曹學鵬，張翠紅,2，鄧 斌，謝 強，榮一轔

（1.西南交通大學機械工程學院，四川 成都，610031;2.四川建設機械(集團)股份有限公司開發(fā)部，四川 成都，610081；3.四川海洋特種技術研究所，四川 成都，610041）

深海下儲油器系統(tǒng)的壓力補償動態(tài)特性研究

曹學鵬1，張翠紅1,2，鄧 斌1，謝 強1，榮一轔3

（1.西南交通大學機械工程學院，四川 成都，610031;2.四川建設機械(集團)股份有限公司開發(fā)部，四川 成都，610081；3.四川海洋特種技術研究所，四川 成都，610041）

對深海3 000 m液壓源儲油器，采用兼具壓力補償和體積補償的膠囊作為其壓力補償器。針對動態(tài)運行時可能存在的補償量不足的問題，提出了儲油器系統(tǒng)不失穩(wěn)時的壓力動態(tài)補償設計準則，然后擇選一組優(yōu)化參數設計出儲油器系統(tǒng)樣機，分別完成在模擬執(zhí)行元件和環(huán)境壓力變化時的高壓艙下的實驗測試，結果表明在兩種變工況下儲油器內壓力均能很好地跟隨環(huán)境壓力的變化，驗證了該結構及其設計準則是合理的，為水下液壓源儲油器系統(tǒng)的壓力自平衡設計及可靠運行提供了相應的理論依據和技術支撐。

深海儲油器；壓力補償；動態(tài)特性；設計準則；動態(tài)補償域

在海洋資源的探測和開采中，液壓傳動作為水下設備有效的驅動方式而得到廣泛應用。水下液壓源需要解決的一個技術難題就是深水壓力問題。若儲油箱采用厚壁的承壓殼結構，將使系統(tǒng)體積和重量成倍地增加，勢必為設備的下潛和水下的機動性制造障礙[1]。文獻[2-3]對“300 m水下工具”提出一種用于深水液壓動力源中的壓力補償器，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，對補償器工作容積進行了詳細的推導和確定。由于該補償器采用通徑較大的法蘭作為補償器和油箱間的連接液壓接口，即使執(zhí)行元件產生的體積差較大時仍可滿足系統(tǒng)的補償需求，從而有效地保證了油箱的安全。其缺點是補償膠囊、法蘭等組件專用性強，制造復雜，需要定做或特制，通用性和互換性較差。筆者結合國家“863”項目“深海節(jié)能型集成液壓動力源的關鍵技術的研究”中儲油箱的設計，提出一種結構簡單、通用性強且工作在水下3 000 m處的壓力補償儲油器系統(tǒng)，本文主要針對其動態(tài)補償特性展開相應理論研究和實驗分析。

1 深海儲油器的補償原理及結構

1.1 儲油器的壓力補償原理

為了消除水下壓力對液壓系統(tǒng)的影響，深海液壓源系統(tǒng)需對海水壓力進行自動補償。典型的壓力補償原理如圖1所示，壓力補償器與儲油器通過特定的液壓接口相連通。壓力補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。當下潛深度變化時，海水壓力作用于補償器上，使其產生壓縮或移動，并將水壓力傳遞給內部的液壓油，根據液體的不可壓縮性質，補償器內部壓力應與外界海水壓力相等。而儲油器與補償器相連通，根據帕斯卡原理，儲油器內部的壓力也應與外部海水壓力相同，從而實現(xiàn)儲油箱內外壓力的自平衡。

圖1 液壓源儲油器壓力補償原理圖

1.2 壓力補償器的結構

補償器的形式有多種，常見的有活塞式、皮囊式、金屬薄膜式和波紋管式[3]，這幾種結構中，皮囊式補償器所允許的補償體積變化最大，即可用于壓力補償，又可以用于體積補償，并具有加工簡單，皮囊更換方便，維護成本低等優(yōu)點。因此，在本項目研制的深海3 000 m節(jié)能型集成液壓動力源的儲油箱采用了皮囊式補償器，其結構如圖2所示。壓力補償器由外殼、補償膠囊、連接法蘭等組成，可通過對陸上成熟的蓄能器產品進行適當的改裝和完善即可得到。采用標準的液壓接口和油管元件將補償器和儲油器連接。

該結構具有加工制造簡單、成本低、更換方便、互換性強等優(yōu)點，便于日后的標準化和系列化。其補償器的靜態(tài)工作容積的確定方法可參見文獻[2]，在此不再贅述。但該結構采用了管接式的液壓接口，補償器的通流能力較差。當流經液壓接管的補償流量小于液壓源執(zhí)行元件引起的進出儲油器的流量差時，密閉儲油箱會因補償量不足而產生無油空隙，在外海水壓力下導致其壓變形或壓裂，導致水下液壓系統(tǒng)的安全事故。因此，研究此類儲油器系統(tǒng)的動態(tài)壓力補償的設計準則及其適用范圍具有重要意義。

