趙文德，張杰，趙勇，王得成

(哈爾濱工程大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，黑龍江 哈爾濱 150001)

大深度海水浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)研制

趙文德，張杰，趙勇，王得成

(哈爾濱工程大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，黑龍江 哈爾濱 150001)

針對(duì)大深度水下機(jī)器人升沉運(yùn)動(dòng)過(guò)程中耗能較大的問(wèn)題，提出了一種海水浮力調(diào)節(jié)的驅(qū)動(dòng)方式。針對(duì)沒(méi)有大壓力、小流量高壓海水泵問(wèn)題，研制了由低壓齒輪油泵驅(qū)動(dòng)海水增壓泵的裝置作為產(chǎn)生高壓海水的動(dòng)力源，并設(shè)計(jì)了切換閥及壓力平衡閥等關(guān)鍵部件。為模擬大深度海洋環(huán)境，研制了外負(fù)載模擬裝置，對(duì)大深度海水浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)進(jìn)行了前后艙充排水同步性實(shí)驗(yàn)、壓力-流量實(shí)驗(yàn)、能耗實(shí)驗(yàn)以及定量充排水等4個(gè)實(shí)驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了該系統(tǒng)的可行性和有效性。關(guān)鍵詞：海水浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)；海水增壓泵；外負(fù)載模擬裝置；水液壓；水下機(jī)器人；模糊PID控制

大潛深、長(zhǎng)航程的無(wú)人水下機(jī)器人受重量和體積限制，自身攜帶的能源有限[1-2]，而通常此類機(jī)器人下潛深度較大，所需時(shí)間較長(zhǎng)，基于垂向推進(jìn)器產(chǎn)生升沉運(yùn)動(dòng)消耗大量的能源。浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)與長(zhǎng)時(shí)間工作的垂向推進(jìn)器不同，其在較短的時(shí)間內(nèi)通過(guò)定量排充水產(chǎn)生正負(fù)浮力，使水下機(jī)器人實(shí)現(xiàn)連續(xù)的升沉運(yùn)動(dòng)[3]。因此，研究基于浮力調(diào)節(jié)的水下機(jī)器人升沉運(yùn)動(dòng)驅(qū)動(dòng)技術(shù)，對(duì)于減少水下機(jī)器人的能量消耗，具有重要的研究意義和實(shí)用價(jià)值[4-5]。

水下機(jī)器人浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)依靠吸入海水和排除海水產(chǎn)生下潛和上浮的驅(qū)動(dòng)力，該系統(tǒng)的核心部件是產(chǎn)生大壓力、小流量高壓海水的驅(qū)動(dòng)源，目前，國(guó)內(nèi)尚無(wú)合適的高壓海水泵。本文提出一種由低壓齒輪油泵驅(qū)動(dòng)海水增壓泵的裝置作為產(chǎn)生高壓海水的動(dòng)力裝置，研制了切換閥及壓力平衡閥等關(guān)鍵組成部件。為了模擬大深度海洋環(huán)境，本文還研制了外負(fù)載模擬裝置，并對(duì)整個(gè)系統(tǒng)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。

1 低壓齒輪油泵驅(qū)動(dòng)海水增壓泵裝置研制

浮力調(diào)節(jié)方式可分為變體積和變重量[6-7]2種。變體積中常見(jiàn)油囊式[8]，其技術(shù)較成熟[9]，但由于工作介質(zhì)需自身攜帶，造成其自身重量及占據(jù)空間較大，且受限于高壓油囊材料技術(shù)，不適合大潛深水下機(jī)器人使用。變重量式中常見(jiàn)的有拋載式和海水泵式：拋載式應(yīng)用于水下機(jī)器人下潛或發(fā)生緊急情況時(shí)，拋掉負(fù)載后上浮，不能重復(fù)使用；海水泵式可重復(fù)使用，且其重量體積相對(duì)較小[10]。

