環(huán)境溫度下材料的壓縮屈服極限，即：

式中：δk為長(zhǎng)筒材料的臨界壓應(yīng)力 （Pa）；δs為長(zhǎng)筒材料的壓縮屈服極限（Pa）。

2.2 液壓接管模型

皮囊和儲(chǔ)油器之間通過(guò)細(xì)長(zhǎng)管相連，再加上皮囊接頭的長(zhǎng)度后,使得油管長(zhǎng)度與直徑比l/d＞4。于是，油管及其接頭可視為細(xì)長(zhǎng)孔，油液流動(dòng)狀態(tài)視為層流狀態(tài)，則其通油流量為：

式中，qk為通油流量 （m3/s）；dk為連接油管的通流直徑（m）；μ 為液壓油的動(dòng)力粘度（N·s/m2）；lk為連接油管的長(zhǎng)度，含皮囊接頭長(zhǎng)度（m）；Δp為油管兩端的壓差，即皮囊內(nèi)壓力和儲(chǔ)油器間的壓差（Pa）。

在深海高壓環(huán)境下，皮囊通過(guò)彈性變形，使得其內(nèi)外壓力相等。液壓泵的出油和回油流量間的不相等引起儲(chǔ)油器的進(jìn)出油液的體積差，因此海水壓力與儲(chǔ)油器內(nèi)壓力之差即為式(1)中的壓差Δp，此值應(yīng)不超過(guò)式(3)計(jì)算的儲(chǔ)油器的許用工作外壓力。

聯(lián)立(1)、(2)、(4)式，并將安全系數(shù)取值代入，可得許用工作外壓力下相應(yīng)的許用工作流量：

式中：qkk為許用工作流量（m3/s）；

2.3 執(zhí)行元件及負(fù)載模型

設(shè)執(zhí)行元件為單桿液壓缸，當(dāng)無(wú)桿腔進(jìn)油，有桿腔回油時(shí)，活塞桿運(yùn)行產(chǎn)生的進(jìn)出油流量差為：

式中：Δq為進(jìn)出油流量差 （m3/s）；vg為活塞桿的運(yùn)行速度（m/s）；dg為活塞桿的直徑（m/s）。

為使儲(chǔ)油器穩(wěn)定可靠地工作，進(jìn)出油流量差最大不應(yīng)超過(guò)許用工作流量，即滿足：

同時(shí)考慮液壓泵的實(shí)際供油能力，流量差Δq還應(yīng)小于變量泵的最大供油流量，即：

式中：Qmax為液壓源的最大供油流量（m3/s）。

2.4 系統(tǒng)模型

聯(lián)立(5)，(6)，(7)式，同時(shí)考慮式(3)，(8)，整理后得到此儲(chǔ)油器系統(tǒng)不失穩(wěn)、可靠運(yùn)行的動(dòng)態(tài)壓力補(bǔ)償設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：

從上式可以看出，連接油管通徑，儲(chǔ)油器壁厚及直徑對(duì)動(dòng)態(tài)性能影響最大，其次為活塞桿徑，同時(shí)，各變參數(shù)設(shè)計(jì)和選擇時(shí)需滿足不等式組所確定的一定的區(qū)域，在此將它稱為系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)補(bǔ)償域。在該區(qū)域內(nèi)可實(shí)現(xiàn)儲(chǔ)油器系統(tǒng)的水深壓力下的可靠工作。

3 動(dòng)態(tài)特性分析

利用上述儲(chǔ)油器動(dòng)態(tài)補(bǔ)償設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，再結(jié)合儲(chǔ)油器系統(tǒng)的實(shí)際設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)其動(dòng)態(tài)性能進(jìn)行分析，即考慮環(huán)境因素、補(bǔ)償器、液壓接口、儲(chǔ)油器、執(zhí)行元件等相關(guān)參數(shù)變化時(shí)對(duì)補(bǔ)償性能的影響。主要參數(shù)取值如表1所示。

表1 儲(chǔ)油器系統(tǒng)的主要參數(shù)值

3.1 環(huán)境因素的影響

圖3所示的動(dòng)態(tài)補(bǔ)償域?yàn)樵诓煌畹沫h(huán)境溫度、壓力下，油缸運(yùn)行速度的可取值范圍?？芍?，在常溫、大氣壓下，油缸容許速度為1.6×10-2m/s，而3 000 m水深時(shí)（水溫3℃、壓力 30 MPa），則減小為 2.4×10-3m/s，即海水壓力越大、溫度越低，油缸容許的運(yùn)行速度越小，補(bǔ)償器動(dòng)態(tài)補(bǔ)償性能越差。這是由于低溫、高壓使得液壓介質(zhì)的粘度明顯增加，流動(dòng)性變差所致。

