用于控制负载运动的系统的制作方法

本发明涉及两个物体或机械组件(一个被称为“支撑件”且另一个被称为“负载”)之间的特定连接。支撑的目的是当负载经受各种应力、诸如其自身重量时限制其运动。通常在支撑件和负载之间遇到的连接是刚性的或可变形的。可变形连接大部分是弹性的，即链接力取决于连接构件的伸长量，因此它们被称为悬架。例如，当汽车(负载)借助于其车轮(支撑件)在不平坦的地面上移动时，悬挂装置通过变形允许车轮跟随地面的不平整，而不会使汽车乘坐过度颠簸。然而，减震器的变形导致悬挂力的变化，并且质量仍然先验地未改变的汽车因此经受或多或少的舒适的垂直加速度。然而，由于这些悬挂力提供的弹性回复功能，其变化仍然是必要的，这是悬架的关键功能，其中负载可由于动态现象而显著变化。

悬挂问题有所不同的一个领域是浮动海运单元。实际上，当水深对于要设置在海底上的单元而言太大时，支撑件(船舶或平台)必然是浮动支撑件，并且因而其经历各种不可控的运动，特别是由于波浪运动造成的升沉。负载可以简单地从浮子垂挂并伴随其运动，因此可以由于其惯性或对其垂直运动的防水性而产生唯一的悬挂力变化。负载也可以或多或少地链接到海的底部处的固定点。因此，悬挂力需要尽可能恒定，无论浮子的位置如何，以防对负载的最脆弱元件造成昂贵的损害。因此可以有两种类型的解决方案：

1.要么操作在时间上受限并且负载不是太大。这是例如当从正在经历大量隆起的船舶在海底上铺设几吨的负载时的情况。最有效的解决方案是提升系统的动态控制，该提升系统供应或耗散当支撑件移动时将负载维持基本上静止所需的能量。这因此被称为“主动补偿”，并且当支撑件以米的数量级进行运动时，负载运动公差性能可以是厘米的数量级；

2.要么负载非常高，永久或过长的操作时间。因此，对于主动补偿所需的能量的成本变得过高。这是将海下井头连接到浮动平台持续10年至20年的垂直管道(立管)，或者将钻柱部分地铺设在由钻井船钻井几天或几周的井的底部上的情况。被称为“被动补偿”的常规解决方案在于液压气动缸，换句话说，空气弹簧。这些系统不消耗能量，它们使得能够进行大的垂直运动(几米)，它们具有几乎线性的特性(力-伸长率曲线)，并且它们允许根据空气罐的体积和压力的多种情况。性能在作为运动的函数的悬挂力的变化中测量，并且它们极大地依赖于在高压下可用的空气量。因而，为了补偿在经受7米到8米的幅度(25英尺)的波浪的船舶上钻井时300吨的量级的钻柱，即为了将钻头上的重量的变化限制到或多或少总悬挂重量的2％，即大约6吨，需要具有超过40立方米的在200巴的空气储备量。

在文献US-5,520,369(FR-2,575,452)中描述了旨在用于海上钻井操作的改善的被动补偿系统，其中在上述示例中提及的所需空气体积已经通过补充液压气动缸的努力的特定几何形状的提升系统索道的实现而减少了大约一半。

在实践中，分配给水下工作的船舶和平台通常装备有两个系统，并且如果需要，则船舶和平台以补充和同时的方式使用两个系统。然而，有源系统的有限容量和操作成本激起为无源系统寻求更多的性能和精度。

本发明的目的是进一步改善该被动补偿构思并可以扩展其应用领域。

因而，本发明涉及用于控制负载P的相对运动的系统，该系统包括行程C的纵向动作的并且具有两个端部的至少一个主阻尼装置，端部中的一个连接到框架且另一个连接到负载。该系统包括包含具有两个端部的、纵向动作的至少一个次级阻尼装置的补偿设备，端部中的一个固定到所述框架且另一个端部连接到与负载相连的主阻尼装置的端部，并且所述次级阻尼装置以以下方式布置，在行程C的一个点处，次级阻尼装置在与所述运动的方向正交的方向上具有动作。

