NO333445B1

NO333445B1 - A SYSTEM FOR ACTIVE HIV COMPENSATION

Info

Publication number: NO333445B1
Application number: NO20100850A
Authority: NO
Inventors: Jochen Pohl; Oyvind Haugen
Original assignee: Nat Oilwell Norway As
Priority date: 2010-06-15
Filing date: 2010-06-15
Publication date: 2013-06-03
Also published as: NO20100850A1

Abstract

Et system for aktiv hiv-kompensasjon for an anordning, spesielt for anvendelse om bord en flytende struktur, omfattende minst en dobbeltvirkende hydraulisk sylinder (1) som har et stempel med et større stempelareal på en side (A), og en stempelstang og et mindre areal på den andre siden (B), stempelstangen er driftsmessig koplet til anordningen (2) som skal hiv-kompenseres, en hydraulisk kraftenhet (3) for å tilveiebringe hydraulisk trykkfluid til den hydrauliske sylinderen (1), en reguleringsenhet (6) som regulerer tilførselsbetingelsene for trykkfluidet på den gjeldende aktive siden (A) av den hydrauliske sylinderen 1. Den hydrauliske kraftenheten (3) omfatter en første pumpeenhet (4) som, via respektive kanaler (9a, 9b) er koplet til de to sidene (A, B) av den hydrauliske sylinderen (1). Hydraulisk fluid levert av den første pumpeenheten (4) til kanalen (9a, 9b) til den aktive sylindersiden trekkes utelukkende ut fra kanalen (9b, 9a) til den passive sylindersiden. For å kompensere for den volumetriske forskjellen mellom de to sidene (A, B) av den hydrauliske sylinderen (1) omfatter systemet videre en andre pumpe (20) som er koplet til den hydrauliske sylinderen (1) på side (A) med det større stempelarealet og er anordnet til å pumpe hydraulisk fluid frem og tilbake mellom den hydrauliske sylinderens side (A) med større stempelareal og en hydraulisk fluidkilde (11) for å opprettholde fluidbalanse mellom de to sidene av stemplet.An active HIV compensation system for devices, particularly for use on a floating structure, comprising at least one double-acting hydraulic cylinder (1) having a piston with a larger piston area on one side (A), and a piston rod and a smaller one. area on the other side (B), the piston rod is operatively connected to the device (2) to be compensated for HIV, a hydraulic force unit (3) for providing hydraulic pressure fluid to the hydraulic cylinder (1), a control unit (6) which regulates the supply conditions for the pressure fluid on the current active side (A) of the hydraulic cylinder 1. The hydraulic power unit (3) comprises a first pump unit (4) which, via respective channels (9a, 9b) is connected to the two sides (A, B ) of the hydraulic cylinder (1). Hydraulic fluid supplied by the first pump unit (4) to the channel (9a, 9b) of the active cylinder side is drawn exclusively from the channel (9b, 9a) to the passive cylinder side. To compensate for the volumetric difference between the two sides (A, B) of the hydraulic cylinder (1), the system further comprises a second pump (20) coupled to the hydraulic cylinder (1) on side (A) of the larger one. the piston area and is arranged to pump hydraulic fluid back and forth between the hydraulic cylinder side (A) with a larger piston area and a hydraulic fluid source (11) to maintain fluid balance between the two sides of the piston.

Description

SYSTEM FOR AKTIV HIV-KOMPENSERING SYSTEM FOR ACTIVE HIV COMPENSATION

Den foreliggende oppfinnelsen vedrører et system for aktiv hiv-kompensering av en anordning, spesielt om bord en flytende struktur, omfattende minst én dobbeltvirkende hydraulisk sylinder som har et stempel med et større stempelareal på en side og en stempelstang og et mindre areal på den andre siden, idet stempelstangen er operativt tilkoplet til anordningen som skal hiv-kompenseres, en hydraulisk kraftenhet som skal tilveiebringe fluid under hydraulisk trykk til den hydrauliske sylinderen, en reguleringsenhet som regulerer tilførselsbetingelsene for trykkfluidet til den gjeldende aktive siden av den hydrauliske sylinderen, hydraulikkfluidet tillates samtidig å forlate den passive siden av den hydrauliske sylinderen, hvori den hydrauliske kraftenheten omfatteren første pumpeenhet som via respektive kanaler er koplet til de to sidene av den hydrauliske sylinderen, for dermed å danne et hydraulisk system hvori hydraulikkfluid levert av den første pumpeenheten til kanalen til den aktive sylindersiden i det minste blir delvis trukket ut fra kanalen til den passive sylindersiden, reguleringsenheten regulerer utløpet fra pumpen, og hvori det hydrauliske systemet videre omfatter midler som kompenserer for den volumetriske forskjellen mellom de to sidene av den hydrauliske sylinderen, midlene omfatter en kilde av trykksatt hydraulikkfluid. The present invention relates to a system for active heave compensation of a device, in particular on board a floating structure, comprising at least one double-acting hydraulic cylinder having a piston with a larger piston area on one side and a piston rod and a smaller area on the other side , the piston rod being operatively connected to the device to be heave compensated, a hydraulic power unit which is to provide fluid under hydraulic pressure to the hydraulic cylinder, a control unit which regulates the supply conditions for the pressure fluid to the current active side of the hydraulic cylinder, the hydraulic fluid is simultaneously allowed to leaving the passive side of the hydraulic cylinder, in which the hydraulic power unit comprises a first pump unit which is connected via respective channels to the two sides of the hydraulic cylinder, thus forming a hydraulic system in which hydraulic fluid is supplied by the first pump unit to the channel of the activethe cylinder side is at least partially drawn out from the channel of the passive cylinder side, the control unit regulates the discharge from the pump, and wherein the hydraulic system further comprises means which compensate for the volumetric difference between the two sides of the hydraulic cylinder, the means comprising a source of pressurized hydraulic fluid.

Et system av denne typen er kjent fra WO 2007/139394. Et eksempel på et slikt system er illustrert i Figur 1 av vedføyde tegninger. A system of this type is known from WO 2007/139394. An example of such a system is illustrated in Figure 1 of the attached drawings.