圖3 油缸速度與環(huán)境因素間的動(dòng)態(tài)補(bǔ)償域圖

3.2 儲(chǔ)油器尺寸參數(shù)的影響

由圖4可知，隨儲(chǔ)油器壁厚δe的減小、筒徑增大，動(dòng)態(tài)補(bǔ)償域極大地減小。當(dāng)筒徑在0.2～0.5 m范圍內(nèi)時(shí)，壁厚從2 mm變化到0.5 mm時(shí)，動(dòng)態(tài)補(bǔ)償域減小到1/60以下。因此，儲(chǔ)油器設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)選用厚壁、小直徑的筒。但過(guò)大地增大壁厚會(huì)影響儲(chǔ)油器的重量，設(shè)計(jì)時(shí)對(duì)壁厚采用折中擇優(yōu)的方法，選用壁厚δe=1 mm,而筒徑及長(zhǎng)度需根據(jù)儲(chǔ)油器內(nèi)的液壓源元件實(shí)際尺寸參數(shù)、儲(chǔ)油量等參數(shù)來(lái)確定。

3.3 液壓接口參數(shù)的影響

在其余參數(shù)不變時(shí)，油缸容許速度隨液壓接口通徑的增大而增大，隨接口長(zhǎng)度lk減小而增大；并且通徑對(duì)補(bǔ)償域的影響遠(yuǎn)大于長(zhǎng)度的影響（圖5）。當(dāng)接口長(zhǎng)度為0.2 m，通徑從5 mm增大到25 mm時(shí)，容許速度增加600多倍，達(dá)3.67 m/s。因此，在儲(chǔ)油器補(bǔ)償器系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)適當(dāng)?shù)卦黾右簤航涌谕◤?，可有效地改善補(bǔ)償器的工作性能。

圖4 油缸速度與儲(chǔ)油器參數(shù)間的動(dòng)態(tài)補(bǔ)償域圖

圖5 油缸速度與液壓接口間的動(dòng)態(tài)補(bǔ)償域圖

3.4 液壓介質(zhì)及活塞桿徑的影響

由圖6知，在深海3 000 m環(huán)境下，當(dāng)液壓缸活塞桿徑在（1～10）×10-2m范圍內(nèi)取值時(shí)，補(bǔ)償器的動(dòng)態(tài)補(bǔ)償域隨液壓介質(zhì)的粘度等級(jí)增大而明顯減小。對(duì)于VG 10#、VG 68#液壓介質(zhì)，在相同桿徑時(shí)，油缸容許速度增加至15倍以上。因此，采用低粘度等級(jí)的液壓介質(zhì)可提高補(bǔ)償器的工作范圍，從而滿足不同水深條件和執(zhí)行元件的要求。

圖6 油缸速度與桿徑-介質(zhì)間的動(dòng)態(tài)補(bǔ)償域圖

綜上所述，在進(jìn)行壓力補(bǔ)償深海儲(chǔ)油器系統(tǒng)的設(shè)計(jì)時(shí)，需要綜合考慮環(huán)境因素、儲(chǔ)油器尺寸參數(shù)、液壓接口參數(shù)等對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能的影響，并且宜選用粘度等級(jí)低、粘溫系數(shù)高的液壓油作為液壓源的工作介質(zhì)。

4 實(shí)驗(yàn)測(cè)試

4.1 試驗(yàn)裝置的建立

為了驗(yàn)證儲(chǔ)油器系統(tǒng)動(dòng)態(tài)補(bǔ)償性能分析的合理性，根據(jù)前述提出設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，選取了一組數(shù)據(jù)作為儲(chǔ)油器系統(tǒng)的設(shè)計(jì)參數(shù)，對(duì)執(zhí)行元件引起流量差及環(huán)境壓力變化時(shí)的動(dòng)態(tài)補(bǔ)償性能進(jìn)行了試驗(yàn)測(cè)試。圖7為測(cè)試試驗(yàn)原理圖，圖8為相應(yīng)的測(cè)試裝置及被測(cè)元件。高壓試驗(yàn)艙模擬深海環(huán)境壓力；充滿油的皮囊和儲(chǔ)油器組成壓力補(bǔ)償系統(tǒng)置于高壓艙內(nèi)；油箱、過(guò)濾器、高壓泵、驅(qū)動(dòng)電機(jī)和溢流閥組成高壓加載系統(tǒng)，截止閥和溢流閥配合可分別完成高壓艙和補(bǔ)償油箱的壓力加載和卸荷；可調(diào)節(jié)流閥和截止閥7.1構(gòu)成單桿液壓缸速度模擬裝置，通過(guò)調(diào)節(jié)流經(jīng)節(jié)流閥的流量模擬執(zhí)行元件速度改變引起的體積差變化；利用數(shù)據(jù)記錄儀和壓力變送器4.1，4.2實(shí)現(xiàn)對(duì)環(huán)境壓力和儲(chǔ)油器內(nèi)壓力的檢測(cè)數(shù)據(jù)的實(shí)時(shí)采集。