纵向动作的阻尼装置可以具有弹簧气缸、液压缸或气动缸型，或它们的组合。

行程C可以至多对应于所述气缸的杆的长度。

至少两个次级阻尼装置可以相对于所述主阻尼装置的轴线对称地布置，使得当至少两个次级阻尼装置与运动轴线正交时，其动作彼此抵消。

正交点基本上可以在行程C的中间。

纵向动作的次级阻尼装置的端部中的一个可以通过铰接系统连接到与负载相连的主阻尼装置的端部。

有利地，铰接系统包括连接杆。

根据一实施方案，铰接系统包括第一连接杆和第二连接杆，第一连接杆的一端紧固到与负载相连的主阻尼装置的端部，第二连接杆包括相对于第一连接杆的第二端的第一铰接端和相对于框架的第二铰接端，第一连接杆和第二连接杆之间的铰接部紧固到与主阻尼装置连接的次级阻尼装置的端部。

可替代地，铰接系统包括第一连接杆和第二连接杆，第一连接杆的一端紧固到连接到负载的主阻尼装置的端部，第二连接杆包括相对于第一连接杆的第二端的第一铰接端、相对于框架的铰接部和紧固到连接到主阻尼装置的次级阻尼装置的端部的第二端。

次级阻尼装置的纵向运动可以在相对于主阻尼装置的运动方向的固定方向上。

本发明还涉及浮动支撑升沉补偿器，其包括根据上述的负载运动控制系统。

在补偿器中，主阻尼装置可以由基本上平行于负载的方向的至少两个转向缸组成。

主阻尼装置和次级阻尼装置可以由液压缸组成。

主阻尼装置和次级阻尼装置可以包括用于独立地调节其液压压力的独立的液压气动装置。

本发明的其它特征和优点将通过阅读下文通过参考附图的非限制性示例给出的实施方案的描述变得清楚，其中：

-图1a-图1d示意性示出了具有组合的T形压缩弹簧的被称为“等力”(isodyne)的补偿器，

-图2a-图2d示意性示出了具有组合的弹簧和连接杆的“等力”补偿器，

-图3示出了具有3个T形弹簧的等力补偿器的响应的示例，

-图4示出了具有弹簧和连接杆的等力补偿器的响应的示例，

-图5a-图5c示意性示出了具有处于三个位置的液压气动缸的等力补偿器，

-图6示出了具有3个T形弹簧的液压气动等力补偿器的响应的示例，

-图7a-图7c示出了具有组合的气缸和连接杆的等力补偿器，

-图8示出了具有用于不同负载情况的3个T形气缸的气动等力补偿器的理论行为，

-图9示出了具有组合的气缸和连接杆的气动等力补偿器的理论行为，

-图10示出了具有用于不同负载情况的气缸和连接杆的气动等力补偿器的理论行为，

-图11a、图11b和图11c示意性示出了液压气动等力补偿器在浮动支撑件上的提升系统的应用，

-图12a、图12b、图12c和图12d示意性示出了具有包括两个连接杆的铰接系统的所谓“等力”补偿器，

-图13a、图13b、图13c和图13d示意性示出了具有包括两个连接杆的铰接系统的所谓“等力”补偿器的变型实施方案，

-图14示出了包括两个连接杆的铰接系统的几何参数化，

-图15a至图15e示出了包括根据图13的变型实施方案的“等力”补偿器的升沉补偿器，

-图16示出了具有包括根据图13的变型实施方案的两个连接杆的铰接系统的等力补偿器的理论行为，

-图17示出了包括根据本发明的等力补偿器的等压补偿器，

-图18示出了包括根据本发明的等力补偿器的悬架系统，以及

-图19示出了对于装备有“等力”补偿器的悬架，作为升力的函数的行程的不同刚度的曲线。

根据本发明，由弹性弹簧产生的力基本上与其变形(偏转量)成比例。因此，其在两个极端值(最小值和最大值)之间或多或少线性地变化。所寻求的恒定值(设定点)位于这些极值之间，例如在中间。为了在整个行程(最大-最小)维持相同的设定点值，需要向主弹簧的力增加互补力或从主弹簧的力减去互补力，该互补力基本上与从对应于设定点力的位置(这里例如在中点处)偏转的偏差成比例。