海水浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)配置的海水泵通常要求高壓力、小流量。對(duì)于本文研制的20 MPa級(jí)海水浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)而言，國(guó)外的某些高壓海水泵的壓力滿足要求，但額定流量較大，且若在其允許的最小流量下工作，會(huì)降低海水泵的工作性能和工作壽命，不適合本文研究的要求。因此，本文提出一種由低壓齒輪油泵驅(qū)動(dòng)海水增壓泵的裝置，其原理如圖1所示。

本文裝置由低壓油路經(jīng)過(guò)海水增壓泵來(lái)驅(qū)動(dòng)高壓水路，雖減低了系統(tǒng)效率，但動(dòng)力源的初級(jí)為油液壓泵，同時(shí)泵的壓力要求減小而流量增加，增加了泵的選擇范圍。另外，油路中增加了可伸縮式油壓補(bǔ)償器，保證油路低壓側(cè)與外部環(huán)境壓力平衡的同時(shí)，還可儲(chǔ)油及減小油路脈動(dòng)，使動(dòng)力源更加可靠穩(wěn)定地運(yùn)行。本文以上述裝置為基礎(chǔ)，設(shè)計(jì)大潛深海水浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)，其充排水過(guò)程原理如圖2、3中箭頭方向所示。

圖1 系統(tǒng)動(dòng)力源原理圖Fig. 1 Schematic for system power source

圖2 系統(tǒng)充水過(guò)程原理圖Fig. 2 Schematic for system filling process

圖3 系統(tǒng)排水過(guò)程原理圖Fig. 3 Schematic for system drainage process

本文浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)中前后壓載水艙可獨(dú)立控制通斷，利用定量的充排水，可驅(qū)動(dòng)水下運(yùn)載器上浮或下沉，另外，利用前后艙開(kāi)關(guān)閥對(duì)水艙內(nèi)水量進(jìn)行調(diào)配，可實(shí)現(xiàn)水下運(yùn)載器縱傾姿態(tài)的調(diào)整。

根據(jù)上述思路，本文提出的海水浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)主要包括壓載水艙、液壓集成回路以及控制艙3部分。系統(tǒng)實(shí)際工作時(shí)，通過(guò)控制艙發(fā)送和接受指令信息，使得液壓集成回路完成閥門切換、動(dòng)力源啟停等動(dòng)作，最終實(shí)現(xiàn)對(duì)壓載水艙的定量充排水。作者設(shè)計(jì)了液壓集成回路，其三維建模如圖4所示。

1-充氣閥，2-切換閥，3-安全閥，4-齒輪泵，5-過(guò)濾器，6-增壓泵，7-電機(jī)，8-單向閥，9-壓力平衡閥.圖4 液壓集成回路裝配效果圖Fig. 4 Assembly sketch of hydraulic integrated circuit

2 系統(tǒng)關(guān)鍵部件研制

在深海環(huán)境下工作，需滿足耐高壓、耐腐蝕等要求，相比油液壓技術(shù)，水液壓技術(shù)尚不成熟，系統(tǒng)所需的高壓水液壓元件較稀缺，因此本文對(duì)相關(guān)元件進(jìn)行了研制。

2.1 切換閥及其驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)制

海水浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)中通常由4個(gè)兩位兩通電磁閥組成閥組來(lái)實(shí)現(xiàn)充排水過(guò)程[11]，由于沒(méi)有適合該系統(tǒng)使用的高壓雙向電磁閥，且電磁驅(qū)動(dòng)在深海環(huán)境下的可靠性有待驗(yàn)證，因此本文提出用2個(gè)電動(dòng)三通球閥實(shí)現(xiàn)充排水過(guò)程，其原理如圖5所示，作者將2個(gè)三通球閥組合在一起，初始閥位調(diào)整為充水(或排水)狀態(tài)，只要同步旋轉(zhuǎn)一定角度即可切換成排水(或充水)狀態(tài)，也就能取代4個(gè)兩位兩通電磁閥，實(shí)現(xiàn)充排水切換的作用。

圖5 切換閥原理圖Fig. 5 Schematic for switching valve

由2個(gè)三通球閥組成的切換閥需要切換不同閥位才能達(dá)到充排水的作用，為此，本文研制了三通球閥切換驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)。