圖7 儲(chǔ)油器系統(tǒng)性能實(shí)驗(yàn)原理圖

圖8 測(cè)試裝置及被測(cè)元件

4.2 動(dòng)態(tài)補(bǔ)償性能測(cè)試

實(shí)驗(yàn)時(shí)啟動(dòng)加載系統(tǒng)，將高壓艙內(nèi)壓力調(diào)定為30 MPa不變，閥7.1開(kāi)啟、閥7.2關(guān)閉，并調(diào)整節(jié)流閥使有油液速度變化為0.5～2 L/min，記錄此過(guò)程補(bǔ)償器內(nèi)的壓力和高壓艙內(nèi)的壓力變化如圖9所示；關(guān)閉閥 7.1、7.2，閥 7.3配合閥7.4、7.5的開(kāi)合，實(shí)現(xiàn)30 MPa左右的艙3環(huán)境壓力的變化，同樣記錄補(bǔ)償器內(nèi)的壓力和高壓艙內(nèi)的壓力變化如圖10所示。

圖9 模擬執(zhí)行元件流量變化時(shí)的壓力跟隨性測(cè)試結(jié)果

圖10 環(huán)境壓力變化時(shí)的壓力跟隨性測(cè)試結(jié)果

由圖9、圖10的壓力響應(yīng)實(shí)驗(yàn)曲線可知，兩條曲線幾乎完全平行，儲(chǔ)油器內(nèi)的壓力受執(zhí)行元件流量的變化影響很小，而隨環(huán)境壓力變化而實(shí)時(shí)變化。表明在儲(chǔ)油器系統(tǒng)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則所確定的動(dòng)態(tài)補(bǔ)償域范圍內(nèi)，無(wú)論執(zhí)行元件流量變化還是環(huán)境壓力變化，在高壓艙設(shè)置的壓力環(huán)境下，儲(chǔ)油器內(nèi)壓力都能很好地跟隨環(huán)境壓力變化，均與理論分析結(jié)果相吻合。

5 結(jié)論

對(duì)儲(chǔ)油器系統(tǒng)，動(dòng)態(tài)壓力補(bǔ)償設(shè)計(jì)準(zhǔn)則表明，適當(dāng)?shù)卦黾右簤航涌谕◤?，可有效地改善補(bǔ)償器的工作性能；儲(chǔ)油器設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)選用厚壁、小直徑的圓筒，但壁厚的增加會(huì)使系統(tǒng)的質(zhì)量增大，應(yīng)采用折中擇優(yōu)的方法選?。灰诉x用粘度等級(jí)低、粘溫系數(shù)高的液壓油作為深海液壓源的工作介質(zhì)。

實(shí)驗(yàn)測(cè)試說(shuō)明，在設(shè)計(jì)準(zhǔn)則確定的參數(shù)下，儲(chǔ)油器內(nèi)壓力均能很好地跟隨環(huán)境壓力的變化，儲(chǔ)油器系統(tǒng)具有良好的動(dòng)態(tài)補(bǔ)償性能。所以，對(duì)該結(jié)構(gòu)的儲(chǔ)油器系統(tǒng)，合理選擇系統(tǒng)參數(shù)，即可達(dá)到儲(chǔ)油器內(nèi)外壓力的自平衡功能，實(shí)現(xiàn)水下3 000 m范圍內(nèi)的可靠運(yùn)行，故可作為研制的深海節(jié)能型集成液壓源的油箱裝置。另外標(biāo)準(zhǔn)化的液壓接口和元件的采用，也可移植到其余深海液壓系統(tǒng)的油箱設(shè)計(jì)中，進(jìn)而提供相應(yīng)的技術(shù)指導(dǎo)和理論參考，具有廣闊的應(yīng)用前景。

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Abstract：A bladder,which has the function of pressure-compensated and volume-compensated,is used to be the pressurecompensator of oil reservoir of hydraulic power in 3000m deep-sea.The dynamic design criteria of stable oil reservoir system is given for the existing probability of insufficient compensation in dynamic working.A prototype is designed in term of a set of the optimization parameters,which is then tested for its performance under a high pressure hull when simulating the changing of actuators and environment pressure.The result shows that the reservoir internal pressure well follow with environment pressure changing under the two changing work states respectively,which shows the structure and the design criteria are reasonable.It is able to provide related theoretical basis and technical support for pressure self-balance design and reliable operation of subsea hydraulic power reservoir systems.

Key words：deep-sea oil reservoir;pressure-compensated;dynamic property;design criteria;dynamic compensated domain

Research on Pressure-compensated Dynamic Property of Deep-sea Oil Reservoir Systems

CAO Xue-peng1,ZHANG Cui-hong1,2,DENG Bin1,XIE Qiang1,RONG Yi-lin3
（1.School of Mechanical Engineering and Automation,Southwest Jiao Tong University,Chengdu Sichuan 610031,China;2.Development Department of Sichuan Construction Machinery(Group)Limited Company,Chengdu Sichuan 610081,China;3.Institute of Sichuan Ocean Special Technology,Chengdu Sichuan 610041,China)

P751

A

1003-2029（2011）01-0083-05

2010-08-30

國(guó)家“863”基金資助項(xiàng)目(2006AA09Z226)

曹學(xué)鵬（1982-）男，博士研究生，研究方向?yàn)樾滦万?qū)動(dòng)技術(shù)及電液比例控制系統(tǒng)。E-mail：tiepeng2001@163.com