Systemet er primært ment som et supplement til et passivt hiv-kompenseringssystem for anvendelse i boring av hydrokarbon-brønner eller intervensjoner i slike brønner. Ved boring, landing av utstyr på havbunnen, eller i andre nedihullsope-rasjoner fra et flytende borefartøy eller håndteringsfartøy, er det ønskelig at bore-strengen eller -vaieren oppfører seg så stabilt som mulig med hensyn til havbunnen, uavhengig av fartøyets bevegelser pga. påvirkning fra bølger, tidevann, osv. Et aktivt hiv-kompenseringssystem i kombinasjon med et passivt kompenseringssystem vil øke fartøyets effektivitet, slik at operasjoner på havbunnen eller nedi-hulls kan utføres uten å bli forstyrret av bølgebevegelser eller andre påvirkninger på fartøyet. Dette vil forhindre skade på utstyr og brønnformasjoner, og dessuten vil det være mulig å operere under vanskeligere værforhold enn det som ellers ville være mulig. The system is primarily intended as a supplement to a passive HIV compensation system for use in drilling hydrocarbon wells or interventions in such wells. When drilling, landing equipment on the seabed, or in other downhole operations from a floating drilling vessel or handling vessel, it is desirable that the drillstring or wireline behave as stably as possible with regard to the seabed, regardless of the vessel's movements due to influence from waves, tides, etc. An active heave compensation system in combination with a passive compensation system will increase the vessel's efficiency, so that operations on the seabed or downholes can be carried out without being disturbed by wave movements or other influences on the vessel. This will prevent damage to equipment and well formations, and it will also be possible to operate in more difficult weather conditions than would otherwise be possible.

Andre aktive hiv-kompenseringssystemer for borestrenger er også kjent. De van-ligste systemene er basert på aktive dobbeltvirkende sylindre av tre-kammer type eller sylindre som har dobbeltsidig stempelstang, for eksempel slik som vist i GB-A-2053127. Disse blir fortrinnsvis arrangert sammen med et passivt kompenseringssystem for kroneblokken i boretårn, ofte kalt et CMC-system (Crown-block Motion Compensation). Et CMC-system består av passive kompenseringssylindre og akku-mulatorer koplet til en trykkregulert gasskilde, så som en kompressor, og justerer den nødvendige strekkraften. Den tre-kammerede sylinderen er en dobbeltvirkende sylinder konstruert slik at den har omtrent det samme aktive arealet og fortrengningsvolumet i begge bevegelsesretninger for sylinderstangen. Dette tillater enklere regulering og omtrentlig volumetrisk utjevning i passiv CMC-kompensering når det aktive systemet ikke er i drift. Other active heave compensation systems for drill strings are also known. The most common systems are based on active double-acting cylinders of the three-chamber type or cylinders having a double-sided piston rod, for example as shown in GB-A-2053127. These are preferably arranged together with a passive compensation system for the crown block in derricks, often called a CMC system (Crown-block Motion Compensation). A CMC system consists of passive compensating cylinders and accumulators connected to a pressure-regulated gas source, such as a compressor, and adjusts the required tensile force. The three-chamber cylinder is a double-acting cylinder designed so that it has approximately the same active area and displacement volume in both directions of movement of the cylinder rod. This allows easier regulation and approximate volumetric equalization in passive CMC compensation when the active system is not in operation.

Det hydrauliske systemet består vanligvis av en høytrykks hydraulisk kraftenhet plassert ved boregulvets nivå. Den tre-kammerede dobbeltvirkende sylinderen blir vanligvis plassert på toppen av boretårnet og blir mekanisk koplet til den passivt kompenserte kronblokken. Typisk kapasitet er pluss/minus 25 mT, og denne kraften er tilstrekkelig til å overkomme mekanisk friksjon, hydraulisk motstand så vel som treghetseffekter i det passive systemet. Sylinderen reguleres med en servo-ventil som er arrangert på en proporsjonal ventilblokk plassert på sylinderen. The hydraulic system usually consists of a high-pressure hydraulic power unit located at the drill floor level. The three-chambered double-acting cylinder is usually placed on top of the derrick and is mechanically coupled to the passively compensated crown block. Typical capacity is plus/minus 25 mT, and this force is sufficient to overcome mechanical friction, hydraulic resistance as well as inertial effects in the passive system. The cylinder is regulated with a servo valve which is arranged on a proportional valve block placed on the cylinder.

Reguleringen av det aktive hiv-kompenseringssystemet er basert på en akselerasjonssensor, en såkalt "Motion Reference Unit" (MRU), og sylinderposisjonsmåling som gir input til en datamaskin som sender signaler til servoventilen, som igjen regulerer kraften og bevegelsene i sylinderen via den proporsjonale ventilblokken. I noen systemer kan reguleringen også være basert på input fra trykktransmittere i hydraulikkretsen og fra lastceller og et løfteåk, en løfteblokkskive eller et dødanker. The regulation of the active lift compensation system is based on an acceleration sensor, a so-called "Motion Reference Unit" (MRU), and cylinder position measurement that provides input to a computer that sends signals to the servo valve, which in turn regulates the power and movements in the cylinder via the proportional valve block . In some systems, the regulation can also be based on input from pressure transmitters in the hydraulic circuit and from load cells and a lifting yoke, a lifting block disc or a dead anchor.

En ulempe ved de mest vanlige systemene som finnes er at de krever avansert proporsjonal servoventilregulering og sterke hydrauliske kraftenheter som har et stort tankvolum. Systemene krever også stor plass og drivkraft siden et stort trykk-tap genereres over de forskjellige elementene og de lange tilførselsrørene mellom kraftenheten på boredekksnivået og sylinderen på toppen av boretårnet. A disadvantage of the most common systems available is that they require advanced proportional servo valve control and strong hydraulic power units that have a large tank volume. The systems also require a lot of space and drive power since a large pressure loss is generated across the various elements and the long supply pipes between the power unit at the drill deck level and the cylinder at the top of the derrick.

