20 m海底鉆機液壓系統壓力補償器性能分析

劉廣治

(北京探礦工程研究所, 北京 100083)

引言

液壓驅動是深海作業裝備最常用的驅動方式之一,作為動力裝置的液壓系統在深海作業時承受了巨大的海水壓力,為確保液壓系統正常工作,其內部需要產生相應的壓力以平衡海水的壓力, 即對液壓系統進行壓力補償[1-2]。壓力補償器是使常規液壓系統能在深水環境中正常工作的關鍵部件。目前得到應用的壓力補償器形式有膜片式、波紋管式以及皮囊式,這幾種壓力補償器都是依靠彈性元件感知外界環境壓力,隨著海水深度變化而變化,屬于被動式壓力補償[3-4]。橡膠膜片式壓力補償器無論在對體積不發生變化的容腔進行補償,還是變化的容腔補償都取得了良好的應用效果[5]。橡膠膜片又分為平膜片、波形膜片和滾動膜片,平膜片補償量小; 波形膜片補償量大,但軸向形變與形變力成嚴重非線性; 滾動膜片密封好、行程大、變形阻力小,因此滾動膜片式壓力補償器在目前的深海設備上得到廣泛應用[6]。

劉浩等[7]在深海載人潛水器滾動膜片式壓力補償器研究中通過數學建模,得出補償器內徑是影響補償壓力波動峰值和補償膜片內外壓差峰值的主要結構參數。鄭相周等[8]對壓力補償器靜態工作原理進行了分析,揭示了壓力補償器的工作特點,對壓力補償器的設計進行了分析說明。于會民等[9]對滾動膜片式壓力補償器進行了受力分析,得出了影響補償器壓力穩定的因素,在理論分析的基礎上對滾動橡膠膜片式壓力補償器進行了詳細設計,并應用于水下機器人等深海作業裝備中。胡浩龍等[10]通過系統仿真軟件AMESim對水下液壓系統進行仿真,得到了補償器結構參數及液壓系統參數對液壓系統壓力的影響。預充壓力相同時,補償器彈簧剛度越大,補償器壓力下降越快,與環境壓差越小;補償器內徑越大,系統壓力波動峰值越小;補償器活塞質量越大,壓力波動峰值越大,沖擊越大。

海底鉆機是一種鉆探系統完全工作于海底的鉆探設備,與通常的海洋鉆機需要依托鉆探船或鉆井平臺有著完全不同的工作方式,如圖1所示。海底鉆機在水下工作時與承載船只需要一條具有承載能力的臍帶纜即可實現遠程的能量供應和通訊控制,與海洋鉆機相比具有鉆探成本低、效率高,樣品擾動小、易保壓,設備體積小、易操作和船舶適應性強等優點。

圖1 海底鉆機工作示意圖

與常規液壓系統相比,海底鉆機液壓系統設置固定容積的油箱很小,在水下真正意義的油箱容積為補償器補償量的大小。海底鉆機液壓系統設置壓力補償器可以自動平衡不同工作深度的環境壓力,實時補償工作油液因本身彈性模量、溫度以及非對稱執行元件工作時兩個油腔流量差等引起的油液體積的變化。

本研究以20 m海底鉆機液壓系統的兩款滾動膜片式壓力補償器為研究對象,補償器的最大補償量分別為1.5 L和6 L。其中,1.5 L的滾動膜片式壓力補償器主要用于靜態補償,補償浸油的密封濕倉;6 L的滾動膜片式壓力補償器主要用于液壓系統的動態補償,與液壓系統油箱連接,補償非對稱執行元件工作時兩個油腔流量差。

1 滾動膜片式壓力補償器組成及工作原理

滾動膜片式壓力補償器主要由補油球閥、安全閥、放氣接頭、補償活塞、滾動膜片、補償筒以及拉桿等組成,如圖2所示。

1.補油球閥 2.安全閥 3.放氣接頭 4.補償活塞 5.滾動膜片 6.補償活塞 7.補償筒 8.拉桿 9.位移傳感器 10.密封艙

補油球閥主要用于控制系統補油的通斷,安全閥主要用于防止系統壓力過高損壞膜片,放氣閥主要用于系統混有空氣時的排氣,補償活塞用于導向和補償膜片的支承,滾動膜片用于將油腔和外界隔開,補償彈簧用于提供補償壓力。6 L的壓力補償器結構上比1.5 L的補償器多一個內置的位移傳感器以及用于保護位移傳感器水密接頭的耐壓倉,位移傳感器用于監測動態補油量。

