基于雙缸耦合原理的閥控式能量回收系統原理設計與仿真分析

孫 毅，張曉雨，張希建，張建中，翁曉丹,

(1.浙江工業大學 機械工程學院，浙江 杭州 310014; 2.浙江工業大學 海洋研究院，浙江 杭州 310011; 3.中國電建集團華東勘測設計研究院有限公司，浙江 杭州 311122)

小型反滲透海水淡化設備可有效地解決海島、船舶、游艇等沿海地區分散式小規模的海水淡化需求[1]。降低反滲透海水淡化能耗問題是小型海水淡化設備的關鍵技術之一，能量回收技術通過高壓濃海水的壓力交換實現能量回收利用，可有效降低能耗[2]。目前常用的正位移式能量回收裝置體積大、成本高，且使用時需另配置壓力提升泵，不適于應用在小型海水淡化裝置。

國外能量回收裝置技術研究起步較早，Clark pump是開發較早的自增壓能量回收裝置，其合理調節有桿與無桿腔的容積，增壓海水壓力可達到反滲透膜工作壓力要求[3]；iSave是目前將能量回收裝置與增壓泵耦合較成功的產品，將能量回收裝置、高壓容積式增壓泵和電機馬達集成耦合[4]；德國KSB公司研發的SALINO壓力中心，將電機、高壓泵、增壓泵和能量回收裝置集成設計，可滿足中小型反滲透海水淡化裝置系統工作需求[5]。上述國外產品由于價格較高，不適宜用于我國小型海水淡化裝置。

國內Liu等[6]設計了一種全旋轉閥式能量回收裝置，通過電機帶動曲軸旋轉來實現增泄壓完成能量回收過程。張瑞等[7]基于動網格的方法，對偏載工況下液壓缸的雙向流固耦合進行了分析，建議在液壓缸偏載分析設計中采用流固耦合的方法，或適當增大穩態分析結果的安全系數。吳杏等[8]分析液壓缸脈沖式激振過程，建立了液壓缸兩腔壓力和流量的波動方程，得到了液壓缸液腔壓力呈周期性變化。近幾年能量回收裝置一體化設計逐漸成為海水淡化工藝研究的熱點[9]，但大部分研究仍處于理論階段，并存在系統流量與壓力波動等問題，還未投入商業化應用。

基于雙缸耦合原理介紹了一種集成壓力提升與能量回收技術的雙缸耦合閥控式能量回收裝置，重點對能量回收回路和電動推桿壓力補償設計，通過AMESim仿真驗證了經壓力提升與耦合后，反滲透膜壓力與流量的穩定性。

1 小型反滲透海水淡化工藝

小型反滲透海水淡化裝置工藝流程[10]如圖1所示。裝置正常工作時，止回閥1打開、止回閥2關閉，三通閥通向右側產水箱，原水泵抽取原海水經多介質過濾器和精密過濾器過濾后分成兩路：一部分原海水進入高壓泵，經過高壓泵直接加壓流入反滲透膜組件；另一部分原海水進入能量回收裝置，經過能量回收裝置中高壓濃海水與電動推桿壓力交換加壓后，流入反滲透膜組件。反滲透膜組件產出的淡水流入產水箱，未通過反滲透膜的高壓濃海水流入能量回收裝置與原海水進行壓力交換，壓力交換后高壓濃海水變為泄壓濃海水流出裝置。

圖1 小型反滲透海水淡化裝置工藝流程

當需要清洗反滲透膜時，調節三通閥使其通向加藥箱一側，打開止回閥2，計量泵將加入清洗藥物的淡水打入反滲透膜，完成清洗工作。小型反滲透海水淡化裝置配有控制模塊，可對不同工作模式進行切換，實時監測和調節反滲透系統各部分工作參數[11]。

小型海水淡化裝置系統回收率一般較低[12]，參照《陶氏反滲透和納濾膜元件產品與技術手冊2016年V2版》，文中所涉及的小型海水淡化裝置的兩支反滲透膜組件串聯連接，淡水系統回收率為30%，總進水量2 600 L/h，淡水產水量780 L/h，高壓海水進入反滲透膜組件工作壓力5.0 MPa。根據納濾膜廠商提供的技術參數可知，通過兩段納濾膜元件的壓力損失不超過0.18 MPa[13]，液壓缸內高壓濃海水將壓力能傳遞給原海水時，部分能量轉化為原海水的動能，期間壓力損失約為0.12 MPa[14]。因此，如小型海水淡化裝置不安裝壓力提升泵的情況下，通過上述分析可知在能量回收裝置環節需對其進行約0.3 MPa的壓力提升，小型反滲透海水淡化裝置工藝節點參數如圖2所示。

圖2 小型反滲透工藝各節點的壓力與流量值

2 反滲透雙缸耦合閥控式能量回收裝置

反滲透雙缸耦合閥控式能量回收裝置系統構成如圖3所示，與活塞桿連接的電動推桿為增壓海水二次增壓提供壓力補充，通過控制電磁換向閥的換向等待時間，對兩缸增壓開始與結束階段壓力進行補償耦合，配合剛性彈簧、電磁換向閥等輔助設備，避免了流入反滲透膜增壓海水壓力與流量的波動。