由本发明提供的第一解决方案在于布置一个或多个侧向弹簧，其具有与主弹簧的一端共点(concurrent)的轴线，并且垂直于该主弹簧的轴线用于设定点值。此类补偿的原理可以用图1中描述的示例更好地理解。四个图1a、1b、1c和1d示出了在移动点M的四个位置中的设备。图1b被称为设定点图，其中没有来自侧向的辅助弹簧或次级弹簧的合力作用在点M上。主弹簧施加力Fp₀。在说明书的其余部分和所有描述的实施方案中，术语“弹簧”表示阻尼装置，其可以采取弹簧气缸、液压缸、气动缸或类似系统，或此类气缸的组合的形式。

当主压缩弹簧1被压缩到其最小长度Lp_最小时，主压缩弹簧1提供力Fp_最大(图1a)，并且当它被扩张到其最大长度Lp_最大时提供力Fp_最小(图1d)。在行程C的中途，力的值是设定点值Fp₀(图1b)。图1c示出了在由值x指示的行程的任何点处的操作，并且该力由下式评估：

F_p＝F_p0-K_px

其中K_p是主弹簧的刚度。

被称为次级的两个相同的压缩弹簧2、3对称地布置在主弹簧轴线的两侧。它们具有铰接在主弹簧1的移动端M上的公共移动端，并且它们的固定端4、5铰接在与主弹簧相同的支承结构上。这些弹簧沿着与主弹簧的轴线垂直的轴线、在其行程的中途以距离B对准(图1b)。对于所有其它位置，它们的力的合力的垂直分量加到主弹簧的力，用于行程的上半部，并从主弹簧的力中扣除，用于行程的下半部。使用与主弹簧的符号类似的符号，然后我们可以写出：

F_s＝F_s最大-K_s(L_s-L_s最小)

其中：

合力P或系统的升力被写为如下：

P＝F_p+2F_ssinα

其中：

即最终：

因此，“等力”补偿(即在恒力下)相当于选择允许如果不是满足以下等式，则至少在行程的最大可能部分上最小化以下等式第一项的量和参数。

在实践中，强加了弹簧的特性。然而，仍然可以向其添加可调节长度的延伸部或连接部，或者将它们串联或并联组合。变量x受主弹簧的行程限制，并且量B决定次级弹簧的倾斜度。

确定参数集的方法可以是使用计算机模型的优化，其允许在快速查看结果时探索大量组合。

在不脱离本发明的范围的情况下，可以改变次级弹簧的数量或布置，例如通过机械引导件来承受它们的力的水平分量。

从机械上相当接近的第二解决方案在于，在主弹簧的移动端M和次级弹簧S1和S2(图2a)的移动端之间插入铰接的连接杆。然后，为了平衡各个力，需要通过适当引导件(垂直于主弹簧轴线)来承受连接杆小端的力。图2a-图2d示出了该解决方案，其中次级或辅助弹簧相对于与主弹簧轴线正交的方向不倾斜，但总是通过长度L_b的连接杆6、7的动作和适当的引导件沿着相同的轴线压缩和扩张。

弹簧的力被写为如下：

F_p＝F_p0-K_px

F_s＝F_s最大-K_s(L_s-L_s最小)