滾動膜片式壓力補償器的工作原理：滾動膜片將補償器分成兩個腔,上端油腔通過補油球閥與海底鉆機液壓系統油箱連接,補償器下端直接與外部海水相通。滾動膜片將工作時所處環境壓力ph傳遞給液壓系統,補償彈簧使得補償器補償壓力pc始終比外界環境壓力高出彈簧壓縮產生的預壓力ps0,并隨著海水壓力的變化自動調節,構成一個變回油壓力封閉式液控系統[11-14]。

補償器的補償壓力處于穩態時,壓力補償器補償壓力表達式如下：

pc=ph+ps0

(1)

式中,pc—— 補償器補償壓力,MPa

ph—— 海底鉆機工作時所處環境壓力,MPa

ps0—— 由于彈簧壓縮產生的預壓力,MPa,一般不超過0.1 MPa

壓力補償器的存在使得液壓系統基本上仍可按常規方法設計,不必考慮海水壓力影響,有效減小系統幾何尺寸和重量。

2 20 m海底鉆機液壓系統最大補償流量確定

20 m海底鉆機的很多動作采用非對稱的液壓油缸作為執行元件,其液壓控制系統原理均如圖3所示。非對稱液壓缸活塞桿往返運動時,有桿腔和無桿腔存在一個流量差。當活塞桿伸出時,補償器向液壓系統補油,當活塞桿縮回時,液壓系統向補償器補油。海底鉆機液壓系統中非對稱的液壓油缸工作時有桿腔和無桿腔的流量差Qc直接作用于壓力補償器,是導致壓力補償器補償波動的直接原因。流量差的大小直接影響補償器補償壓力波動的幅度,因此有必要計算出20 m海底鉆機液壓系統需要的最大補償量。

1.過濾器 2.泵 3.3300 V高壓電機 4.單向閥 5.比例調壓閥 6.比例方向閥 7.非對稱液壓缸 8.壓力補償器

20 m海底鉆機液壓系統中的非對稱液壓缸均采用的是比例閥控的方式。比例閥控非對稱液壓油缸的原理如圖4所示。比例閥控非對稱液壓缸系統工作時的補償流量Qc的數學模型推導如下。

圖4 比例閥控非對稱液壓缸原理圖[15-16]

2.1 非對稱液壓缸活塞桿伸出工況

比例閥控非對稱液壓缸活塞桿伸出時,經比例閥進入到非對稱液壓缸無桿腔流量Q1為：

(2)

由非對稱液壓缸有桿腔流出的流量Q2為：

(3)

式中,Q1—— 無桿腔流量,L/min

Q2—— 有桿腔流量,L/min

ps—— 供油壓力,MPa

p1—— 無桿腔壓力,MPa

p2—— 有桿腔壓力,MPa

Cd—— 閥的流量系數

w—— 面積梯度

xv—— 閥芯位移,mm

ρ—— 液壓油密度,kg/m3

pc—— 補償器補償壓力,MPa

A1—— 無桿腔有效面積,m2

A2—— 有桿腔有效面積,m2

v—— 活塞運動速度,m/s

定義液壓缸兩腔有效面積比n為：

(4)

由于補償器彈簧壓縮產生的預壓力很低,一般不超過0.1 MPa,因此忽略ps0的影響。由Q1/Q2可以得到：

(5)

定義非對稱油缸的負載為FL,其表達式為：

FL=A1p1-A2p2

(6)

聯立式(4)和式(5),可以得到非對稱油缸兩腔壓力表達式為：

(7)

(8)

將式(7)和式(8)分別代入式(2)和式(3)并作差,可以得到補償器動態補償流量的表達式為：

(9)

由式(9)可以看出,比例閥控非對稱液壓缸活塞桿伸出時,壓力補償器向液壓系統動態補償流量不僅與非對稱油缸的結構參數有關,還與系統供油壓力、閥開度以及負載有關系。當空載情況下,閥口全開時,此時系統需要補償器的補償流量最大,此時的表達式為：

(10)

Qcmax—— 系統最大補償流量,L/min

對于給定的比例閥,可以得到在其閥口全開、額定壓降ΔpN下的額定流量QN表達式：

(11)