De alminnelig brukte tre-kammerede sylindrene er dyre, tunge, kompliserte og krever høye trykk. Videre er de sårbare for interne lekkasjer siden de har tre tetnings-grenseflater. Dessuten har tre-kammerede sylindere ikke det nøyaktig samme aktive arealet og fortrengningsvolumet i begge bevegelsesretninger blant annet pga. fabrikkeringstoleranser. Dette gir opphav til en rykkete, ukontrollert fasefortrengt aktiv kompensering ved omstarten som følger passiv drift, og av og til også ved regulær drift forårsaket ved en ubalanse i det volumetriske forholdet. The commonly used three-chamber cylinders are expensive, heavy, complicated and require high pressures. Furthermore, they are vulnerable to internal leaks since they have three sealing interfaces. In addition, three-chamber cylinders do not have the exact same active area and displacement volume in both directions of movement due to, among other things, manufacturing tolerances. This gives rise to a jerky, uncontrolled phase-displaced active compensation at the restart that follows passive operation, and occasionally also at regular operation caused by an imbalance in the volumetric ratio.

I andre kjente systemer som anvender en sylinder med dobbeltsidig stempelstang krever sylinderen mye plass i høyden pga. utstrekk av stempelstangens passive del. In other known systems that use a cylinder with a double-sided piston rod, the cylinder requires a lot of space in height due to extension of the piston rod's passive part.

Ulempene nevnt ovenfor gjør det nødvendig med mye vedlikeholdsarbeid. Plasse-ringen av systemets forskjellige deler gjør det vanskelig med utskiftinger og ser-vice, spesielt under barske værforhold når behovet for aktive systemer er på sitt største. The disadvantages mentioned above require a lot of maintenance work. The location of the system's various parts makes replacements and servicing difficult, especially in harsh weather conditions when the need for active systems is at its greatest.

Ulempene nevnt ovenfor avlettes med systemet ifølge WO 2007/139394, som omfatter en vanlig dobbeltvirkende sylinder med en enkelt stempelstang som har et større stempelareal på en side av stemplet og et mindre stempelareal på sylinderens stempelstangside. Hydraulisk utjevning mellom de to sidene av stemplet opp-rettholdes med en lavtrykksakkumulator som driftes til å være tilkoplet den delen av sylinderen som til enhver tid er den passive siden. For en gitt volumetrisk kapasitet for den hydrauliske pumpen vil sylinderen ha dens laveste slaghastighet når det er det større stempelarealet som er aktivt, denne hastigheten er kun halvparten av den maksimale hastigheten når det er det mindre stempelarealet som er aktivt dersom sylinderen er en differensialsylinder. Videre utviser dette systemet et aktivt trykksatt kammer og et lavtrykkskammer, som er avgjørende for den såkalte båndbredden for sylinderen og således systemets reguleringsytelse. The disadvantages mentioned above are alleviated with the system according to WO 2007/139394, which comprises a normal double-acting cylinder with a single piston rod which has a larger piston area on one side of the piston and a smaller piston area on the piston rod side of the cylinder. Hydraulic equalization between the two sides of the piston is maintained with a low-pressure accumulator which is operated to be connected to the part of the cylinder which is the passive side at all times. For a given volumetric capacity of the hydraulic pump, the cylinder will have its lowest stroke speed when it is the larger piston area that is active, this speed is only half of the maximum speed when it is the smaller piston area that is active if the cylinder is a differential cylinder. Furthermore, this system exhibits an active pressurized chamber and a low-pressure chamber, which are decisive for the so-called bandwidth of the cylinder and thus the system's regulation performance.

Formålet med den foreliggende oppfinnelsen er å forbedre ytelsen for systemer lik det som er vist i WO 2007/139394, uten materiell kompleksitetsøkning av systemet. The purpose of the present invention is to improve the performance of systems similar to that shown in WO 2007/139394, without materially increasing the complexity of the system.

Dette oppnås ifølge oppfinnelsen ved et system som nevnt i det innledende avsnit-tet, hvor den første pumpeenheten er i drift til å trekke ut alt fluid den pumper fra sylinderens passive side til dens aktive side, og hvor nevnte midler for kompensering for den volumetriske differansen mellom de to sidene av den hydrauliske sylinderen omfatter en andre pumpeenhet som er tilkoplet den siden av den hydrauliske sylinderen som har det større stempelarealet og som kan drives til å pumpe hydraulisk fluid frem og tilbake mellom den siden av den hydrauliske sylinderen som har det større stempelarealet og nevnte hydraulisk kilde av trykksatt hydraulisk fluid for å opprettholde fluidutjevning mellom de to sidene av stemplet. Fordelakti-ge utførelsesformer av oppfinnelsen er definert i de avhengige kravene 2-9. Oppfinnelsen omfatter videre anvendelsene av systemet som definert i krav 10, og fremgangsmåten definert i krav 11 og 12. This is achieved according to the invention by a system as mentioned in the introductory section, where the first pump unit is in operation to extract all the fluid it pumps from the passive side of the cylinder to its active side, and where said means for compensation for the volumetric difference between the two sides of the hydraulic cylinder comprises a second pump unit which is connected to the side of the hydraulic cylinder having the larger piston area and which can be operated to pump hydraulic fluid back and forth between the side of the hydraulic cylinder having the larger piston area and said hydraulic source of pressurized hydraulic fluid to maintain fluid equalization between the two sides of the piston. Advantageous embodiments of the invention are defined in the dependent claims 2-9. The invention further includes the applications of the system as defined in claim 10, and the method defined in claims 11 and 12.