其中：

连接杆的平衡意味着其压缩Fb的水平Fb_h分量和垂直Fb_v分量通过下式相关：

F_bv＝F_bh tgα

其中Lb为连接杆的长度：

并且在行程的任何点处：

F_bh＝F_s

且：

P＝F_p+2F_bv

然后对于升力P的表达被写为如下：

“等力”补偿在行程的最大可能部分上相当于满足等式：

对于x非零，后者等式可以简化为：

因而，看起来至少在静态域中存在至少一个“理想”补偿解决方案：它是任何集的量和参数，诸如：

和

这将在整个行程上提供理论上理想的等力补偿。

在该实施方式中，可以在不脱离本发明的范围的情况下改变次级弹簧的数量或布置，例如通过用定位在两个连接杆小端之间的拉伸弹簧代替两个对抗的压缩弹簧并产生相同的力。

从机械上比较接近第二解决方案的第三解决方案在于，在主弹簧的移动端M和次级弹簧S1和S2的移动端之间插入铰接系统(图12a)。根据图12a至图12d所示的实施方案，每个铰接系统包括分别相对于彼此铰接的两个连接杆8和9以及10和11。第一连接杆9(或11分别)包括紧固到与负载相连的主弹簧1的端部的一端和相对于第二杆8(或10)的第一端的第二铰接端。第二连接杆8(或10)包括相对于第一杆的第二端的铰接端和相对于框架的第二铰接端13(或15)。链接到主弹簧的次级弹簧2(或3)的端部紧固到第一连接杆9(或11)和第二杆8(或10)之间的铰接部12(或14)。该解决方案的主弹簧1和次级弹簧2相对于框架布置和安装，与它们在第一和第二解决方案中的布置和组装相同。图12a-图12d示出了该解决方案，其中次级或辅助弹簧相对于与主弹簧轴线正交的方向不倾斜，但是它们总是通过长度L_b的连接杆8、9、10和11的动作和适当的引导件沿着相同的轴线压缩和扩张。

对于该第三解决方案，铰接的连接杆系统更轻且更容易构建。杆小端的轨迹是圆的弧，并且由次级弹簧施加的力的施加点可以移动或用作杠杆，以减小组件的尺寸或降低组件的重心。

在该实施方式中，可以在不脱离本发明的范围的情况下改变次级弹簧的数量或布置，例如通过用定位在两个连接杆小端之间的拉伸弹簧代替两个对抗的压缩弹簧并产生相同的力。

从机械上比较接近第三解决方案的第四解决方案在于，在主弹簧的移动端M和次级弹簧S1和S2的移动端之间插入铰接系统(图13a)。根据图13a至图13d所示的实施方案，每个铰接系统包括分别相对于彼此铰接的两个连接杆8和9以及10和11。第一连接杆9(或11分别)包括紧固到与负载相连的主弹簧1的端部的一端和相对于第二杆8(或10)的第一端的第二铰接端。第二连接杆8(或10)包括相对于第一杆的第二端的铰接端、相对于框架的铰接部13(或15)和紧固到次级弹簧2(或3)的第二端。铰接部13(或15)不对应于杆8(或10)的端部，并且铰接部13(或15)定位在两个端部之间。该解决方案的主弹簧1和次级弹簧2相对于框架布置和安装，与它们在第一和第二解决方案中的布置和组装相同。图13a-图13d示出了该解决方案，其中次级(或辅助)弹簧相对于与主弹簧轴线正交的方向不倾斜，但是它们总是通过长度L_b的连接杆8、9、10和11的动作和适当的引导件沿着相同的轴线压缩和扩张。

对于该第四解决方案，铰接的连接杆系统更轻且更容易构建。杆小端的轨迹是圆的弧，并且由次级弹簧施加的力的施加点可以移动或用作杠杆以减小组件的尺寸或降低组件的重心。

在该实施方式中，可以在不脱离本发明的范围的情况下改变次级弹簧的数量或布置，例如通过用定位在两个连接杆小端之间的拉伸弹簧代替两个对抗的压缩弹簧并产生相同的力。例如，人们可以考虑将两个对称的连接杆小端与横向拉伸弹簧连接，从而在第一连接杆9和11中产生期望的压缩。此类拉伸弹簧的端部可以在第一杆和第二杆上的任何地方，只要它们关于垂直轴线对称。根据另一示例，次级压缩弹簧可以用链接第二杆的第二端的单个弹簧代替。根据另一变型实施方案，线性次级弹簧可以用拉伸弹簧或弯曲弹簧或棒来代替，从而控制杆绕框架周围的铰接部的旋转。