式中, ΔpN—— 規定的額定壓降,MPa

QN—— 額定壓降下的額定流量,L/min

由式(10)和式(11)可以得到空載情況下,比例閥閥口全開時,補償器向系統的最大補償流量的表達式：

(12)

由式(12)可以看出,比例閥控非對稱液壓缸活塞桿伸出時,壓力補償器向液壓系統最大補償流量與比例閥的結構參數、非對稱油缸的結構參數以及供油壓力有關。對于與選定的比例閥額定壓降ΔpN和額定流量QN可以通過樣本查到,補償器向系統的最大補償流量僅與液壓系統的供油壓力有關。

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2.2 非對稱液壓缸活塞桿縮回工況

比例閥控非對稱的液壓缸活塞桿縮回時,經比例閥進入到非對稱液壓缸有桿腔的流量Q2為：

(13)

不考慮補償器彈簧壓縮產生的預壓力ps0的影響,由非對稱的液壓缸無桿腔流出的流量Q1為：

(14)

非對稱油缸的負載為FL,其表達式為：

FL=A2p2-A1p1

(15)

與非對稱液壓缸活塞桿伸出時推導過程相同,可以得到比例閥控非對稱的液壓缸活塞桿縮回時,非對稱油缸兩個油腔壓力表達式如下：

(16)

(17)

將式(16)和式(17)分別代入式(13)和式(14)并作差,可以得到比例閥控非對稱的液壓缸活塞桿縮回時,液壓系統向補償器的動態補償量的表達式：

(18)

由式(18)可以看出,比例閥控非對稱液壓缸活塞桿縮回時,液壓系統向壓力補償器動態補償流量不僅與非對稱油缸的結構參數有關,與系統供油壓力、閥開度以及負載也有關系。當空載情況下,閥口全開時,此時液壓系統向補償器的補償流量最大,其表達式為：

(19)

由式(11)和式(19)可以得到空載情況下,比例閥閥口全開時,液壓系統向補償器的最大補償流量的表達式為：

(20)

由式(12)和式(20)可以看出,在空載情況下非對稱液壓缸活塞桿伸出時補償器向液壓系統的最大補償量和活塞桿縮回時液壓系統向補償器的最大補償量相同。20 m海底鉆機工作過程中,以非對稱液壓缸作為執行元件的機構不同時工作。海底鉆機液壓系統所用的非對稱液壓缸技術參數如表1所示。

表1 20 m海底鉆機液壓系統非對稱油缸技術參數Tab.1 Technical parameters of feed and lift cylinders

通過表1可以看出,用于給進的液壓油缸有效面積比最小,供油壓力大。因此20 m海底鉆機液壓系統最大補償流量按照空載情況下給進和提升油缸工作時的所需補償流量來設計。控制給進和提升油缸的比例閥采用的是Atos的先導式比例換向閥,閥芯的調節特性為線性。在閥口全開,額定壓差1 MPa下的額定流量為18 L/min。由式(19)可以得到液壓系統需要補償器的最大補償流量為32.4 L/min。

3 滾動膜片式壓力補償器波動性能分析

滾動膜片式壓力補償器補償過程的受力分析如圖5所示,補償器活塞受到環境壓力、彈簧力、補償器豎直安裝時活塞及其他運動件的重力以及海底鉆機液壓系統的壓力。對于滾動膜片其剛度近似為0,忽略滾動膜片剛度的影響。

圖5 壓力補償器活塞受力分析

假設工作環境壓力為p0,彈簧初始壓縮量x0,此時補償活塞位于補償器補償行程的中間位置,滾動膜片的等效面積為Ae,補償活塞等運動部件質量為m0,補償彈簧的剛度為ks。海底鉆機液壓系統中使用了很多非對稱的液壓執行元件,非對稱的液油缸工作時,有桿腔和無桿腔的流量差會給壓力補償器產生一個階躍流量Qc, 該流量使得補償器活塞產生較大的位移, 同時該流量對補償壓力產生影響,假設在補償活塞位移x處補償壓力為pc,補償器活塞受力分析如下式：

(21)

其中,補償活塞由中間位置向上位移為正,此時向液壓系統補油;補償活塞由中間位置向下產生的位移為負,此時液壓系統向補償器充油。阻尼B為油液與補償器內壁作相對運動時的黏性阻尼、滾動膜片和補償器內壁之間充滿牛頓液體的平行平板運動的黏性阻尼,以及滾動膜片褶皺間的庫倫摩擦阻尼[5]。

