大深度海水浮力調節系統研制

趙文德，張杰，趙勇，王得成

(哈爾濱工程大學 機電工程學院，黑龍江 哈爾濱 150001)

大深度海水浮力調節系統研制

趙文德，張杰，趙勇，王得成

(哈爾濱工程大學 機電工程學院，黑龍江 哈爾濱 150001)

針對大深度水下機器人升沉運動過程中耗能較大的問題，提出了一種海水浮力調節的驅動方式。針對沒有大壓力、小流量高壓海水泵問題，研制了由低壓齒輪油泵驅動海水增壓泵的裝置作為產生高壓海水的動力源，并設計了切換閥及壓力平衡閥等關鍵部件。為模擬大深度海洋環境，研制了外負載模擬裝置，對大深度海水浮力調節系統進行了前后艙充排水同步性實驗、壓力-流量實驗、能耗實驗以及定量充排水等4個實驗，實驗結果驗證了該系統的可行性和有效性。關鍵詞：海水浮力調節系統；海水增壓泵；外負載模擬裝置；水液壓；水下機器人；模糊PID控制

大潛深、長航程的無人水下機器人受重量和體積限制，自身攜帶的能源有限[1-2]，而通常此類機器人下潛深度較大，所需時間較長，基于垂向推進器產生升沉運動消耗大量的能源。浮力調節系統與長時間工作的垂向推進器不同，其在較短的時間內通過定量排充水產生正負浮力，使水下機器人實現連續的升沉運動[3]。因此，研究基于浮力調節的水下機器人升沉運動驅動技術，對于減少水下機器人的能量消耗，具有重要的研究意義和實用價值[4-5]。

水下機器人浮力調節系統依靠吸入海水和排除海水產生下潛和上浮的驅動力，該系統的核心部件是產生大壓力、小流量高壓海水的驅動源，目前，國內尚無合適的高壓海水泵。本文提出一種由低壓齒輪油泵驅動海水增壓泵的裝置作為產生高壓海水的動力裝置，研制了切換閥及壓力平衡閥等關鍵組成部件。為了模擬大深度海洋環境，本文還研制了外負載模擬裝置，并對整個系統進行實驗驗證。

1 低壓齒輪油泵驅動海水增壓泵裝置研制

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

海水浮力調節系統配置的海水泵通常要求高壓力、小流量。對于本文研制的20 MPa級海水浮力調節系統而言，國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動海水增壓泵的裝置，其原理如圖1所示。

本文裝置由低壓油路經過海水增壓泵來驅動高壓水路，雖減低了系統效率，但動力源的初級為油液壓泵，同時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償器，保證油路低壓側與外部環境壓力平衡的同時，還可儲油及減小油路脈動，使動力源更加可靠穩定地運行。本文以上述裝置為基礎，設計大潛深海水浮力調節系統，其充排水過程原理如圖2、3中箭頭方向所示。

圖1 系統動力源原理圖Fig. 1 Schematic for system power source

圖2 系統充水過程原理圖Fig. 2 Schematic for system filling process

圖3 系統排水過程原理圖Fig. 3 Schematic for system drainage process

本文浮力調節系統中前后壓載水艙可獨立控制通斷，利用定量的充排水，可驅動水下運載器上浮或下沉，另外，利用前后艙開關閥對水艙內水量進行調配，可實現水下運載器縱傾姿態的調整。

根據上述思路，本文提出的海水浮力調節系統主要包括壓載水艙、液壓集成回路以及控制艙3部分。系統實際工作時，通過控制艙發送和接受指令信息，使得液壓集成回路完成閥門切換、動力源啟停等動作，最終實現對壓載水艙的定量充排水。作者設計了液壓集成回路，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-過濾器，6-增壓泵，7-電機，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 系統關鍵部件研制

