燕鉥鋒, 張峰瑞, 李 騰, 侯交義, 寧大勇, 弓永軍

(大連海事大學(xué)海底工程技術(shù)與裝備國(guó)際科技合作基地, 遼寧大連 116026)

引言

隨著我國(guó)經(jīng)濟(jì)的不斷增長(zhǎng),水上運(yùn)輸作為我國(guó)主要運(yùn)輸方式也得到了長(zhǎng)足發(fā)展,而船只的增多也使得沉船事故時(shí)有發(fā)生。沉船船只不僅影響航道的通航安全,燃油泄漏還會(huì)危及生態(tài)環(huán)境。如何高效、快速地將沉船打撈出水,成為目前打撈行業(yè)面臨的重要課題。然而,目前常用的沉船打撈方式通常準(zhǔn)備周期長(zhǎng)、成本高。在面對(duì)中小型沉船時(shí),往往不能高效的完成打撈工作,我國(guó)現(xiàn)有的沉船打撈方法主要可分為內(nèi)浮力打撈法和外浮力打撈法。其中內(nèi)浮力打撈法主要包括封艙抽水打撈和封艙充氣抽氣打撈。外浮力打撈法包括外置浮筒、駁船抬撬和浮吊打撈法。在實(shí)際打撈過(guò)程中經(jīng)常會(huì)因海況、船況和地質(zhì)等因素影響而采用不同的打撈方法甚至多種打撈方法結(jié)合使用。例如在“夏長(zhǎng)輪”打撈過(guò)程中采取了封艙抽水、外置浮筒為輔,浮吊船起吊為主的打撈方法[1]。在“世越號(hào)”打撈過(guò)程中,浮吊船吊起船頭鋪設(shè)托底鋼梁后[2],采用雙駁船抬撬打撈出水[3-4]。然而,現(xiàn)有的沉船打撈方式均存在一些不足。內(nèi)浮力法成本低易于操作,但受限于船艙結(jié)構(gòu),且提供浮力有限。外置浮筒的浮力不易于控制,在上浮過(guò)程中易發(fā)生意外。內(nèi)浮力法和外置浮筒多作為輔助打撈方法。駁船抬撬抬浮力大適用于大型沉船,需提前布置打撈工藝廠打撈工期較長(zhǎng),且需在沉船底部穿過(guò)托底鋼梁,易受地質(zhì)影響。浮吊船抬浮力中等,打撈工期短,起伏過(guò)程平穩(wěn),但需提前在沉船上錨好起吊鋼絲。且駁船抬撬和浮吊船都需要潛水員參與挖泥、串纜等工作[5]。然而300 m以深的海底環(huán)境壓力讓現(xiàn)有飽和潛水技術(shù)無(wú)法企及,復(fù)雜的海底工藝場(chǎng)景超出了遙控水下機(jī)器人作業(yè)范圍,這限制了我國(guó)深水大噸位沉船的整體應(yīng)急打撈能力。針對(duì)傳統(tǒng)打撈方法的不足,本研究提出了一種沉船整體抱撈方法,采用多組大型液壓抱爪實(shí)現(xiàn)海底沉船的抱撈作業(yè)。深水液壓泵作為系統(tǒng)動(dòng)力核心,通過(guò)四支液壓缸協(xié)同伸出和回縮帶動(dòng)機(jī)械抱爪抱撈沉船。

液壓系統(tǒng)具有功率密度大,可控性強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)。可實(shí)現(xiàn)單泵站同時(shí)驅(qū)動(dòng)多臺(tái)執(zhí)行器進(jìn)行并聯(lián)控制,常作為海上執(zhí)行機(jī)構(gòu)的動(dòng)力源。多路閥作為多液壓執(zhí)行器并聯(lián)系統(tǒng)的核心器件,常用于各種陸上行走機(jī)械中,實(shí)現(xiàn)對(duì)多路液壓執(zhí)行器進(jìn)出流量的同時(shí)控制[6]。其可將各類閥整合在一起,相較于傳統(tǒng)的液壓閥,多路閥結(jié)構(gòu)緊湊,管路簡(jiǎn)短且泄漏量較小[7],易于安裝廣泛應(yīng)用于各類工程機(jī)械。