本文所選用的電動(dòng)執(zhí)行器為蘭帕公司生產(chǎn)的DCL-02開(kāi)關(guān)型，形狀接近正六邊形，最大直徑為72 mm，整機(jī)重量為1.2 kg，通過(guò)內(nèi)部減速機(jī)構(gòu)后輸出最大扭矩為18 N·m，該執(zhí)行器為90°正反旋轉(zhuǎn)動(dòng)作且?guī)в腥_(kāi)全關(guān)信號(hào)反饋，90°動(dòng)作所需時(shí)間約為3 s。該型號(hào)執(zhí)行器不僅尺寸適合本方案的要求同時(shí)控制簡(jiǎn)單可靠。

2.2 壓力平衡閥研制

2.2.1 壓力平衡閥的作用

深水環(huán)境中，浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)的換向閥處于開(kāi)啟狀態(tài)時(shí)，壓力平衡閥可防止高壓海水經(jīng)增壓海水泵直接進(jìn)入壓載艙。如果切換閥不能有效地控制進(jìn)入系統(tǒng)的海水流量，則無(wú)法控制和保證浮力調(diào)節(jié)精度。壓力平衡閥通過(guò)增壓泵的出水口與入水口的壓力差來(lái)控制閥門的開(kāi)關(guān)。如圖7所示，壓力平衡閥的入口M接海水增壓泵的出口，壓力平衡閥的平衡口N接海水增壓泵的入口，增壓泵產(chǎn)生1 MPa壓力時(shí)，即壓力平衡閥的入口M的壓力比平衡口N的壓力高1 MPa時(shí)，壓力平衡閥方能開(kāi)啟，海水才能通過(guò)。

圖7 壓力平衡閥的工作原理圖Fig. 7 Schematic for pressure balancing valve

2.2.2 壓力平衡閥的研制

壓力平衡閥需要考慮的問(wèn)題主要為氣蝕、高壓密封、海水腐蝕、閥芯振動(dòng)與噪聲等問(wèn)題。氣蝕和氣穴會(huì)影響閥芯的密封性能，減少閥的工作壽命。壓力平衡閥的工作環(huán)境為外壓20 MPa，需要考慮閥的密封性能。海水腐蝕后彈簧提供的力會(huì)下降，閥的開(kāi)啟壓力精度會(huì)下降。閥芯的振動(dòng)會(huì)造成閥芯表面出現(xiàn)裂紋，長(zhǎng)時(shí)間工作后閥會(huì)出現(xiàn)泄漏，從而使閥的工作性能以及使用壽命下降。針對(duì)上述問(wèn)題，本文通過(guò)采用閥芯的創(chuàng)新結(jié)構(gòu)來(lái)解決氣蝕和氣穴問(wèn)題、設(shè)計(jì)緩沖機(jī)構(gòu)來(lái)解決閥的振動(dòng)與噪音問(wèn)題。

壓力平衡閥高壓密封有以下3處：閥芯與閥座的剛性密封、平衡口處直線動(dòng)密封以及閥體與閥座的靜密封。閥芯與閥座的剛性密封采用二級(jí)節(jié)流錐閥密封[12]；平衡口處閥芯在閥座內(nèi)作直線運(yùn)動(dòng)，采用格萊圈進(jìn)行動(dòng)密封，格萊圈的動(dòng)密封使用壽命比O型圈長(zhǎng)、摩擦阻力比O型圈??；閥體與閥座的高壓密封采用O型圈端面靜密封，如圖8所示。

圖8 壓力平衡閥中的高壓密封形式Fig. 8 Seal with high pressure in pressure balancing valve

壓力平衡閥需要防海水腐蝕的主要有4個(gè)部分：閥體、閥芯、閥座、O形圈及彈簧。閥體、閥芯材料采用316L。閥座材料為鋁青銅QAL10-4-4。鋁青銅耐海水腐蝕性能優(yōu)異。由于海水中的氯離子對(duì)丁晴橡膠材料的侵蝕性很強(qiáng)。閥門中的O形圈材料采用抗海水腐蝕性能較強(qiáng)的四丙氟橡膠和氟硅橡膠。彈簧采用T316不銹鋼絲制成，耐海水腐蝕性能較好。