在深海環境下工作，需滿足耐高壓、耐腐蝕等要求，相比油液壓技術，水液壓技術尚不成熟，系統所需的高壓水液壓元件較稀缺，因此本文對相關元件進行了研制。

2.1 切換閥及其驅動機構制

海水浮力調節系統中通常由4個兩位兩通電磁閥組成閥組來實現充排水過程[11]，由于沒有適合該系統使用的高壓雙向電磁閥，且電磁驅動在深海環境下的可靠性有待驗證，因此本文提出用2個電動三通球閥實現充排水過程，其原理如圖5所示，作者將2個三通球閥組合在一起，初始閥位調整為充水(或排水)狀態，只要同步旋轉一定角度即可切換成排水(或充水)狀態，也就能取代4個兩位兩通電磁閥，實現充排水切換的作用。

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

由2個三通球閥組成的切換閥需要切換不同閥位才能達到充排水的作用，為此，本文研制了三通球閥切換驅動機構。

本文所選用的電動執行器為蘭帕公司生產的DCL-02開關型，形狀接近正六邊形，最大直徑為72 mm，整機重量為1.2 kg，通過內部減速機構后輸出最大扭矩為18 N·m，該執行器為90°正反旋轉動作且帶有全開全關信號反饋，90°動作所需時間約為3 s。該型號執行器不僅尺寸適合本方案的要求同時控制簡單可靠。

2.2 壓力平衡閥研制

2.2.1 壓力平衡閥的作用

深水環境中，浮力調節系統的換向閥處于開啟狀態時，壓力平衡閥可防止高壓海水經增壓海水泵直接進入壓載艙。如果切換閥不能有效地控制進入系統的海水流量，則無法控制和保證浮力調節精度。壓力平衡閥通過增壓泵的出水口與入水口的壓力差來控制閥門的開關。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，增壓泵產生1 MPa壓力時，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，壓力平衡閥方能開啟，海水才能通過。

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題主要為氣蝕、高壓密封、海水腐蝕、閥芯振動與噪聲等問題。氣蝕和氣穴會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下降，閥的開啟壓力精度會下降。閥芯的振動會造成閥芯表面出現裂紋，長時間工作后閥會出現泄漏，從而使閥的工作性能以及使用壽命下降。針對上述問題，本文通過采用閥芯的創新結構來解決氣蝕和氣穴問題、設計緩沖機構來解決閥的振動與噪音問題。

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節流錐閥密封[12]；平衡口處閥芯在閥座內作直線運動，采用格萊圈進行動密封，格萊圈的動密封使用壽命比O型圈長、摩擦阻力比O型圈小；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異。由于海水中的氯離子對丁晴橡膠材料的侵蝕性很強。閥門中的O形圈材料采用抗海水腐蝕性能較強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格萊圈進行動密封，格萊圈的阻力會起到阻尼作用，對于壓力平衡閥可以有效減小閥芯振動，增加閥芯的使用壽命，此外該閥具有限位功能和調節開啟壓力功能，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 壓力平衡閥性能實驗

壓力平衡閥的開啟壓力實驗如圖10所示，試壓泵接壓力平衡閥的入口，壓力校驗儀經過油水轉換后接壓力平衡閥的平衡口。實驗中，壓力校驗儀向壓力平衡閥的平衡口加壓到10 MPa，啟動試壓泵并使用壓力傳感器測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啟壓力。

圖10 壓力平衡閥實驗液壓原理圖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

壓力平衡閥的開啟特性由開啟壓力最大超調量、響應時間以及穩態壓力波動來衡量，實驗結果如圖11所示。二級錐閥開啟壓力的最大超調量為0.08 MPa，錐閥的開啟壓力最超調量為0.22 MPa，球閥的開啟壓力最大超調量為0.34 MPa。通過對比可知二級錐閥的超調量最小，相對于球閥的壓力超調量減小76.5%。響應時間上，3種閥芯的結構響應時間均小于0.2 s，由于壓力平衡閥響應時間對浮力調節系統影響小，因此這3種閥芯均可以滿足要求。穩壓后的壓力波動：二級錐閥芯為0.03 MPa，錐閥芯為0.05 MPa。通過實驗可以看出二級錐閥比錐閥的壓力波動減小60%。壓力波動越小，浮力調節系統的流量脈動越小，從而浮力調節系統的精度越高。證明二級錐閥的開啟特性較錐閥與球閥要好。