為了更好的了解非對稱的液壓缸工作時產生的流量差Qc對補償器動態的影響,借助AMESim軟件對補償器的補償過程進行仿真,通過仿真分析,了解滾動膜片式補償器的補償壓力的波動特性。

20 m海底鉆機液壓系統采用了5組結構完全相同的滾動膜片式壓力補償器,仿真模型如圖6所示。模型中的各個參數設置如表2所示。

表2 6 L滾動膜片式壓力補償器參數Tab.2 Parameters of 6 L rolling diaphragm type pressure compensator

圖6 補償器仿真模型

海底鉆機在鉆進過程中,給進油缸有桿腔進油,無桿腔回油,此時液壓系統向補償器補油;在提升過程中,給進油缸無桿腔進油,有桿腔回油,此時補償器向液壓系統補油。在空載情況下,鉆進和提升連續變化的一個周期內,壓力和補償活塞的速度等變化曲線如圖7所示。

圖7 補償壓力和補償活塞速度變化曲線

由圖7可以看出,空載情況下,鉆進和提升連續變化的一個周期內,補償器活塞的運動速度及補償壓力連續線性變化,在鉆進和提升切換時,補償活塞的速度以及補償壓力均未發生波動。為研究系統設置補償器數量與補償壓力變化的規律,系統設置補償器的數量分別為4個和6個,在空載情況下,鉆進和提升連續變化的一個周期內,補償器活塞的運動速度及補償壓力變化曲線如圖8和圖9所示。

圖8 補償活塞速度及壓力變化曲線

圖9 補償活塞速度及壓力變化曲線

由圖8和圖9可以看出,減少系統設置補償器數量,在工作的瞬間及鉆進和提升切換時, 會引起補償活塞的速度及補償壓力波動。增加補償器的數量,補償活塞的速度及補償壓力變化更加平穩。比較圖7和圖9可以看出,當補償器數量由5個增加為6個時,補償壓力曲線沒有波動,補償器補償活塞最大速度以及最大補償壓力值降低。降低補償活塞的速度及補償壓力波動會導致滾動膜片的使用壽命降低,因此合理增加補償器的數量,不僅有效降低補償壓力的波動,還有助于延長壓力補償器的使用壽命。

4 滾動膜片式壓力補償器用于靜態補償模擬試驗

海底鉆機由搭載船下放到工作深度過程中,外界海水壓力的逐漸增大,壓力補償器以及與之相通的回油管路等封閉腔體在外壓作用下體積逐漸被壓縮,補償器在補償彈簧力的作用下向系統補油。

為了模擬裝備由搭載船下放到工作深度2500 m過程中,壓力補償器對固定容積補償的特性,將與補償器連通的回油管路等全部密閉容積等效一個密閉的腔體,在大氣壓下的初始容積為32.4 L。1.5 L壓力補償器與該密閉的腔體連通,密閉的腔體與補償器充滿水放入到35 MPa的實驗艙中。對實驗艙中的水逐漸加壓,模擬下放過程中的水壓,如圖10所示。

圖10 壓力補償器對固定容積的靜態補償試驗

試驗倉中壓力最終加到25 MPa,保壓30 min,通過位移傳感器測得穩態后的活塞位移為23.3 mm。1.5 L補償器的活塞直徑為140 mm,通過計算補償量約為358 mL。

5 結論

(1) 比例閥控非對稱液壓缸的系統中,補償器的動態補償流量不僅與非對稱液壓缸的結構參數有關系,與供油壓力、閥開度以及負載也有關系,供油壓力越大,補償器的補償流量越大,負載壓力越大,補償器補償流量越小,閥開度越大,補償器補償流量越大;

(2) 提出了在空載情況下非對稱液壓缸活塞桿伸出時補償器向液壓系統的最大補償流量和空載情況下非對稱液壓缸活塞桿縮回時液壓系統向補償器的最大補償流量相同,與比例閥的結構參數、非對稱油缸的結構參數以及供油壓力有關;

(3) 通過AMESim仿真分析可以看出,當系統壓力補償器的數量大于4個時,可以有效降低補償壓力的波動,同時有助于提高壓力補償器的使用壽命;

(4) 通過實驗艙的壓力試驗,模擬了由搭載船下放到工作深度過程中,壓力補償器對固定容積補償的特性,通過試驗確定了補償器對固定容積的補償量。