Ytterligere detaljer om oppfinnelsen vil fremgå av den etterfølgende beskrivelsen av eksempelvise utførelsesformer illustrert i de vedføyde tegningene, hvor Further details of the invention will be apparent from the subsequent description of exemplary embodiments illustrated in the attached drawings, where

Figur 1 er et skjematisk flytdiagram for et tidligere kjent system, Figure 1 is a schematic flow diagram for a previously known system,

Figur 2 er et skjematisk flytdiagram for en første utførelsesform av systemet ifølge oppfinnelsen, Figur 3 er et skjematisk flytdiagram for en andre utførelsesform av systemet ifølge oppfinnelsen, Figure 2 is a schematic flow diagram for a first embodiment of the system according to the invention, Figure 3 is a schematic flow diagram for a second embodiment of the system according to the invention,

Figur 4 viser blokkdiagrammet fra pumpeflyt til stemplets posisjon, Figure 4 shows the block diagram from pump flow to piston position,

Figur 5 er et blokkdiagram for reguleringssløyfen i Fig. 4 med avkoplingsregulator lagt til, Figur 6 er et blokkdiagram for reguleringssløyfen med en avkoplingsregulator og trykkreguleringssløyfe, Figur 7 er et blokkdiagram for reguleringssløyfen videre innbefattet variabel substitusjon. Figure 5 is a block diagram for the control loop in Fig. 4 with a cut-off regulator added, Figure 6 is a block diagram for the control loop with a cut-off regulator and pressure control loop, Figure 7 is a block diagram for the control loop further including variable substitution.

Utførelsesformen fra tidligere teknikk, illustrert i Fig. 1, omfatter en dobbeltvirkende hydraulisk sylinder 1 som er koplet til en anordning 2 som skal hiv-kompenseres, her vist i form av et passivt kompensasjonssystem CMC for kroneblokken CB i for eksempel et båretårn (ikke vist). Den dobbeltvirkende hydrauliske sylinderen 1 kan være en differensialsylinder, dvs. arealet på stempelstangsiden B er lik halve arealet på den andre siden A. Andre forhold mellom de to sidene er også mulig, forutsatt at knekkstyrken for stempelstangen er tilstrekkelig for den gjeldende bruken. The embodiment from prior art, illustrated in Fig. 1, comprises a double-acting hydraulic cylinder 1 which is connected to a device 2 to be heave compensated, here shown in the form of a passive compensation system CMC for the crown block CB in, for example, a stretcher tower (not shown ). The double-acting hydraulic cylinder 1 can be a differential cylinder, i.e. the area on the piston rod side B is equal to half the area on the other side A. Other ratios between the two sides are also possible, provided that the buckling strength of the piston rod is sufficient for the current use.

Den hydrauliske sylinderen forsynes med hydraulisk trykkfluid fra en fluidkraft en-het 3, enheten inneholder en pumpe 4 som har en variabel positiv fortrengning og som drives av en motor 5. Den hydrauliske kraftenheten 3 reguleres av et regule-ringssystem 6, som mottar input fra en akselerasjonssensor eller lignende 7, også kalt "Motion Reference Unit" (MRU). Reguleringssystemet kan også motta input fra en lastcelle 8 i anordning 2 for å bli hiv-kompensert. The hydraulic cylinder is supplied with hydraulic pressure fluid from a fluid power unit 3, the unit contains a pump 4 which has a variable positive displacement and which is driven by a motor 5. The hydraulic power unit 3 is regulated by a regulation system 6, which receives input from an acceleration sensor or similar 7, also called "Motion Reference Unit" (MRU). The regulation system can also receive input from a load cell 8 in device 2 to be HIV compensated.

Pumpen 4 koples til de to sidene A, B av den hydrauliske sylinderen 1 ved hjelp av respektive kanaler 9a, 9b. Kanalene 9a, 9b er koplet til hverandre ved hjelp av en kanal 10, som er koplet til en lavtrykksakkumulator 11. På hver side av akkumulatoren 11 er kanalen 10 utstyrt med pilotopererte (trykkregulerte) tilbakeslagsventi-ler 12a, 12b, som i vanlig driftsmodus tillater fluid å strømme fra akkumulatoren 11 til de respektive kanalene 9a, 9b. Tilbakeslagsventilene 12a, 12b er forsynt med egne pilottrykk-kanaler 13a, 13b, som henholdsvis strekker seg fra motsatte kanalen 9b, 9a. Ved et bestemt trykk i pilottrykk-kanalen tvinges den tilkoplete tilbakeslagsventilen 12a, 12b til å åpne slik at strømning tillates i begge retninger. The pump 4 is connected to the two sides A, B of the hydraulic cylinder 1 by means of respective channels 9a, 9b. The channels 9a, 9b are connected to each other by means of a channel 10, which is connected to a low-pressure accumulator 11. On each side of the accumulator 11, the channel 10 is equipped with pilot-operated (pressure-regulated) non-return valves 12a, 12b, which in normal operating mode allow fluid to flow from the accumulator 11 to the respective channels 9a, 9b. The check valves 12a, 12b are provided with their own pilot pressure channels 13a, 13b, which respectively extend from the opposite channel 9b, 9a. At a certain pressure in the pilot pressure channel, the connected non-return valve 12a, 12b is forced to open so that flow is permitted in both directions.