3 深海外負載模擬裝置研制

3.1 模擬外負載系統的作用

為模擬浮力調節系統工作時外部環境，本文研制其模擬實驗系統。

本文研制的浮力調節系統采用海水作為調節介質，因此模擬負載加壓系統需要能夠對浮力調節系統中的水進行加壓。水壓加壓元件在市場比較缺少且價格昂貴，因此本文采用油水轉化缸這種方式來進行模擬加壓，并將通過實驗來驗證這種系統的有效性。采用油水轉換缸把水路控制轉換成油路控制，這樣設計的好處有兩方面：1)避免了直接采用水用溢流閥控制浮力調節系統的水路壓力。目前國內外做到的高精度的水介質溢流閥的壓力為10 MPa，而把控制水轉換為控制油巧妙的解決了水介質難以控制的問題。2)模擬實驗的主要目的是模擬外部海水環境，外部的海水同一深度壓力相等，而且無論是向海水排入任何體積的水，海水的壓力是不變的。通過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 模擬外負載系統的研制

浮力調節模擬實驗系統的主要用于對浮力調節系統的出口進行模擬被動加壓，浮力調節模擬實驗系統加壓的工作原理，充水工作過程是：油水轉換缸的初始狀態為水路部分充滿水缸的位置在左邊極限位置。液壓站開啟，電控溢流閥開啟，此時油路壓力由電控溢流閥控制。油路壓力近似等于水路壓力，排水過程的控制方法，電控溢流閥控制水路壓力為設定值。此時模擬負載系統中的帶有壓力的水流向浮力調節的入口，從而實現對浮力調節系統的充水過程加壓。并測量浮力調節系統的流量。

圖12 模擬實驗系統的原理圖Fig. 12 Schematic of simulation system

浮力調節模擬實驗臺分為兩個部分：油路和水路(如圖12所示)。油路中包括液壓站、自制調壓溢流閥、壓力傳感器、流量計；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。因此可通過控制油路壓力來間接控制水路壓力。

4 系統實驗研究

為驗證本文所提出的海水浮力調節系統的可行性和有效性，作者搭建海水浮力調節系統試驗平臺(如圖13所示)，并利用深海外負載模擬裝置，進行了以下實驗研究。

圖13 海水浮力調節系統試驗平臺Fig. 13 Seawater-type buoyancy regulating system

4.1 前后壓載艙同步性實驗驗證

系統共有前后2組水艙，每一組由2個互相連通的內徑為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雜，當前后水艙開關同時打開充排水時，就會因為兩者間的連通同步性較差導致前后艙水量不同。

為了解決前后水艙連通同步性問題，在充水前將前后艙閥門均打開，向其內部充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進行了2組實驗，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同步充排水時前后艙水量差Fig. 15 Flow variance in fore and rear cabins in 4.8 L/min

從實驗曲線可以看出，前后艙同步充排水最大偏差發生在開始運行時，之后偏差值會隨充水量的增加而減小。通常系統是以3 L/min的速度進行同步充排水，且預充至少8 L以上的水量，差值約在120 mL以內，在充排水過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程中同步性較好，不會引起水下機器人的姿態變化。此外，若實際應用中差值影響較大，可以通過控制前后艙開關進行獨立充排水，達到所需的精度要求。