圖2 管接式皮囊補償器結構簡圖

2 儲油器系統(tǒng)的動態(tài)壓力補償模型

基于以下假設建立儲油器系統(tǒng)的模型：①工作介質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)境因素對補償皮囊的影響；③忽略油液壓縮性對系統(tǒng)的影響；④忽略液壓系統(tǒng)的泄漏量。

2.1 儲油器模型

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

式中：Et為長筒材料的彈性模數（Pa）；v為長筒材料的泊桑比，對鋼制容器 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[5]，通常取m=3；

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

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

2.2 液壓接管模型

皮囊和儲油器之間通過細長管相連，再加上皮囊接頭的長度后,使得油管長度與直徑比l/d＞4。于是，油管及其接頭可視為細長孔，油液流動狀態(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 為液壓油的動力粘度（N·s/m2）；lk為連接油管的長度，含皮囊接頭長度（m）；Δp為油管兩端的壓差，即皮囊內壓力和儲油器間的壓差（Pa）。

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

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

式中：qkk為許用工作流量（m3/s）；

2.3 執(zhí)行元件及負載模型

設執(zhí)行元件為單桿液壓缸，當無桿腔進油，有桿腔回油時，活塞桿運行產生的進出油流量差為：

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

為使儲油器穩(wěn)定可靠地工作，進出油流量差最大不應超過許用工作流量，即滿足：

同時考慮液壓泵的實際供油能力，流量差Δq還應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，同時考慮式(3)，(8)，整理后得到此儲油器系統(tǒng)不失穩(wěn)、可靠運行的動態(tài)壓力補償設計準則：

從上式可以看出，連接油管通徑，儲油器壁厚及直徑對動態(tài)性能影響最大，其次為活塞桿徑，同時，各變參數設計和選擇時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)的動態(tài)補償域。在該區(qū)域內可實現(xiàn)儲油器系統(tǒng)的水深壓力下的可靠工作。

3 動態(tài)特性分析

利用上述儲油器動態(tài)補償設計準則，再結合儲油器系統(tǒng)的實際設計參數對其動態(tài)性能進行分析，即考慮環(huán)境因素、補償器、液壓接口、儲油器、執(zhí)行元件等相關參數變化時對補償性能的影響。主要參數取值如表1所示。

表1 儲油器系統(tǒng)的主要參數值

3.1 環(huán)境因素的影響

圖3所示的動態(tài)補償域為在不同水深的環(huán)境溫度、壓力下，油缸運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（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，油缸容許的運行速度越小，補償器動態(tài)補償性能越差。這是由于低溫、高壓使得液壓介質的粘度明顯增加，流動性變差所致。

圖3 油缸速度與環(huán)境因素間的動態(tài)補償域圖

3.2 儲油器尺寸參數的影響

由圖4可知，隨儲油器壁厚δe的減小、筒徑增大，動態(tài)補償域極大地減小。當筒徑在0.2～0.5 m范圍內時，壁厚從2 mm變化到0.5 mm時，動態(tài)補償域減小到1/60以下。因此，儲油器設計時應選用厚壁、小直徑的筒。但過大地增大壁厚會影響儲油器的重量，設計時對壁厚采用折中擇優(yōu)的方法，選用壁厚δe=1 mm,而筒徑及長度需根據儲油器內的液壓源元件實際尺寸參數、儲油量等參數來確定。

3.3 液壓接口參數的影響

在其余參數不變時，油缸容許速度隨液壓接口通徑的增大而增大，隨接口長度lk減小而增大；并且通徑對補償域的影響遠大于長度的影響（圖5）。當接口長度為0.2 m，通徑從5 mm增大到25 mm時，容許速度增加600多倍，達3.67 m/s。因此，在儲油器補償器系統(tǒng)設計時適當地增加液壓接口通徑，可有效地改善補償器的工作性能。

圖4 油缸速度與儲油器參數間的動態(tài)補償域圖

圖5 油缸速度與液壓接口間的動態(tài)補償域圖

3.4 液壓介質及活塞桿徑的影響

由圖6知，在深海3 000 m環(huán)境下，當液壓缸活塞桿徑在（1～10）×10-2m范圍內取值時，補償器的動態(tài)補償域隨液壓介質的粘度等級增大而明顯減小。對于VG 10#、VG 68#液壓介質，在相同桿徑時，油缸容許速度增加至15倍以上。因此，采用低粘度等級的液壓介質可提高補償器的工作范圍，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-介質間的動態(tài)補償域圖