當(dāng)前采用多路閥的多執(zhí)行器液壓回路主要可分為定量泵-開(kāi)中心式多路閥、恒壓變量泵-閉中心式多路閥以及負(fù)載敏感泵-負(fù)載敏感多路閥。傳統(tǒng)的多路閥液壓系統(tǒng)各執(zhí)行器的負(fù)載不盡相同,造成液壓系統(tǒng)的效率低、系統(tǒng)能耗高的問(wèn)題,且存在溢流損失和節(jié)流損失[8]。而負(fù)載敏感多路閥系統(tǒng)能夠通過(guò)負(fù)載敏感反饋油路(LS),將負(fù)載壓力信號(hào)從負(fù)載敏感多路閥LS口傳遞至變量泵控制閥,進(jìn)而控制負(fù)載敏感泵的斜盤(pán)傾角,使其幾乎僅向執(zhí)行器提供所需要的壓力和流量,從而最大限度地減少功率損失,提高系統(tǒng)節(jié)能性能[9]。

初期的負(fù)載敏感系統(tǒng)被稱為液壓-機(jī)械負(fù)載敏感系統(tǒng)只能反饋?zhàn)畲筘?fù)載的壓力而不能補(bǔ)償其他負(fù)載。為了更好的控制各執(zhí)行器的速度,使其不受到負(fù)載變化的影響。在每一聯(lián)增加壓力補(bǔ)償閥可穩(wěn)定主閥前后壓差,使經(jīng)過(guò)主閥的流量只與主閥開(kāi)度有關(guān)。壓力補(bǔ)償方式又可分為閥前壓力補(bǔ)償和閥后壓力補(bǔ)償。工程中閥前壓力補(bǔ)償?shù)湫偷漠a(chǎn)品有Rexroth M4系列負(fù)載敏感多路閥,HAWE PSV系列負(fù)載敏感多路閥;此外,Rexroth在此基礎(chǔ)上又不斷改進(jìn)發(fā)展出了M6,M7系列流量共享多路閥(LUDV)。然而液壓-機(jī)械系統(tǒng)多執(zhí)行器同時(shí)工作時(shí)只有個(gè)最大負(fù)載工作聯(lián)的節(jié)流損失小,其他聯(lián)在壓力補(bǔ)償閥的節(jié)流損失較大。且機(jī)械控制式變量泵,由于反饋油路復(fù)雜、距離長(zhǎng),造成壓力反饋滯后,降低了系統(tǒng)的穩(wěn)定性。20世紀(jì)90年代,德國(guó)學(xué)者提出用壓力傳感器代替負(fù)載的壓力反饋回路,消除壓力反饋滯后問(wèn)題。用電閉環(huán)比例閥控制各聯(lián)流量,無(wú)需壓力補(bǔ)償閥,減少了各聯(lián)的節(jié)流損失,提高了系統(tǒng)效率。但壓力傳感器造價(jià)高昂,可靠性差,且以前采用壓力控制的變量泵穩(wěn)定性差,易引發(fā)振動(dòng)。德國(guó)的ZAEHE博士提出根據(jù)總流量控制各執(zhí)行的理論。德國(guó)HARMS進(jìn)一步提出根據(jù)比例閥的流量設(shè)定值或閥芯位置確定出負(fù)載所需流量的控制原理[10]。

1 沉船抱撈系統(tǒng)工作原理

根據(jù)抱撈系統(tǒng)的基本參數(shù),如表1所示,設(shè)計(jì)了一套液壓抱爪, 如圖1所示。在抓取水下目標(biāo)物的過(guò)程中,抱爪的工作狀態(tài)主要有以下4種情況:

表1 液壓抱撈系統(tǒng)參數(shù)Tab.1 Hydraulic catching and salvaging system parameters

1.液壓泵站 2.抱爪液壓缸 3.抱爪桁架 4.抱抓目標(biāo)物 5.緊固機(jī)構(gòu)

(1) 入水下降,液壓缸伸出,保持抱緊狀態(tài);