Under drift av tidligere kjente hiv-kompenseringssystem vil den hydrauliske enheten 3 med pumpen være den overlegne trykkilden for arbeidet fra sylinderen 1. Ved positiv sylinderbevegelse (F+, stang ut) vil pumpe 4 pumpe et høyt trykk gjennom kanalen 9a til side A av den hydrauliske sylinderen 1. Pumpen vil trekke ut med-strøms fra side B av den hydrauliske sylinderen gjennom kanalen 9b, men siden det fortrengte volumet fra stempelstangside B av sylinderen er mye mindre enn volumet som må tilveiebringes til stempelside A, vil pumpe 4 trekke ut fluid medstrøms fra lavtrykksakkumulatoren 11 via tilbakeslagsventilen 12b. Når sylinderen 1 drives i den motsatte retningen (F-, stang inn) vil pumpe 4 levere trykksatt fluid til stang-siden B av sylinderen via kanal 9b. Imidlertid fortrenges et større volum medstrøms fra stempelside A av sylinderen enn det pumpe 4 trekker inn, og dette overskuddet tilføres lavtrykksakkumulatoren via kanal 10 og tilbakeslagsventil 12a. Dette er mulig fordi trykket i kanal 9b, via signalkanalen 13a, har åpnet tilbakeslagsventilen 12b for strømning i begge retninger. During operation of the previously known lift compensation system, the hydraulic unit 3 with the pump will be the superior pressure source for the work from the cylinder 1. In case of positive cylinder movement (F+, rod out), the pump 4 will pump a high pressure through the channel 9a to side A of the hydraulic the cylinder 1. The pump will draw co-flow from side B of the hydraulic cylinder through channel 9b, but since the displaced volume from piston rod side B of the cylinder is much less than the volume that must be provided to piston side A, pump 4 will draw fluid co-flow from the low-pressure accumulator 11 via the check valve 12b. When the cylinder 1 is driven in the opposite direction (F-, rod in), pump 4 will deliver pressurized fluid to the rod side B of the cylinder via channel 9b. However, a larger volume is displaced downstream from piston side A of the cylinder than pump 4 draws in, and this excess is supplied to the low-pressure accumulator via channel 10 and non-return valve 12a. This is possible because the pressure in channel 9b, via the signal channel 13a, has opened the check valve 12b for flow in both directions.

Lekkasje i systemet blir kompensert for med en lavtrykkspumpe 14, som tjener til å opprettholde den volumetriske utjevningen i systemet. En høytrykks pilottrykk-pumpe 15 tilveiebringer et stabilt pilottrykk til reguleringsblokken for den variable positive fortrengningspumpen 4 for å gjøre det lettere med nødvendig regulerings-respons for pumpe 4. Trykktransmittere 16a, 16b er montert på hver side av pumpe 4 og sender signaler til reguleringssystemet 6. Dette systemet forsynes også med et signal fra en posisjonssensor 17 på sylinderen. Leakage in the system is compensated for with a low-pressure pump 14, which serves to maintain the volumetric equalization in the system. A high pressure pilot pressure pump 15 provides a stable pilot pressure to the control block for the variable positive displacement pump 4 to facilitate the necessary control response for pump 4. Pressure transmitters 16a, 16b are mounted on each side of pump 4 and send signals to the control system 6 This system is also supplied with a signal from a position sensor 17 on the cylinder.

Som et eksempel på systemdimensjoneringen, vil den hydrauliske sylinderen kunne ha en slaglengde på 7,6 meter, et driftstrykk på 235 bar, en maksimumskraft på 250 kN og en slaghastighet på 1 m/s. Lavtrykksakkumulatoren kan ha et volum på 200 liter og fungere ved et trykk på 4-8 bar. Systemet kan også utstyres med sik-kerhetsventiler, både på høytrykksiden og lavtrykksiden, og en filterenhet og et kjølesystem (ikke vist i Figur 1). As an example of the system dimensioning, the hydraulic cylinder will have a stroke length of 7.6 meters, an operating pressure of 235 bar, a maximum force of 250 kN and a stroke speed of 1 m/s. The low-pressure accumulator can have a volume of 200 liters and operate at a pressure of 4-8 bar. The system can also be equipped with safety valves, both on the high-pressure side and the low-pressure side, and a filter unit and a cooling system (not shown in Figure 1).

En første utførelsesform av systemet ifølge oppfinnelsen er illustrert i Figur 2 som en modifikasjon av det tidligere kjente systemet illustrert i Figur 1. A first embodiment of the system according to the invention is illustrated in Figure 2 as a modification of the previously known system illustrated in Figure 1.

I Figur 2 er ikke pumpe 4 koplet til akkumulatoren 11 og vil derfor måtte trekke alt fluid den pumper til den aktive sylindersiden fra den passive sylindersiden. Dette skaper en ubalanse som gjøres opp for med en andre pumpeenhet 20 som opererer mellom akkumulatoren 11 og den hydrauliske sylinderens store side A. Med andre ord, når den første pumpen 4 pumper til den lille siden A, trekker den andre pumpen 20 tilbake hydraulisk fluid fra den store siden A og leverer det tilbake til akkumulatoren 11. Dersom sylinderen 1 er en differensialsylinder vil de to pumpene 4, 20 pumpe ved samme rate, og således doble den maksimale slaghastigheten når det er den store siden A som er aktiv. In Figure 2, pump 4 is not connected to the accumulator 11 and will therefore have to draw all the fluid it pumps to the active cylinder side from the passive cylinder side. This creates an imbalance which is compensated for by a second pump unit 20 operating between the accumulator 11 and the hydraulic cylinder's large side A. In other words, when the first pump 4 pumps to the small side A, the second pump 20 withdraws hydraulic fluid from the large side A and delivers it back to the accumulator 11. If the cylinder 1 is a differential cylinder, the two pumps 4, 20 will pump at the same rate, thus doubling the maximum stroke speed when it is the large side A that is active.

Pumpene kan reguleres på to måter. I den første måten etterligner den andre pumpen 20 reguleringen av den store pumpen 4 slik at det oppnås en fast relasjon av strømninger. Denne strømningsrelasjonen skal passe til stemplets arealforhold så presist som mulig. Et avvik fra dette forholdet, slikt som oppstår ved lekkasje eller fabrikkeringstoleranser, kan tas hånd om ved for eksempel trykkavlastningsventiler eller antikavitasjonsventiler. I den andre måten kan systemet reguleres i et multi-input multi-output (MIMO) mønster, hvor pumpene individuelt reguleres, basert på en reguleringsalgoritme som vil være opplagt for fagpersonen. På denne måten kan sylinderen 1 ha to aktive kammere eller såkalte "oljefjærer" og vil derfor ha en større båndbredde for bedre ytelse av system regulering. The pumps can be regulated in two ways. In the first way, the second pump 20 imitates the regulation of the large pump 4 so that a fixed relationship of flows is achieved. This flow relation must match the area ratio of the piston as precisely as possible. A deviation from this ratio, such as occurs due to leakage or manufacturing tolerances, can be taken care of by, for example, pressure relief valves or anti-cavitation valves. In the second way, the system can be regulated in a multi-input multi-output (MIMO) pattern, where the pumps are individually regulated, based on a regulation algorithm that will be obvious to the professional. In this way, the cylinder 1 can have two active chambers or so-called "oil springs" and will therefore have a larger bandwidth for better performance of system regulation.