本文研制的壓力平衡閥在平衡口通過(guò)格萊圈進(jìn)行動(dòng)密封，格萊圈的阻力會(huì)起到阻尼作用，對(duì)于壓力平衡閥可以有效減小閥芯振動(dòng)，增加閥芯的使用壽命，此外該閥具有限位功能和調(diào)節(jié)開(kāi)啟壓力功能，壓力平衡閥如圖9所示。

圖9 壓力平衡閥Fig. 9 Pressure balancing valve

2.2.3 壓力平衡閥性能實(shí)驗(yàn)

壓力平衡閥的開(kāi)啟壓力實(shí)驗(yàn)如圖10所示，試壓泵接壓力平衡閥的入口，壓力校驗(yàn)儀經(jīng)過(guò)油水轉(zhuǎn)換后接壓力平衡閥的平衡口。實(shí)驗(yàn)中，壓力校驗(yàn)儀向壓力平衡閥的平衡口加壓到10 MPa，啟動(dòng)試壓泵并使用壓力傳感器測(cè)量壓力平衡閥的入口壓力。壓力平衡閥的入口壓力和平衡口的壓力差即為壓力平衡閥的開(kāi)啟壓力。

圖10 壓力平衡閥實(shí)驗(yàn)液壓原理圖Fig. 10 Schematic for experiment of pressure balance

圖11 不同型式的閥芯閥的開(kāi)啟壓力特性曲線Fig. 11 Characteristics of opening pressure for different types of valve bodies

壓力平衡閥的開(kāi)啟特性由開(kāi)啟壓力最大超調(diào)量、響應(yīng)時(shí)間以及穩(wěn)態(tài)壓力波動(dòng)來(lái)衡量，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖11所示。二級(jí)錐閥開(kāi)啟壓力的最大超調(diào)量為0.08 MPa，錐閥的開(kāi)啟壓力最超調(diào)量為0.22 MPa，球閥的開(kāi)啟壓力最大超調(diào)量為0.34 MPa。通過(guò)對(duì)比可知二級(jí)錐閥的超調(diào)量最小，相對(duì)于球閥的壓力超調(diào)量減小76.5%。響應(yīng)時(shí)間上，3種閥芯的結(jié)構(gòu)響應(yīng)時(shí)間均小于0.2 s，由于壓力平衡閥響應(yīng)時(shí)間對(duì)浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)影響小，因此這3種閥芯均可以滿足要求。穩(wěn)壓后的壓力波動(dòng)：二級(jí)錐閥芯為0.03 MPa，錐閥芯為0.05 MPa。通過(guò)實(shí)驗(yàn)可以看出二級(jí)錐閥比錐閥的壓力波動(dòng)減小60%。壓力波動(dòng)越小，浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)的流量脈動(dòng)越小，從而浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)的精度越高。證明二級(jí)錐閥的開(kāi)啟特性較錐閥與球閥要好。

3 深海外負(fù)載模擬裝置研制

3.1 模擬外負(fù)載系統(tǒng)的作用

為模擬浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)工作時(shí)外部環(huán)境，本文研制其模擬實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)。

本文研制的浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)采用海水作為調(diào)節(jié)介質(zhì)，因此模擬負(fù)載加壓系統(tǒng)需要能夠?qū)Ω×φ{(diào)節(jié)系統(tǒng)中的水進(jìn)行加壓。水壓加壓元件在市場(chǎng)比較缺少且價(jià)格昂貴，因此本文采用油水轉(zhuǎn)化缸這種方式來(lái)進(jìn)行模擬加壓，并將通過(guò)實(shí)驗(yàn)來(lái)驗(yàn)證這種系統(tǒng)的有效性。采用油水轉(zhuǎn)換缸把水路控制轉(zhuǎn)換成油路控制，這樣設(shè)計(jì)的好處有兩方面：1)避免了直接采用水用溢流閥控制浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)的水路壓力。目前國(guó)內(nèi)外做到的高精度的水介質(zhì)溢流閥的壓力為10 MPa，而把控制水轉(zhuǎn)換為控制油巧妙的解決了水介質(zhì)難以控制的問(wèn)題。2)模擬實(shí)驗(yàn)的主要目的是模擬外部海水環(huán)境，外部的海水同一深度壓力相等，而且無(wú)論是向海水排入任何體積的水，海水的壓力是不變的。通過(guò)較好的控制電控溢流閥可以使得液壓缸中的壓力恒定不變即滿足海水恒壓不變。