4.2 不同壓力下流量測定

圖16 不同壓力下的流量變化測定Fig. 16 Flow variance in different pressures

水下機器人下潛的過程中，為了使海水浮力調節系統流量滿足運行及控制的要求，作者利用模擬外負載系統研究了海水浮力調節裝置在不同壓力下流量的變化情況。系統流量分別設定為低速(理論流量1.5 L/min)和中速(理論流量3 L/min)，連續增加外負載壓力，從0 MPa起，每隔2 MPa測一組流量值，受限于模擬系統元件，最高實驗壓力僅為14 MPa，共得到8組實驗數據，繪制成曲線如圖16所示。由圖16可知，系統實際流量低于理論流量，且隨外壓的升高，總體呈下降趨勢；壓力低于6 MPa時流量幾乎不受影響；壓力超過8 MPa后，每升高2 MPa，流量下降約5%，同時流量越大下降的幅度也越大。 由上述實驗結果可知，在某一確定的控制電壓下，系統的實際流量在不同壓力下產生變化，隨著下潛深度的增加，流量達不到使用及控制的要求。為了解決這一問題，根據以上實驗結果，在控制過程中當壓力的變化對流量的影響超過一定范圍時，相應地改變驅動器控制電壓，提高齒輪泵轉速，從而提高海水增壓泵的排水量，解決外部壓力對調節流量的影響，使系統滿足對流量相對恒定的要求。

4.3 能耗測定

浮力調節系統消耗的能源需水下機器人自身攜帶，進行大深度升沉運動時，能源消耗的多少對水下機器人的性能有重要影響。本文利用所研制的海水浮力調節裝置，實驗研究了系統的能耗情況。

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

系統以不同的流量運行，消耗的能量不同，在無負載壓力的情況下，本文通過上位機控制器調節系統流量，流量每增大0.7 L/min時記錄一次電流值(電壓約為108 V)，最高流量為4.2 L/min，得到7組數據，電流的變化曲線如圖17所示，可以看出，系統待機電流較小約為0.11 A，同時在系統運行后隨著流量的升高電流值整體上按線性增大。

在上述實驗基礎上，本文進行在一定流量下，系統能耗隨壓力變化的實驗研究。系統流量分別設定為低速(理論流量1.5 L/min)和中速(理論流量3 L/min)，利用模擬負載系統每隔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。由實驗數據可知，隨壓力的增大，電流呈線性增大，流量不同時電流-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定Fig. 18 Current variance in different pressures

4.4 定量充排水控制實驗

為了對系統定量充排水的精度等控制性能進行研究，本文設計了PID控制器和模糊PID控制器，分別在陸地和水面進行了定量充排水實驗，實驗時壓載艙內的初始水量為0.851 L，先充水10 L，然后再排水10 L，控制器中設置了流量的控制調節極限值為3 L/min，上位機每隔1 s收到一組液位計當前測量反饋值，同時按記事本方式分組保存，經過數據處理，本文得到系統基于一般PID控制與模糊PID控制的定量充排水的響應曲線，如圖19所示。

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

從圖19中可以看出，兩種方法的穩態誤差均小于0.2 L，PID控制的相對誤差為1.6%，模糊PID控制的相對誤差為1.1%，都能達到±0.2 kg控制精度的要求，且兩者均不存在超調。表1數據表明，控制性能指標上，模糊PID控制效果優于PID控制。

表1 系統定量充排水實驗中不同控制方法的性能比較

5 結束語

針對高壓海水泵和海水閥稀缺、尺寸較大等問題，本文研制了一種由低壓齒輪油泵驅動海水增壓泵產生高壓海水的動力裝置，設計了切換閥及壓力平衡閥等關鍵組成部件，為研究大深度海水浮力調節系統中的一些技術問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所研制海水浮力調節系統在大潛深海水環境下的運行情況，研制了外負載模擬系統，利用該模擬裝置，完成前后艙充排水同步性實驗、壓力-流量實驗以及定量充排水等實驗，實驗結果驗證了本文的海水浮力調節系統的可行性和有效性。

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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.

時間：2015-07-15.

國家863計劃資助項目(2012AA09A304); 國防基礎科研資助項目(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

網絡出版地址：http://www.cnki.net/kcms/detail/23.1390.U.20150715.1728.011.html