I tilfelle av kraftsvikt er systemet ifølge oppfinnelsen ment å gå inn i en "stille" operasjon ("fail-silent operation"). Sylinderen 1 fortsetter å bli drevet av det passive hiv-kompenseringssystemet 2, som gjør det nødvendig for det hydrauliske fluidet å ha mulighet for strømme til og fra sidene A, B av sylinderen 1 uten hjelp fra pumpene 4, 20. Denne funksjonen oppnås ved en bypass-ledning 22 fra akkumulatoren II rundt pumpen 20 til ledningen 21 som går fra den første pumpen 20 til den stør-re siden A av sylinderen 1, og en andre bypass-ledning 24 som forbinder de to sidene A, B av sylinderen. Bypass-ledningene 23, 24 er utstyrt med henholdsvis svitsje-ventiler 25 og 26, som normalt er lukkede. De vil svitsje til den åpne posisjonen ved kraftsvikt. Det "stille" systemet innbefatter også svitsje-ventiler 27a og 27b i ledningene som går fra den første pumpen 4 til henholdsvis sylindersidene A og B. Disse ventilene er normalt åpne og vil svikte i den lukkede posisjonen for å isolere pumpen 4 fra resten av kretsen for å forhindre at lekkasje fra pumpen tømmer akkumulatoren 11 under en lengre tids kraftsvikt. 1 utførelsesformen i Figur 2 er begge pumper 4, 20 utstyrt med en variabel over senter pumpe drevet med en elektrisk motor med fast hastighet. Imidlertid kan en eller flere av disse pumpene erstattes av en fast fortrengningspumpe med en has-tighetsregulert motor. Videre, akkumulatoren 11 kan erstattes av en trykksatt tank, hvor den ene eller begge pumpene kan nedsenkes for å forhindre behovet for et filter- og kjølesystem. De to pumpene kan koples seg i mellom mekanisk for å gjøre det mulig med energigjenvinning fra den ene pumpen til den andre. In the event of a power failure, the system according to the invention is intended to enter a "silent" operation ("fail-silent operation"). The cylinder 1 continues to be driven by the passive lift compensation system 2, which makes it necessary for the hydraulic fluid to be able to flow to and from the sides A, B of the cylinder 1 without the aid of the pumps 4, 20. This function is achieved by a bypass line 22 from the accumulator II around the pump 20 to the line 21 which goes from the first pump 20 to the larger side A of the cylinder 1, and a second bypass line 24 which connects the two sides A, B of the cylinder. The bypass lines 23, 24 are equipped with switch valves 25 and 26 respectively, which are normally closed. They will switch to the open position in the event of a power failure. The "silent" system also includes diverter valves 27a and 27b in the lines running from the first pump 4 to cylinder sides A and B respectively. These valves are normally open and will fail in the closed position to isolate pump 4 from the rest of the circuit to prevent leakage from the pump emptying the accumulator 11 during a longer power failure. 1 embodiment in Figure 2, both pumps 4, 20 are equipped with a variable over center pump driven by an electric motor with a fixed speed. However, one or more of these pumps can be replaced by a fixed displacement pump with a speed-regulated motor. Furthermore, the accumulator 11 can be replaced by a pressurized tank, where one or both pumps can be submerged to prevent the need for a filter and cooling system. The two pumps can be connected mechanically to enable energy recovery from one pump to the other.

Figur 3 viser et forenklet skjema av en andre utførelsesform for oppfinnelsen. I denne utførelsesformen erstattes den andre pumpeenheten og akkumulatoren med en fast fortrengningspumpe 28 driftet av en motor med variabel hastighet, hvor begge er nedsenket i en trykksatt tank 29 sammen med en bypass-ventil 25. Figur 2 viser også bypass-ledningene 23 og 24, sammen med svitsjeventilene 26, 27a og 27b. Som i Figur 2, er hovedpumpen en over senter pumpe. Dersom også denne pumpen skulle senkes ned i tanken 29 ville svitsjeventilene 26, 27a være overflødi-ge. Figure 3 shows a simplified diagram of a second embodiment of the invention. In this embodiment, the second pump unit and the accumulator are replaced by a fixed displacement pump 28 operated by a variable speed motor, both of which are submerged in a pressurized tank 29 together with a bypass valve 25. Figure 2 also shows the bypass lines 23 and 24, together with the switching valves 26, 27a and 27b. As in Figure 2, the main pump is an over center pump. If this pump were also to be lowered into the tank 29, the switching valves 26, 27a would be redundant.

Vi vil nå beskrive i mer detalj hvordan systemet reguleres. Reguleringssystemet 6 mottar signaler som indikerer stempelposisjon x så vel som signalene som indikerer pl, p2 på hver side av stempelet fra henholdsvis sensorer 17, 16a og 16b. Reguleringssystemet 6 har output av signaler som regulerer fortrengning av pumper 3, 20, for eksempel ved å regulere hastigheten på de elektriske motorene som driver pumpene. We will now describe in more detail how the system is regulated. The control system 6 receives signals indicating piston position x as well as the signals indicating pl, p2 on each side of the piston from sensors 17, 16a and 16b respectively. The regulation system 6 has the output of signals which regulate the displacement of pumps 3, 20, for example by regulating the speed of the electric motors which drive the pumps.

Figur 4 viser blokkdiagrammet for den indre sløyfen fra henholdsvis pumpestrøm Qpl og Qp2 til stempelposisjon. Figure 4 shows the block diagram for the inner loop from pump flow Qpl and Qp2 respectively to piston position.