对于第三和第四解决方案，关于前两个解和根据图14的几何参数化可执行力的计算。图14对应于图13a-图13d的解。主弹簧的力是：F_p＝F_p0-K_px，其中Fp₀是中点处的标称力，并且Kp是刚度。

由次级弹簧在点B处产生的力F_s的水平分量F_sh在两个连接杆的铰接点12或14处提供相反的水平力强度其中n是第二杆8或10与框架和次级弹簧之间的铰接部的长度，并且m是第二杆8或10与框架和第一杆9或11的铰接部之间的长度。连接到负载的主弹簧端被限制为垂直线，该力引起杆BC的压缩。根据点C的位置，并且因此根据杆BC相对于水平的倾斜度，该互补力被向上或向下引导，或者当杆BC是水平时，该互补力为零。

对于C的每个位置的互补力的计算分别基于三角形ABC和APT的解，通过广义的毕达哥拉斯定理或余弦定律，提供角度α和θ的值以及长度PT允许力F_s是已知的。

如果我们首先提出：和AC²＝h²+e²，我们可以写出以下等式：

和

并且最后：

F_s＝F_s最大-K_s(PT-PT_最小)

其中：

·Fs_最大是次级弹簧的最大压缩，其对应于长度PT的最小PT_最小，即当连接杆BC是水平时，

·K_s是次级弹簧的刚度。

因而，垂直互补力为：

最终，系统的总升力通过将主弹簧的力加到由此计算出的互补力来获得：

F＝F_p+F_sv

实施例：

1：带有3个T形弹簧的补偿器：

通过根据图1a-图1d的布局布置市售弹簧，可以对设备的行为进行建模。为本实施例选择的(压缩)弹簧具有以下特性：

主弹簧

中等弹簧Olma T2 56 90 500

侧向弹簧

轻弹簧Olma T2bis 56 84 400

指数a、b和c分别表征每个弹簧的行程的50％、63％和80％的值。图1a中的距离B是次级弹簧的最小长度L_s最小和表示杆端与轴承的值E的总和(这里分别为177mm和76mm，即对于B为253mm)。

对于500daN(单位：十牛)的主弹簧上对应于其偏转量的一半的标称负载(Fp₀，设定点)，图3的图表示出了设备的行为。曲线CS示出了设定点，曲线RPS是单个主弹簧的响应，并且曲线RC是根据图1a-图1d的补偿的响应。在行程C的宽的中心范围(即大约100mm)上，升力F在大约500daN(单位：十牛)处几乎恒定。在行程的端部，系统示出了小的刚度，从而提供约100daN(单位：十牛)的最小弹性回复。作为抗振过滤器或甚至抗震过滤器的应用可以证明是有趣的。

2：带有弹簧和连接杆的补偿器(图2a-图2d)：

使用与上述实施例中相同的主弹簧和根据图2a-图2d的构造的与176mm长的铰接连接杆相关联的较轻的侧向弹簧，获得以下行为：

侧向弹簧

轻弹簧Olma T2bis 45 68 250

其中在图4中可以观察到改善的效果，因为在500daN(单位：十牛)的恒定负载F下的行程已经从100mm(图3)增加到150mm。

另一方面，“理想”补偿更难以仅从目录特性获得。对于“定制”弹簧，将可以更容易地更接近它，特别是只要刚度值在整个行程中仍然恒定并且它们不随时间改变。

3：带有气动缸或液压气动缸的补偿器(图5a-图5c)：

目录或甚至定制弹簧的缺点是限于单一且比较窄的负载范围。另一方面，气动缸或液压气动缸可以通过简单的压力调节有利地适应于负载，并通过变化气缸中的体积变化与系统连接到的气体的总体积的比率来获得刚度。由于其通常是压缩空气，其不是相当理想的气体，通常容许用于相关压力P与体积V的公式为：