反滲透雙缸耦合閥控式能量回收系統的增壓過程循環工作周期T可分為三個時間階段，即增壓開始充壓耦合階段T1、穩定增壓階段T2和增壓結束充壓耦合階段T3，其中泄壓過程時間與穩定增壓階段T2時間相同，液壓缸穩定工作時的壓力變化如圖4所示。

圖3 反滲透雙缸耦合閥控式能量回收系統構成

圖4 液壓缸耦合工作壓力簡圖

在增壓開始充壓耦合階段，電磁換向閥閥芯處于右側，液壓缸1內充滿原海水(壓力Psi)，處于底端的活塞受到高壓濃海水壓力與電動推桿推力開始做加速運動，液壓缸1輸出增壓海水壓力Pso與流量逐漸增加；在穩定增加階段，液壓缸1中的活塞到達下端位置傳感器G2時，所受到的黏性阻力與受到活塞的推力相等，電動推桿達到額定推力，活塞基本以勻速向上運動，液壓缸1輸出增壓海水壓力Pso與反滲透膜工作壓力P0相等；在增加結束充壓耦合階段，活塞運動到上端位置傳感器G1時換向閥換向，液壓缸1下端自帶排氣裝置由關閉狀態變為開啟狀態(如圖5所示)，此時換向后活塞下端泄壓海水受自重流出，電動推桿將繼續推動活塞向上做減速運動。

圖5 液壓缸排氣裝置

當活塞到達液壓缸1頂端時，速度傳感器B1檢測到活塞桿速度(即活塞)為零，由于電動推桿傳動形式為滾珠絲杠傳動即無自鎖，活塞受原海水壓力Psi與自重開始向下加速運動，從而實現快速泄壓。其中在液壓缸1處于增壓開始充壓耦合階段時，液壓缸2處于增壓結束充壓耦合階段；液壓缸1處于穩定增壓階段時，液壓缸2處于泄壓階段；液壓缸1處于增壓結束充壓耦合階段時，液壓缸2處于增壓開始充壓耦合階段。雙缸循環協同工作，不間斷地為原海水增壓。

在電磁換向閥的閥芯完全開啟與關閉的過程中會有一段等待時間，使得雙缸增壓開始與結束時的充壓耦合階段的時間得以延長，進一步減弱了由于活塞沖擊所帶來的壓力與流量的脈沖問題。在反滲透組件與電磁換向閥間的高壓濃海水的管路中，安裝了一個溢流閥，可及時溢流出未能全部流過電磁換向閥的高壓濃海水，有效解決了高壓濃海水管路的憋壓問題。

3 雙缸壓力耦合與補充過程動態特性

為研究液壓缸耦合階段的壓力特性變化，需建立液壓缸壓力交換過程動態模型[15-16]，對其不同階段壓力與流量變化進行理論分析。壓力補充與耦合過程的受力模型如圖6所示，其中推桿作用在活塞上的推力為FL，活塞和活塞桿折算到活塞上的總質量為m，活塞與缸筒內部的摩擦力為fm，活塞豎直方向運動速度為v，電磁換向閥閥芯的位移為xv，液壓缸無桿腔活塞面積為A1，有桿腔活塞面積為A2，增壓海水壓力為Pso，流量為Qso，低壓原海水壓力為Psi，流量為Qsi，高壓濃海水壓力為Pbi，流量為Qbi，泄壓濃海水壓力為Pbo，流量為Qbo。

圖6 液壓缸壓力補充與耦合過程受力模型

3.1 增壓過程壓力補充受力分析

左側液壓缸1在進行增壓過程時，在增壓開始充壓耦合階段，活塞加速度方向豎直向上，除了圖6中所標明的活塞組件受到的摩擦力與重力，還受到向下的流體黏性阻力和慣性力的作用，該過程動力方程為：

(1)

式中：g為重力加速度，B為活塞的黏性阻尼系數。

在穩定增壓階段，該階段活塞加速度基本可看作為零，并以最大速度vmax向上運動，該過程動力方程為：

A2Pbi+FL-A1Pso=Bvmax+fm+mg

(2)

在增壓結束充壓耦合階段，活塞加速度方向豎直向下，因為該階段有桿腔的泄壓濃海水已流出，不再受高壓濃海水壓力作用，同時還受到向下的黏性阻力與慣性力的作用，該過程動力方程為：

(3)

在忽略液壓缸密封處泄露的情況下，液壓缸1無桿腔增壓海水與有桿腔高壓濃海水流量的連續性方程[17]為：

(4)

(5)

式中：C0為缸體的內漏系數，βe為水的體積彈性模量，V為液壓缸無桿腔增壓海水有效總體積，Cd為換向閥閥口流量系數，w為換向閥節流口面積梯度，ΔP1為高壓濃海水經過換向閥時流體的壓力損失。