Her er G benevning for den mekaniske overføringsfunksjonen fra input kraft til stempelposisjon, hvor G for eksempel kan forstås som et annengrads system i henhold til: Here G is the designation for the mechanical transfer function from input force to piston position, where G can for example be understood as a quadratic system according to:

hvor s benevner Laplace-operatoren, m er den ekvivalente systemlasten, 5 er den dimensjonsløse dempningskoeffisienten og co er systemets eigenfrekvens. where s denotes the Laplace operator, m is the equivalent system load, 5 is the dimensionless damping coefficient and co is the natural frequency of the system.

Det vi kan lære ut fra blokkdiagrammet er at begge pumpestrømninger Qpl og Qp2 påvirker begge trykk pl og p2 i stemplet. En måte å utføre MIMO-regulering på er å kople systemtilstandene fra inputene, slik at en input kun påvirker én tilstand. Avkoplingsligningene kan fås fra kontinuitetsligningene for begge kammere: What we can learn from the block diagram is that both pump flows Qpl and Qp2 affect both pressures pl and p2 in the piston. One way to perform MIMO regulation is to decouple the system states from the inputs, so that an input affects only one state. The decoupling equations can be obtained from the continuity equations for both chambers:

hvor Ql er lik Qpl og Q2 er lik Qp2 dersom den regulatorforespurte pumpestrøm-ningen passer til den leverte pumpestrømningen. VO er det såkalte dødvolumet for stempelet, |3e er den effektive fluidkompresjonsmodulen og pl og p2 er trykkene i henholdsvis kammer A og B. where Ql is equal to Qpl and Q2 is equal to Qp2 if the pump flow requested by the regulator matches the delivered pump flow. VO is the so-called dead volume of the piston, |3e is the effective fluid compression modulus and pl and p2 are the pressures in chambers A and B respectively.

Prikksymbolet indikerer endringshastighetene for trykkene med tid. Fra disse ligningene får vi avkoplingsligningene ved å løse for Ql og Q2: The dot symbol indicates the rates of change of the pressures with time. From these equations we obtain the decoupling equations by solving for Ql and Q2:

hvor indeksen "req" indikerer et kommandosignal fra en ytre reguleringssløyfe. Vi har da en indre sløyfe med avkoplingsregulator som illustrert i Fig. 5. where the index "req" indicates a command signal from an outer control loop. We then have an inner loop with a decoupling regulator as illustrated in Fig. 5.

Vi introduserer nå en enkel proporsjonal trykkregulator med regulatorforsterkning Kp, se Figur 6. Vi er nå i stand til å regulere kammertrykk pl og p2 uavhengig av hverandre. Imidlertid vil vi egentlig regulere noe annet, nemlig lasttrykket pL og det såkalte sumtrykket pS, hvor: We now introduce a simple proportional pressure regulator with regulator gain Kp, see Figure 6. We are now able to regulate chamber pressure pl and p2 independently of each other. However, we actually want to regulate something else, namely the load pressure pL and the so-called total pressure pS, where:

og Al er det store stempelarealet og A2 det mindre stempelarealet og hvor a er det såkalte arealforholdet. Variabel substitusjon i henhold til ligningene nedenfor fører til blokkdiagrammet i Figur 7. Ved anvendelse av dette skjema kan vi regulere både last- og sumtrykk uavhengig av hverandre. Lasttrykket tilsvarer en kraft - gitt et stempelareal dersom vi ser bort fra friksjon. Strekk eller vekt på borkroneregulering kan derfor gjø-res direkte gjennom et lasttrykk kommandosignal. Posisjonsregulering for aktiv hiv kan gjøres dersom vi anvender en posisjonsregulator som genererer et kommandosignal som regulerer lasttrykket, slik at: and Al is the large piston area and A2 the smaller piston area and where a is the so-called area ratio. Variable substitution according to the equations below leads to the block diagram in Figure 7. By using this form, we can regulate both load and total pressure independently of each other. The load pressure corresponds to a force - given a piston area if we ignore friction. Tension or weight on drill bit regulation can therefore be done directly through a load pressure command signal. Position regulation for active lift can be done if we use a position regulator that generates a command signal that regulates the load pressure, so that:

hvor Greg er en regulator-transferfunksjon som er egnet for den systemtypen som skal reguleres. Funksjonen Greg kan fås ved å benytte et antall modellbaserte re-guleringsmetoder, så som for eksempel IMC (Internal Model Control) eller tilsva-rende. Merk at vi nå har oppnådd en kaskaderegulering, hvor den ytre sløyfen bestemmes av lastens egenskaper, og den indre sløyfen bestemmes av aktuator-systemets egenskaper. På denne måten har vi oppnådd en avkoplet regulator, som gjør det mulig med modularisering av systemet, slik at for eksempel den samme aktuatoren kan benyttes i forskjellige applikasjoner, og at det derfor bare er nød-vendig at den ytre sløyfen må omdefineres. where Greg is a regulator transfer function that is suitable for the type of system to be regulated. The function Greg can be obtained by using a number of model-based regulation methods, such as for example IMC (Internal Model Control) or similar. Note that we have now achieved a cascade regulation, where the outer loop is determined by the characteristics of the load, and the inner loop is determined by the characteristics of the actuator system. In this way, we have achieved a decoupled regulator, which makes it possible to modularize the system, so that, for example, the same actuator can be used in different applications, and that it is therefore only necessary that the outer loop needs to be redefined.

Opp til nå har vi diskutert formålet med lasttrykket, så hva er hensikten med sumtrykket pS? Dersom vi velger en konstant verdi for sumtrykket pS får vi den høyest mulige verdien for eigenfrekvensen i systemet (gitt at pumperegulatoren er minst tre ganger raskere enn denne eigenfrekvensen pga. noen tommelfingerreg-ler): Up to now we have discussed the purpose of the load pressure, so what is the purpose of the total pressure pS? If we choose a constant value for the total pressure pS, we get the highest possible value for the natural frequency in the system (given that the pump regulator is at least three times faster than this natural frequency due to some rules of thumb):

hvor coh har blitt oppnådd for rene treghetslaster. Her er coh identisk med det for et ventilregulert system. Med andre ord, vi har oppnådd to aktive "oljekilder" gjennom MIMO-regulering, som ikke er mulig på annen måte. where coh has been obtained for purely inertial loads. Here, coh is identical to that for a valve-regulated system. In other words, we have achieved two active "oil sources" through MIMO regulation, which is not possible in any other way.