綜上所述，在進行壓力補償深海儲油器系統(tǒng)的設計時，需要綜合考慮環(huán)境因素、儲油器尺寸參數、液壓接口參數等對系統(tǒng)動態(tài)性能的影響，并且宜選用粘度等級低、粘溫系數高的液壓油作為液壓源的工作介質。

4 實驗測試

4.1 試驗裝置的建立

為了驗證儲油器系統(tǒng)動態(tài)補償性能分析的合理性，根據前述提出設計準則，選取了一組數據作為儲油器系統(tǒng)的設計參數，對執(zhí)行元件引起流量差及環(huán)境壓力變化時的動態(tài)補償性能進行了試驗測試。圖7為測試試驗原理圖，圖8為相應的測試裝置及被測元件。高壓試驗艙模擬深海環(huán)境壓力；充滿油的皮囊和儲油器組成壓力補償系統(tǒng)置于高壓艙內；油箱、過濾器、高壓泵、驅動電機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償油箱的壓力加載和卸荷；可調節(jié)流閥和截止閥7.1構成單桿液壓缸速度模擬裝置，通過調節(jié)流經節(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；利用數據記錄儀和壓力變送器4.1，4.2實現(xiàn)對環(huán)境壓力和儲油器內壓力的檢測數據的實時采集。

圖7 儲油器系統(tǒng)性能實驗原理圖

圖8 測試裝置及被測元件

4.2 動態(tài)補償性能測試

實驗時啟動加載系統(tǒng)，將高壓艙內壓力調定為30 MPa不變，閥7.1開啟、閥7.2關閉，并調整節(jié)流閥使有油液速度變化為0.5～2 L/min，記錄此過程補償器內的壓力和高壓艙內的壓力變化如圖9所示；關閉閥 7.1、7.2，閥 7.3配合閥7.4、7.5的開合，實現(xiàn)30 MPa左右的艙3環(huán)境壓力的變化，同樣記錄補償器內的壓力和高壓艙內的壓力變化如圖10所示。

圖9 模擬執(zhí)行元件流量變化時的壓力跟隨性測試結果

圖10 環(huán)境壓力變化時的壓力跟隨性測試結果

由圖9、圖10的壓力響應實驗曲線可知，兩條曲線幾乎完全平行，儲油器內的壓力受執(zhí)行元件流量的變化影響很小，而隨環(huán)境壓力變化而實時變化。表明在儲油器系統(tǒng)設計準則所確定的動態(tài)補償域范圍內，無論執(zhí)行元件流量變化還是環(huán)境壓力變化，在高壓艙設置的壓力環(huán)境下，儲油器內壓力都能很好地跟隨環(huán)境壓力變化，均與理論分析結果相吻合。

5 結論

對儲油器系統(tǒng)，動態(tài)壓力補償設計準則表明，適當地增加液壓接口通徑，可有效地改善補償器的工作性能；儲油器設計時應選用厚壁、小直徑的圓筒，但壁厚的增加會使系統(tǒng)的質量增大，應采用折中擇優(yōu)的方法選取；宜選用粘度等級低、粘溫系數高的液壓油作為深海液壓源的工作介質。

實驗測試說明，在設計準則確定的參數下，儲油器內壓力均能很好地跟隨環(huán)境壓力的變化，儲油器系統(tǒng)具有良好的動態(tài)補償性能。所以，對該結構的儲油器系統(tǒng)，合理選擇系統(tǒng)參數，即可達到儲油器內外壓力的自平衡功能，實現(xiàn)水下3 000 m范圍內的可靠運行，故可作為研制的深海節(jié)能型集成液壓源的油箱裝置。另外標準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)的油箱設計中，進而提供相應的技術指導和理論參考，具有廣闊的應用前景。

[1]陳建平,薛建平.深潛器設計中的壓力補償研究[J].液壓與氣動,1995（1）：16-18.

[2]張立勛,王茁,王立權，等，自動補償式深水液壓動力源及水下作業(yè)工具[J].機床與液壓，1999（2）:39-40.

[3]孟慶鑫，王茁，魏洪興，等，深水液壓動力源液壓補償器研究[J].船舶工程，2000（2）：60-64.

[4]王心明.工程壓力容器設計與計算[M].北京：國防工業(yè)出版社，1986：186-190.

[5]李建國.壓力容器設計的力學基礎及其標準應用[M].北京：機械工業(yè)出版社，2004：147-150.

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

國家“863”基金資助項目(2006AA09Z226)

曹學鵬（1982-）男，博士研究生，研究方向為新型驅動技術及電液比例控制系統(tǒng)。E-mail：tiepeng2001@163.com