3.2 模擬外負(fù)載系統(tǒng)的研制

浮力調(diào)節(jié)模擬實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)的主要用于對(duì)浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)的出口進(jìn)行模擬被動(dòng)加壓，浮力調(diào)節(jié)模擬實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)加壓的工作原理，充水工作過(guò)程是：油水轉(zhuǎn)換缸的初始狀態(tài)為水路部分充滿水缸的位置在左邊極限位置。液壓站開(kāi)啟，電控溢流閥開(kāi)啟，此時(shí)油路壓力由電控溢流閥控制。油路壓力近似等于水路壓力，排水過(guò)程的控制方法，電控溢流閥控制水路壓力為設(shè)定值。此時(shí)模擬負(fù)載系統(tǒng)中的帶有壓力的水流向浮力調(diào)節(jié)的入口，從而實(shí)現(xiàn)對(duì)浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)的充水過(guò)程加壓。并測(cè)量浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)的流量。

圖12 模擬實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)的原理圖Fig. 12 Schematic of simulation system

浮力調(diào)節(jié)模擬實(shí)驗(yàn)臺(tái)分為兩個(gè)部分：油路和水路(如圖12所示)。油路中包括液壓站、自制調(diào)壓溢流閥、壓力傳感器、流量計(jì)；水路中包括水路安全閥、水路壓力表。由于控制油路壓力比控制水路壓力精確，油路壓力與水路壓力間的差距近似恒定。因此可通過(guò)控制油路壓力來(lái)間接控制水路壓力。

4 系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)研究

為驗(yàn)證本文所提出的海水浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)的可行性和有效性，作者搭建海水浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)試驗(yàn)平臺(tái)(如圖13所示)，并利用深海外負(fù)載模擬裝置，進(jìn)行了以下實(shí)驗(yàn)研究。

圖13 海水浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)試驗(yàn)平臺(tái)Fig. 13 Seawater-type buoyancy regulating system

4.1 前后壓載艙同步性實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

系統(tǒng)共有前后2組水艙，每一組由2個(gè)互相連通的內(nèi)徑為149 mm、高為566 mm的密封耐壓艙組成，每一組水艙由于距離較近連接簡(jiǎn)單，連通同步性較好，而前后兩組水艙之間由于距離液壓集成回路的距離不同且連接管路復(fù)雜，當(dāng)前后水艙開(kāi)關(guān)同時(shí)打開(kāi)充排水時(shí)，就會(huì)因?yàn)閮烧唛g的連通同步性較差導(dǎo)致前后艙水量不同。

為了解決前后水艙連通同步性問(wèn)題，在充水前將前后艙閥門均打開(kāi)，向其內(nèi)部充2 kPa的空氣。先充水12 L，然后排水12 L，以充排水速度分別以3 L/min與4.8 L/min進(jìn)行了2組實(shí)驗(yàn)，如圖14、15所示，前后艙水量差即前艙水量減去后艙水量。

圖14 以3 L/min同步充排水時(shí)前后艙水量差Fig. 14 Flow variance in fore and rear cabins in 3 L/min

圖15 以4.8 L/min同步充排水時(shí)前后艙水量差Fig. 15 Flow variance in fore and rear cabins in 4.8 L/min