(2) 接近目標(biāo)物時(shí),液壓缸縮回,抱爪張開(kāi),準(zhǔn)備抱抓;

(3)到達(dá)抱抓位置,液壓缸再次伸出,完成抱抓,隨后提升;

(4) 提升至駁船高度,液壓缸縮回,抱爪張開(kāi),放置目標(biāo)物。

1.2 液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)

液壓系統(tǒng)采用機(jī)械-液壓負(fù)載敏感型液壓系統(tǒng)能夠有效提高系統(tǒng)能量利用率。為保證抱緊沉船過(guò)程中個(gè)抱爪的同步度,分別設(shè)計(jì)了閥前、閥后兩種壓力補(bǔ)償負(fù)載敏感方案,對(duì)比兩種壓力補(bǔ)償方案的同步度,以選擇更適合本抱撈裝置的方案。

壓力補(bǔ)償是初期負(fù)載敏感系統(tǒng)針對(duì)各工作聯(lián)負(fù)載不同做出的改進(jìn)。閥前壓力補(bǔ)償與閥后壓力補(bǔ)償?shù)闹饕獏^(qū)別是壓力補(bǔ)償器與換向閥的相對(duì)位置[11]。

閥前壓力補(bǔ)償負(fù)載敏感原理圖如圖2所示,因壓力補(bǔ)償閥位于主閥前,介于泵和主閥之間而得名。其工作原理如下:各聯(lián)負(fù)載壓力經(jīng)梭閥選擇后將最大負(fù)載壓力反饋給負(fù)載敏感泵,負(fù)載敏感泵輸出壓力為最大負(fù)載壓力加預(yù)設(shè)壓力。定差減壓閥作為壓力補(bǔ)償閥,各聯(lián)主閥前后壓差為固定值,使主閥流量與負(fù)載無(wú)關(guān)只與閥的開(kāi)度[12]。

1.電機(jī) 2.變量泵 3.變量腔 4.恒壓閥 5.敏感閥 6.閥前壓力補(bǔ)償閥 7.比例換向閥 8.液控單向閥9.液壓缸 10.梭閥

閥后壓力補(bǔ)償負(fù)載敏感原理圖如圖3所示,因壓力補(bǔ)償閥位移主閥后,介于主閥和執(zhí)行器之間而得名。其工作原理如下:各聯(lián)負(fù)載壓力經(jīng)梭閥選擇后將最大負(fù)載壓力反饋給負(fù)載敏感泵,負(fù)載敏感泵輸出壓力為最大負(fù)載壓力加預(yù)設(shè)壓力。以定差減壓閥作為壓力補(bǔ)償閥,利用定差減壓閥的閥前壓力,增大各聯(lián)主閥閥后壓力,使其相等。由于各聯(lián)閥前壓力為泵出口壓力也相同,進(jìn)而各聯(lián)主閥流量只與主閥開(kāi)度有關(guān)而與負(fù)載壓力無(wú)關(guān)[13-14]。

1.電機(jī) 2.變量泵 3.變量腔 4.恒壓閥 5.敏感閥 6.閥后壓力補(bǔ)償閥 7.比例換向閥 8.液控單向閥 9.液壓缸 10.梭閥

1.3 抱撈機(jī)械結(jié)構(gòu)

如圖4所示為抱撈系統(tǒng)的液壓泵站安裝于抱爪連接梁上。本裝置只對(duì)閥控箱做耐壓處理,液壓泵及電機(jī)裸露于海水中。這樣既能減小耐壓罩體積,又能解決液壓泵及電機(jī)的散熱問(wèn)題。閥控部分采用多路閥,多路閥結(jié)構(gòu)緊湊、泄漏量小,且能夠同時(shí)控制多個(gè)執(zhí)行機(jī)構(gòu)完成復(fù)合運(yùn)動(dòng)。

1.電機(jī) 2.液壓泵 3.多路閥 4.閥座 5.耐壓罩

1.閥前壓力補(bǔ)償閥 2.比例換向閥 3.液壓缸

2 數(shù)學(xué)模型

2.1 抱爪運(yùn)動(dòng)數(shù)學(xué)模型

受力分析只考慮了單液壓抱爪的受力情況,抱爪在工作過(guò)程中,抓取速度較慢,忽略水的阻力,除液壓缸的主動(dòng)推力外,主要還受到抱爪本身的重力、接觸目標(biāo)物時(shí)接觸力的影響。由力矩平衡原理可得:

(1)

式中,MC—— 液壓缸產(chǎn)生的力矩

MG—— 抱爪重力產(chǎn)生的力矩

ML—— 接觸力產(chǎn)生的力矩

FM—— 液壓缸產(chǎn)生的推力

FG—— 液壓抱爪自身重力

FL—— 接觸力

LM—— 液壓缸產(chǎn)生的推力到抱爪旋轉(zhuǎn)點(diǎn)力臂

L1—— 液壓抱爪自身重力到抱爪旋轉(zhuǎn)點(diǎn)力臂

L2—— 接觸力到抱爪旋轉(zhuǎn)點(diǎn)力臂

L3—— 接觸力到抱爪旋轉(zhuǎn)點(diǎn)力臂

則單液壓抱爪的動(dòng)力學(xué)方程為:

(2)

式中,J—— 抱爪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

2.2 液壓系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

為簡(jiǎn)化數(shù)學(xué)模型的推導(dǎo)過(guò)程,本研究忽略油液的內(nèi)外泄漏,并將液壓油視為不可壓縮的理想液體。當(dāng)液壓缸外伸時(shí),定義液壓缸進(jìn)油路流量為Q1,方向從經(jīng)過(guò)閥前壓力補(bǔ)償閥1、比例換向閥2PA口(正向開(kāi)啟時(shí))到進(jìn)入液壓缸3的無(wú)桿腔;定義液壓缸3回油路流量為Q2,方向?yàn)閺囊簤焊?無(wú)桿腔流出到比例換向閥2BT口。

根據(jù)牛頓第二定律,首先得到單桿液壓缸活塞桿的動(dòng)力學(xué)方程為:

(3)

式中,p2—— 活塞缸無(wú)桿腔壓力

AL—— 活塞缸無(wú)桿腔面積

p3—— 活塞缸無(wú)桿腔壓力

A0—— 活塞缸無(wú)桿腔面積

FL—— 負(fù)載力

ML—— 活塞質(zhì)量

b—— 活塞缸阻尼

xL—— 活塞位移

單桿活塞缸的流量方程為:

(4)

式中,Q1—— 活塞缸無(wú)桿腔入口流量

Q2—— 活塞缸有桿腔出口流量

假設(shè)活塞位移xL已知,由式(4)可求得Q1、Q2。

主閥的流量方程為:

(5)

式中,w2—— 主閥閥口面積梯度,取決于閥口形式

xv—— 主閥閥口開(kāi)度

ρ—— 液壓油密度

Cd—— 流量系數(shù)

p1—— 主閥入口壓力

將Q1、Q2代入式(5)中,可求得活塞缸無(wú)桿腔壓力p3、主閥前后壓差Δp=p1-p2。

(6)

閥前壓力補(bǔ)償閥彈簧壓縮量xp=(x0-x1)閥前壓力補(bǔ)償閥的動(dòng)力學(xué)方程為:

(7)

式中,Ap—— 閥前壓力補(bǔ)償閥閥芯作用面積

Mp—— 閥前壓力補(bǔ)償閥閥芯質(zhì)量

x0—— 閥前壓力補(bǔ)償閥閥芯零位移時(shí)開(kāi)度

x1—— 閥前壓力補(bǔ)償閥閥口開(kāi)度

Kp—— 閥前壓力補(bǔ)償閥彈簧剛度

F0—— 閥前壓力補(bǔ)償閥彈簧預(yù)緊力

將主閥前后壓差Δp代入式(7)中,可求得閥前壓力補(bǔ)償閥彈簧壓縮量xp。

閥前壓力補(bǔ)償閥的流量方程為:

(8)

式中,A1—— 閥前壓力補(bǔ)償閥節(jié)流面積

pd—— 泵出口壓力

由于閥前壓力補(bǔ)償閥有閥口全開(kāi)和部分打開(kāi)兩種情況需分類討論。當(dāng)F0>(pd-p1)Ap時(shí),閥芯位移為0[15],閥前壓力補(bǔ)償閥閥口常開(kāi)有:

(9)

此種情況閥前壓力補(bǔ)償閥節(jié)流面積A1可直接求得,代入式(8)中,可求得主閥入口壓力p1,由于主閥前后壓差Δp,則主閥出口壓力p2可求。將主閥出口壓力p2,無(wú)桿腔壓力p3代入式(3)中可求得xL。

當(dāng)F0<(pd-p1)Ap時(shí),忽略黏滯阻力及液動(dòng)力有:

A1=w1xp

(10)

此種情況閥前壓力補(bǔ)償閥的彈簧壓縮量xp可由式(7)求出,代入式(10)中可求得A1,其他步驟同上。

當(dāng)負(fù)載增大活塞缸無(wú)桿腔壓力p2隨之增大,由式(7)可以知道閥彈簧壓縮量xp隨之減小。即閥前壓力補(bǔ)償閥閥口開(kāi)度x1隨之增大,主閥入口壓力p1隨之增大使主閥前后壓差Δp為固定值。由式(5)可知主閥活塞缸無(wú)桿腔入口流量Q1為固定值,即活塞缸活塞移動(dòng)速度只與主閥開(kāi)度有關(guān)。

3 液壓回路性能仿真研究

3.1 液壓回路同步度分析

為對(duì)比閥前閥后兩種壓力補(bǔ)償方案液壓缸在不同負(fù)載下的同步度。在AMESim中搭建閥前、閥后壓力補(bǔ)償回路。抱撈裝置共有4支液壓缸,液壓缸協(xié)同工作帶動(dòng)4支機(jī)械抱爪共同抱緊沉船。在仿真階段為更好的模擬在液壓缸負(fù)載不同時(shí),液壓缸的同步度,本節(jié)中只討論一對(duì)液壓缸的情況。抱撈裝置在抱撈過(guò)程中可能會(huì)有某支抱爪先接觸負(fù)載。為測(cè)試該情況下兩種液壓回路的液壓缸同步度,左側(cè)液壓缸(液壓缸1)負(fù)載設(shè)置為100 t,右側(cè)液壓缸(液壓缸2)負(fù)載設(shè)置為200 t。其他仿真參數(shù)如表2所示。

表2 仿真參數(shù)取值Tab.2 Simulation parameter values

對(duì)閥前與閥后兩種壓力補(bǔ)償方案進(jìn)行了仿真分析,當(dāng)給定負(fù)載差值為100 t時(shí),測(cè)試了兩種方案下液壓缸位置的同步運(yùn)動(dòng)情況。此處定義單個(gè)方案下兩個(gè)液壓缸的位移差值用來(lái)衡量?jī)烧叩耐匠潭取?/p>

經(jīng)過(guò)仿真,兩種壓力補(bǔ)償方案同步度仿真結(jié)果如圖6所示。隨著時(shí)間的增加,兩種方案的液壓缸位移差都出現(xiàn)逐漸增大的現(xiàn)象,即壓力補(bǔ)償不可避免也會(huì)產(chǎn)生一定的不同步。但是閥前補(bǔ)償方案的位移差值更小,可見(jiàn)其在固定負(fù)載差值情況下的同步度更好。

圖6 閥前補(bǔ)償、閥后補(bǔ)償同步度差值Fig.6 Synchronization difference of two hydraulic system

另外,隨著主閥開(kāi)度變化閥前閥后壓力補(bǔ)償液壓缸位移差值均隨之增大。如圖7所示,0～10 s閥口開(kāi)度為1/4,10 s內(nèi)閥前壓力補(bǔ)償位移差值為4 mm閥后壓力補(bǔ)償位移差值為9 mm;10～20 s,閥口開(kāi)度為1/2,10 s內(nèi)閥前壓力補(bǔ)償位移差值為13.8 mm閥后壓力補(bǔ)償位移差值為24 mm;20～30 s,閥口開(kāi)度為3/4,10 s內(nèi)閥前壓力補(bǔ)償位移差值為24.8 mm閥后壓力補(bǔ)償位移差值為33 mm;30～40 s,閥口開(kāi)度最大,10 s內(nèi)閥前壓力補(bǔ)償位移差值為34.7 mm閥后壓力補(bǔ)償位移差值為34.7 mm。雖然在最大閥口開(kāi)度時(shí)閥前和閥后壓力補(bǔ)償方案液壓缸位移差值幾乎相等,但其他開(kāi)度下閥前壓力補(bǔ)償方案液壓缸位移差值均小于閥后壓力補(bǔ)償方案液壓缸位移差值。因此閥前壓力補(bǔ)償方案更適合本抱撈系統(tǒng)的工作要求。