Regulering av pumpefortrengningen er fordelaktig sammenlignet med den mer konvensjonelle tilnærmelsen ved å regulere ventilåpningene ved pumpenes ut-ganger. Spesifikt, det oppnås en høyere eigenfrekvens for systemet (større båndbredde) som tilveiebringer en bedre reguleringsytelse. Regulating the pump displacement is advantageous compared to the more conventional approach of regulating the valve openings at the pumps' outlets. Specifically, a higher natural frequency of the system (larger bandwidth) is achieved which provides a better regulation performance.

Det vil forstås at oppfinnelsen ikke er begrenset til de eksempelvise utførelsesfor-mene som er beskrevet ovenfor, men kan varieres og modifiseres av en fagperson innenfor omfanget av de følgende kravene. Det vil også forstås at oppfinnelsen har løst mange av de problemene som er typiske ved tidligere teknikk. Således har oppfinnelsen gjort det mulig med vesentlige reduksjoner, for eksempel i størrelses-området 25 - 40 % med hensyn til vekt, pris og kraftforbruk. It will be understood that the invention is not limited to the exemplary embodiments described above, but can be varied and modified by a person skilled in the art within the scope of the following requirements. It will also be understood that the invention has solved many of the problems that are typical of prior art. Thus, the invention has made possible significant reductions, for example in the size range of 25 - 40% with regard to weight, price and power consumption.

Claims

1. A system for active heave compensation of a device, especially for use on board a floating structure, comprising at least one double-acting hydraulic cylinder (1) having a piston with a larger piston area on one side (A), and a piston rod and a smaller area on the other side (B), the piston rod is operatively connected to the device (2) to be heave compensated, a hydraulic power unit (3) to provide hydraulic pressure fluid to the hydraulic cylinder (1), a control unit (6) which regulates the supply conditions of the pressure fluid to the current active side (A) of the hydraulic cylinder (1), the hydraulic fluid is allowed in a co-current manner to leave the passive side (B, A) of the hydraulic cylinder, in which the hydraulic power unit (3 ) comprises a first pump unit (4) which, via respective channels (9a, 9b) is connected to the two sides (A, B) of the hydraulic cylinder (1) to thus form a hydraulic system in which hydraulic fluid lives t of the first pump unit (4) to the channel (9a, 9b) of the active cylinder side is at least partially extracted from the channel (9b, 9a) of the passive cylinder side, the regulation unit (6) regulates the output of the first pump unit (4) , and wherein the hydraulic system further comprises means (11, 12a, 12b) which compensate for the volumetric difference between the two sides (A, B) of the hydraulic cylinder (1), said means comprising a source (11) of pressurized hydraulic fluid, the first pumping unit (4) is arranged to draw all the fluid it pumps to the active cylinder side from the passive cylinder side, characterized in that said means which compensates for the volumetric difference between the two sides (A, B) of the hydraulic cylinder (1) further comprises a second pump (20) which is connected to the hydraulic cylinder (1) on the side (A) with the larger piston area and is arranged to pump hydraulic fluid back and forth between the side (A) of the hydraulic cylinder ) with a larger piston area and said hydraulic fluid source (11) to maintain fluid balance between the two sides of the piston.

2. System according to claim 1, in which at least one of the pump units (4, 20) comprises a continuously variable positive displacement pump (4) and a control pressure pump (15) which provides a stable pressure to the control block of the positive displacement pump (4).

3. System according to claim 1 or 2, in which the hydraulic cylinder is a differential cylinder (1).

4. System according to any of the preceding claims, wherein at least one of the pump units comprises a low-pressure pump (14) which feeds the source of pressurized fluid to compensate for any leakage from the system.

5. System according to one of the preceding claims, in which the hydraulic system comprises a bypass channel (24) which is arranged between the two sides (A, B) of the hydraulic cylinder (1) and equipped with a first shut-off valve (26) for opening when the system operates in passive mode, and the bypass channel (24) is simultaneously connected to the source of hydraulic fluid through a second shut-off valve (25).

6. System according to claim 5, in which the channels (9a, 9b) connecting the first pump unit (4) to the respective sides (A, B) of the hydraulic cylinder (1) each have a normally open shut-off valve (27a, 27b) which can be closed in the event of a passive operation or power failure.

7. System according to one of the preceding claims, in which the source of hydraulic fluid comprises an accumulator (11).

8. System according to one of claims 1-6, in which the source of hydraulic fluid comprises a pressurized tank (29).

9. System according to claim 8, in which the pump units (4, 20) are immersed in said pressurized tank (29), the shafts of the pumps being preferably connected together.

10. Use of a system according to any of the preceding claims as an addition to a passive heave compensation system for a crown block in a derrick, or for heave compensation of a running block-mounted drill string, a winch, a crane, an A-frame or a sub A frame.

11. Method for regulating the position of a differential piston in a double-acting hydraulic cylinder, the piston having a larger piston area on one side (A), and a piston rod and a smaller area on the other side (B), said method includes pump hydraulic fluid with a first displacement (Qpl) between the larger piston area side (A) and the smaller piston real side (B) using a first pump, characterized by the additional step of to pump fluid with a second displacement (Qp2) between the larger piston area side (A) and an accumulator or pressurized tank using a second pump to maintain fluid balance between the two sides of the piston, the pumps being regulated separately.

12. Method according to claim 11, in which the pumps are regulated by: including said first and second pumps in a control loop, said loop includes the first displacement (Qpl), the second displacement (Qp2) and the piston position (x) as input parameters , decouple system states from said input so that an input has influence on only one state, regulate first and second displacement inputs relative to a first pressure on the larger piston area side (A) and a second pressure on the smaller piston area side (B) to regulate first and second pressure independently of each other, obtain a load pressure and a total pressure from the first and second pressure by variable substitution, and choose a constant or operating state-dependent value for the total pressure.