從實(shí)驗(yàn)曲線可以看出，前后艙同步充排水最大偏差發(fā)生在開(kāi)始運(yùn)行時(shí)，之后偏差值會(huì)隨充水量的增加而減小。通常系統(tǒng)是以3 L/min的速度進(jìn)行同步充排水，且預(yù)充至少8 L以上的水量，差值約在120 mL以內(nèi)，在充排水過(guò)程中前后艙水量的最大差值約占總水量的1.5%，其表明前后艙在充排水過(guò)程中同步性較好，不會(huì)引起水下機(jī)器人的姿態(tài)變化。此外，若實(shí)際應(yīng)用中差值影響較大，可以通過(guò)控制前后艙開(kāi)關(guān)進(jìn)行獨(dú)立充排水，達(dá)到所需的精度要求。

4.2 不同壓力下流量測(cè)定

圖16 不同壓力下的流量變化測(cè)定Fig. 16 Flow variance in different pressures

水下機(jī)器人下潛的過(guò)程中，為了使海水浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)流量滿足運(yùn)行及控制的要求，作者利用模擬外負(fù)載系統(tǒng)研究了海水浮力調(diào)節(jié)裝置在不同壓力下流量的變化情況。系統(tǒng)流量分別設(shè)定為低速(理論流量1.5 L/min)和中速(理論流量3 L/min)，連續(xù)增加外負(fù)載壓力，從0 MPa起，每隔2 MPa測(cè)一組流量值，受限于模擬系統(tǒng)元件，最高實(shí)驗(yàn)壓力僅為14 MPa，共得到8組實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，繪制成曲線如圖16所示。由圖16可知，系統(tǒng)實(shí)際流量低于理論流量，且隨外壓的升高，總體呈下降趨勢(shì)；壓力低于6 MPa時(shí)流量幾乎不受影響；壓力超過(guò)8 MPa后，每升高2 MPa，流量下降約5%，同時(shí)流量越大下降的幅度也越大。 由上述實(shí)驗(yàn)結(jié)果可知，在某一確定的控制電壓下，系統(tǒng)的實(shí)際流量在不同壓力下產(chǎn)生變化，隨著下潛深度的增加，流量達(dá)不到使用及控制的要求。為了解決這一問(wèn)題，根據(jù)以上實(shí)驗(yàn)結(jié)果，在控制過(guò)程中當(dāng)壓力的變化對(duì)流量的影響超過(guò)一定范圍時(shí)，相應(yīng)地改變驅(qū)動(dòng)器控制電壓，提高齒輪泵轉(zhuǎn)速，從而提高海水增壓泵的排水量，解決外部壓力對(duì)調(diào)節(jié)流量的影響，使系統(tǒng)滿足對(duì)流量相對(duì)恒定的要求。

4.3 能耗測(cè)定

浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)消耗的能源需水下機(jī)器人自身攜帶，進(jìn)行大深度升沉運(yùn)動(dòng)時(shí)，能源消耗的多少對(duì)水下機(jī)器人的性能有重要影響。本文利用所研制的海水浮力調(diào)節(jié)裝置，實(shí)驗(yàn)研究了系統(tǒng)的能耗情況。

圖17 無(wú)外載壓力情況下電流隨流量的變化Fig. 17 Flow variance vs. current without external pressure

系統(tǒng)以不同的流量運(yùn)行，消耗的能量不同，在無(wú)負(fù)載壓力的情況下，本文通過(guò)上位機(jī)控制器調(diào)節(jié)系統(tǒng)流量，流量每增大0.7 L/min時(shí)記錄一次電流值(電壓約為108 V)，最高流量為4.2 L/min，得到7組數(shù)據(jù)，電流的變化曲線如圖17所示，可以看出，系統(tǒng)待機(jī)電流較小約為0.11 A，同時(shí)在系統(tǒng)運(yùn)行后隨著流量的升高電流值整體上按線性增大。

在上述實(shí)驗(yàn)基礎(chǔ)上，本文進(jìn)行在一定流量下，系統(tǒng)能耗隨壓力變化的實(shí)驗(yàn)研究。系統(tǒng)流量分別設(shè)定為低速(理論流量1.5 L/min)和中速(理論流量3 L/min)，利用模擬負(fù)載系統(tǒng)每隔2 MPa逐漸加壓，記錄電流值，得到了不同壓力下的電流變化情況，如圖18所示。由實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)可知，隨壓力的增大，電流呈線性增大，流量不同時(shí)電流-壓力變化總體上基本一致，線性度誤差約4%。