圖7 不同開(kāi)度下位移差值Fig.7 Displacement difference of hydraulic cylinders under different valve operating conditions

3.2 液壓回路抱撈可行性分析

為驗(yàn)證閥前補(bǔ)償方案在實(shí)際抱撈過(guò)程中的同步度,在AMESim中使用2D機(jī)械庫(kù)搭建2支簡(jiǎn)化的抱爪模型,如圖8所示。液壓缸作為動(dòng)力源連接在抱爪模型上。為模擬單支抱爪先一步接觸沉船的特殊情況,兩碰撞位置采用非對(duì)稱布置。實(shí)際打撈過(guò)程中抱爪的接觸會(huì)使沉船發(fā)生運(yùn)動(dòng),其中橫向運(yùn)動(dòng)更顯著。因此仿真中需要考慮沉船剛體的橫向運(yùn)動(dòng),并使用一移動(dòng)副對(duì)其運(yùn)動(dòng)自由度進(jìn)行限制,沉船剛體僅能在抱爪接觸力作用下橫向運(yùn)動(dòng)。

圖8 閥前補(bǔ)償-抱緊模型Fig.8 Model of load-sensing catching

仿真結(jié)果如圖9所示,320 s左右時(shí)右側(cè)抱爪(液壓缸2)先接觸沉船,并推動(dòng)沉船向左側(cè)移動(dòng)兩液壓缸位置差值逐漸增大;如圖10所示當(dāng)340 s左右時(shí)隨著LS回路反饋給負(fù)載敏感泵負(fù)載壓力,負(fù)載敏感泵出口壓力增大,同步度差值逐漸減小;當(dāng)620 s左右時(shí),兩抱爪均接觸負(fù)載,系統(tǒng)壓力增大至最大值,同步度差值基本穩(wěn)定。故該閥前壓力補(bǔ)償負(fù)載敏感回路作為電液抱撈系統(tǒng)的液壓驅(qū)動(dòng)方案可行。

圖9 抱緊過(guò)程中同步度差值Fig.9 Synchronization difference during catching

圖10 泵出口壓力及反饋壓力變化圖Fig.10 Pump outlet pressure and feedback pressure change diagram

4 結(jié)論

本研究針對(duì)現(xiàn)有沉船打撈技術(shù)的不足,提出一種液壓缸外伸帶動(dòng)機(jī)械抱爪抱緊沉船的整體抱撈方案。主要從數(shù)學(xué)模型、 AMESim模型等方面分析了深水抱撈系統(tǒng),結(jié)果表明:

(1) 閥前壓力補(bǔ)償負(fù)載敏感系統(tǒng)在多工作聯(lián)復(fù)合動(dòng)作且各工作聯(lián)負(fù)載差別較大時(shí)的同步度優(yōu)于閥后壓力補(bǔ)償負(fù)載敏感系統(tǒng);

(2) 隨著主閥開(kāi)度的增大,液壓缸相同時(shí)間內(nèi)位移差值也隨之增大。雖然主閥全開(kāi)時(shí)閥前壓力補(bǔ)償方案、閥后壓力補(bǔ)償方案液壓缸位移差值相同,但其它開(kāi)度下閥前壓力補(bǔ)償方案液壓缸位移差值均小于閥后壓力補(bǔ)償方案液壓缸位移差值;

(3) 閥前壓力補(bǔ)償負(fù)載敏感系統(tǒng)在AMESim簡(jiǎn)化的打撈模型中能在一支抱爪先接觸負(fù)載的情況下正常工作。