P.V^γ＝常数

其中空气：γ＝1.4。

因此，气动缸的响应不像螺旋弹簧的响应那样是线性的。其“刚度”沿行程略微变化。

图5a-图5c的布局是通过用此类气缸代替图1a-图1d的弹簧而获得的。次级或辅助气缸连接到液压回路P₂V₂，主气缸连接到第二回路P₁V₁。因而，液压压力设置是独立的。

实施例基于由于波浪运动引起的波动的升沉的应用。下表给出了单元的主要尺寸：

最大负载为454吨(1百万磅：1000Klbs或Kips(Klbs/Kips为单位：千磅))，并且7.62m(25ft(单位：英尺))的最大行程对应于该类型的气缸的常规长度。存在2个主气缸(N)和4个次级气缸(n)。图6的图表示出了补偿器的行为。曲线CS表示设定点，曲线VVS表示具有单个主气缸的响应，并且曲线VC表示具有根据图5a-图5c的补偿的响应。整个7.62m长的行程C以454吨下的几乎恒定的升力行进，最大差值的绝对值为2.623吨，即设定点值CS的0.58％。

通过变化每个回路的压力，可以用相同的装备来补偿任何较低负载的情况的升沉，如下表和图8的图表所汇总的。

4：带有气动缸或液压气动缸和连接杆的补偿器(图7a-图7c)：

图7a-图7c的布局是通过用此类液压气动缸代替图2a-图2d的弹簧而获得的。

负载情况和行程与前面的实施例相同。下表给出了主要尺寸：

主气缸杆的直径已经减小了4mm，并且空气的体积V1显著地从22.3m³减小至14.9m³，并且V2从5.0m³减少至0.197m³。图9的图表示出了补偿器的行为。曲线CS表示设定点，曲线VVS表示具有单个主气缸的响应，并且曲线VC表示具有根据图7a-图7c的补偿的响应。最大差值为1.272吨，即设定点值的0.28％。理论上的理想补偿非常接近，但在任何情况下，由于气动响应的非线性造成它是虚假的。

下面的汇总表和图10的图表通过类似地扫描如前面的实施例中的负载情况来获得。

图11a、图11b和图11c示出了根据本发明的设备应用于负载提升系统，例如由浮动单元支撑的钻机。无论浮动支撑件随着汹涌的移动如何，各种操作，钻井(在钻头上施加恒定重量)、立管拉伸、井口处理，需要控制负载P的移动。将根据本发明的设备并入升沉补偿系统中允许控制的优化。图11b示出了在中间行程处的位置，其中通过杆6、7连接到定滑轮的次级气缸不与主气缸互补地起作用。图11a示出了补偿系统在上部位置中的位置，其中借助于杆增加由次级气缸提供的力。图11c示出了在下部位置中的系统，其中借助于杆减去由次级气缸提供的力。考虑到缆索长度保持，通过如现有技术中的索道，从其中基本上恒定的负载P被悬挂的定滑轮相对于底部实际上仍然静止。

在图11a中可以看出，每个主和次级气缸系统具有独立的静压控制装置(P2V2和P1V1)。

当然，如上所述，连接杆的使用不是系统的，但是它极大地促进将根据本发明的系统并入常规补偿器中，例如在文献US-5,520,369中所述的补偿器。

5：带有气动缸或液压气动缸和连接杆的补偿器(图15a-图15e)：

将该第四解决方案应用于常规的海上钻井船舶或平台，即使用作用在桅顶处的定滑轮上的绳索绞盘和液压气动缸，可以相当简单地进行。实际上，升沉补偿器的铰接棒系统已经用于例如在常规升沉补偿器中在整个行程中保持缆索长度，特别是如文献US-5,520,369中所述。图15a至图15e示出了对于25ft(英尺)长行程(7.62m)(仅液压气动回路不是按比例的，图15a至图15e示出一半升沉补偿器，另一半通过对称推导)的此类实施方案的原理。图15a至图15e示出了主气缸1和次级气缸2在升沉补偿器的上部滑轮的整个行程C上的移动。