圖18 不同壓力下的電流變化測(cè)定Fig. 18 Current variance in different pressures

4.4 定量充排水控制實(shí)驗(yàn)

為了對(duì)系統(tǒng)定量充排水的精度等控制性能進(jìn)行研究，本文設(shè)計(jì)了PID控制器和模糊PID控制器，分別在陸地和水面進(jìn)行了定量充排水實(shí)驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)時(shí)壓載艙內(nèi)的初始水量為0.851 L，先充水10 L，然后再排水10 L，控制器中設(shè)置了流量的控制調(diào)節(jié)極限值為3 L/min，上位機(jī)每隔1 s收到一組液位計(jì)當(dāng)前測(cè)量反饋值，同時(shí)按記事本方式分組保存，經(jīng)過(guò)數(shù)據(jù)處理，本文得到系統(tǒng)基于一般PID控制與模糊PID控制的定量充排水的響應(yīng)曲線，如圖19所示。

圖19 基于PID與模糊PID控制的定量充排水響應(yīng)曲線Fig. 19 Performances based on different methods

從圖19中可以看出，兩種方法的穩(wěn)態(tài)誤差均小于0.2 L，PID控制的相對(duì)誤差為1.6%，模糊PID控制的相對(duì)誤差為1.1%，都能達(dá)到±0.2 kg控制精度的要求，且兩者均不存在超調(diào)。表1數(shù)據(jù)表明，控制性能指標(biāo)上，模糊PID控制效果優(yōu)于PID控制。

表1 系統(tǒng)定量充排水實(shí)驗(yàn)中不同控制方法的性能比較

5 結(jié)束語(yǔ)

針對(duì)高壓海水泵和海水閥稀缺、尺寸較大等問(wèn)題，本文研制了一種由低壓齒輪油泵驅(qū)動(dòng)海水增壓泵產(chǎn)生高壓海水的動(dòng)力裝置，設(shè)計(jì)了切換閥及壓力平衡閥等關(guān)鍵組成部件，為研究大深度海水浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)中的一些技術(shù)問(wèn)題提供了一種參考和借鑒的方法。此外，本文為了盡可能檢驗(yàn)所研制海水浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)在大潛深海水環(huán)境下的運(yùn)行情況，研制了外負(fù)載模擬系統(tǒng)，利用該模擬裝置，完成前后艙充排水同步性實(shí)驗(yàn)、壓力-流量實(shí)驗(yàn)以及定量充排水等實(shí)驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了本文的海水浮力調(diào)節(jié)系統(tǒng)的可行性和有效性。

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Development of a deep-sea buoyancy regulating system

ZHAO Wende, ZHANG Jie, ZHAO Yong, WANG Decheng

(College of Mechanical and Electrical Engineering, Harbin Engineering University, Harbin 150001,China)

Taking aim at the large energy consumption problem of underwater vehicles caused by heaving while deep sea diving, a new way of using seawater for buoyancy regulation is proposed. Improving on the existing low pressure, low flow rate, seawater pump , a new device driven by a hydraulic gear pump was developed to provide high pressure seawater. Key components such as a switching valve and a pressure balance valve were evaluated and designed. To simulate the deep sea environment, a device for simulating external pressure was developed. The feasibility and effectiveness of the deep sea buoyancy regulating system were verified by synchronous water-in/out, pressure-flow rate, energy conservation, and steady seawater flow-rate in/out experiments in the vehicle fore and rear ballast tanks.

seawater-type buoyancy regulating system; seawater pressure-boosting pump; external load device; water hydraulic; underwater vehicle; fuzzy PID control

2014-07-16.

時(shí)間：2015-07-15.

國(guó)家863計(jì)劃資助項(xiàng)目(2012AA09A304); 國(guó)防基礎(chǔ)科研資助項(xiàng)目(B2420133003).

趙文德(1964-), 男, 教授.

趙文德， E-mail: zhaowende@hrbeu.edu.cn.

10.3969/jheu.201407040

TH12

A

1006-7043(2015)09-1269-07

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