3.2 泄壓過程動態受力分析

右側液壓缸2在進行泄壓過程中，泄壓過程開始時，活塞僅受到原海水的壓力與活塞組件的重力作用，加上圖6中所標明的活塞組件受到的摩擦力與重力，還受到向下的流體黏性阻力和慣性力的作用，因此活塞會先向下經歷一段加速運動，該過程動力方程為：

(6)

當流體黏性阻力增加到一定值時，活塞將受力平衡，勻速向下運動，該過程的動力為：

A1Psi-A2Pbo=Bv+fm-mg

(7)

在忽略液壓缸密封處泄露的情況下，液壓缸2無桿腔增壓海水與有桿腔高壓濃海水流量的連續性方程[17]為：

(8)

(9)

式中：ΔP2為泄壓濃海水經過換向閥時流體的壓力損失。

4 能回裝置的動態耦合過程的仿真分析

4.1 仿真概念模型

利用AMESim中液壓庫和HCD庫建立液壓仿真模型，分別用兩個水泵來代替能量回收系統兩液壓缸輸入端口的流量源，出口處各加入一個溢流閥，防止管路流量過大，導致結果失效。高壓海水入口處與增壓海水出口處各連接一個節流減壓閥，用以模擬反滲透膜工作時的壓力損失[18-21]。兩個帶限位質量塊的液壓缸分別連接一個推力單元，推力單元與三位四通換向閥利用階段控制信號源控制，概念模型如圖7所示。

設置能量回收系統回路的元件參數，電磁換向閥完全關閉到完全開啟所用等待時間為1.4 s，即兩液壓缸壓力耦合時間T1與T3為0.7 s。原水泵與高壓泵的馬達轉速分別為130.0 r/min和124.8 r/min，其中兩液壓缸的內徑100 mm，活塞桿直徑20 mm，增壓海水單向閥的開啟壓力設置為0.4 MPa，原海水口單向閥的開啟壓力設為0.04 MPa。

圖7 能量回收系統仿真概念模型

4.2 結果與分析

運行仿真后得到各模塊參數仿真結果，在增壓過程液壓缸穩定增壓時，活塞的運動速度可達0.172 m/s，其中穩定增壓所用時間T2為3.25 s，液壓缸無桿腔增壓海水壓力變化如圖8所示。

圖8表明，在增壓過程中，增壓海水壓力呈現迅速增加、穩定、迅速降低變化過程，在加入電動推桿壓力進行補償后，液壓缸出口壓力從4.6 MPa提升到目標壓力5.0 MPa，單液壓缸壓力提升后的增壓海水壓力能夠達到設計要求。

圖8 增壓海水壓力變化

圖9 增壓海水壓力耦合過程

圖9表明，在壓力耦合階段，兩液壓缸壓力變化較為平穩，其中前0.70 s壓力耦合階段由液壓缸1中高壓濃海水和兩液壓缸推桿與原海水進行壓力交換；0.70～3.95 s液壓缸1中的高壓濃海水推桿與原海水進行壓力交換；3.95～4.65 s液壓缸2中的高壓濃海水和兩液壓缸推桿與原海水進行壓力交換，壓力耦合效果相對平穩。圖10表明，增壓海水流量耦合與壓力耦合過程相似，其耦合過程中不同階段所用時間也完全相同，穩定增壓時流量為13.0 L/min。

圖10 增壓海水流量耦合過程

圖11 反滲透膜工作壓力與流量

圖11表明，經過雙缸壓力補充與耦合后，反滲透膜組件的工作壓力與流量基本保持穩定，其流量基本穩定在13.0 L/min，壓力穩定在5.0 MPa。在壓力耦合階段依然存在微弱的壓力與流量波動，在裝置的設計中，電動推桿與活塞桿間安裝有緩沖彈簧結構，能進一步減弱雙缸壓力耦合引起的壓力與流量波動。

5 結 語

基于雙缸壓力耦合原理，設計了一種反滲透工藝壓力穩定的閥控式能量回收一體化系統，重點分析了液壓缸不同時間段的壓力耦合過程，根據流體仿真結果得到以下結論：

1)在閥控式能量回收系統中引入電動推桿結構，代替壓力提升泵為增壓海水二次增壓補償。通過調節換向閥換向等待時間，對雙缸增壓過程進行壓力耦合控制，提出了一種滿足反滲透膜工作壓力要求，并能有效避免反滲透膜工作壓力與流量波動的能量回收一體化方法。

2)設計了一套適用于能量回收一體化系統的小型反滲透海水淡化工藝，根據相關標準和工藝參數，對小型反滲透海水淡化系統進行節點壓力與電動推桿補償壓力分析計算，優化了反滲透系統工作參數值。

3)通過AMESim軟件對能量回收裝置的壓力補充及耦合過程進行仿真分析，結果表明在活塞桿的電動推桿補償推力后，增壓海水的壓力可以提升到5.0 MPa的反滲透膜組件目標壓力，同時反滲透膜壓力與流量基本保持穩定。