此类系统的升力的计算类似于上面详细描述的机械弹簧的计算，刚度K_p和K_s由在每个点处通过“多变”公式PV^γ＝常数计算的气动等值代替。

与454吨×7.62m(1000千磅×25ft(英尺))的常规情况有关系的优化导致了表1和图16的图表中详细描述的理论结果。

表1-实施例5的数据

对于图14和图15的符号，以及D为主气缸杆的直径，NVP为主气缸的数量，SP为主气缸的总截面，d为辅助气缸杆的直径，NVA为辅助气缸的数量，SA为辅助气缸的总截面，NP为行进滑轮的滑轮数量，并且TC为缆索张力。

图16的图表示出了补偿器的行为。以虚线形式的曲线CS示出了设定点，曲线VVS是仅具有垂直主气缸(V1)的响应，曲线LVV是垂直主气缸的线性(理论)响应，并且以实线形式的曲线VC是具有根据图15a-图15e的补偿的响应。

与悬挂重量设定点的最大绝对偏差为1.384吨，即负载的0.305％。因而，如果我们将其与现有技术相比较，其最佳结果相当于在2％或更多的量级上，则该设备是有效的。

根据该实施方案的设备的主要优点还在于，在所需的高压下减少空气的总体积。最佳的现有实施方案在高压(210巴)下需要15m³至20m³的空气，而本实施例仅需要相同量级的压力的6m³的主体积(V1)和400升用于辅助回路(V2)。

此外，可以注意到，仅在中间行程处主气缸的升力略低于设定点值。实际上，这意味着连接杆BC在精确的中点处不是水平的。在主气缸的零行进处执行的最大压力P1的调节未因此受到影响。另一方面，通过水平放置杆BC获得的压力P2的最大值稍微高于中间行程值(这里大约0.5巴)，这被认为是开始优化的最大值。这个细节需要在尺寸上考虑。

应用

1.如上所示的各种实施例所述，用于控制负载(根据上述本发明的变型实施方案中的任一个)的相对运动的系统(也被称为“等力”补偿器)可以集成在在浮动结构上使用的升沉补偿系统。例如，等力补偿器可以集成在如文献US-5,520,369中所述的常规补偿器中。在图11a-图11c和图15a-图15e中示出了在升沉补偿器中的集成的两个实施例。在升沉补偿器中使用根据本发明的等力补偿器能够优化被动负载运动控制。

对于升沉补偿器，框架对应于浮动单元。对于该应用，主阻尼装置可以由基本上平行于负载的方向(基本上垂直)的至少一个，优选至少两个转向缸组成。此外，在升沉补偿器中，主阻尼装置和次级阻尼装置可以包括液压缸。而且，主阻尼装置和次级阻尼装置可以包括用于独立地调节其液压压力的独立的液压气动装置。

2.根据本发明的运动控制系统(等力补偿器)也可以应用于等压压力补偿器。实际上，需要保护包含可能经历体积变化(热扩张或收缩、化学反应等)的一种或多种流体的任何不可变形的外壳(壳体、筒、管、回路等)，以防止引起的压力变化，这些压力变化都是更大的，因为流体几乎不可压缩。

该保护主要在于使外壳与气体体积连通，该气体体积比所考虑的并且通过膜或活塞通常与其隔离的流体显著地更可压缩，并且因而限制了压力变化的幅度，以便将所述压力包含在由外壳可允许的极限内。被称为压力贮存器的设备受到气体体积的限制，气体体积本身构成经受与主外壳相同的应力的第二外壳，并且由于该体积需要都是更大的，因为压力变化幅度是有限的。良好设计的压力贮存器防止对外壳的破坏，并且其能够将流体保持在其中，但是其尺寸和压力相关的管理要求(定期检查)限制了其使用，特别是在昂贵的或危险流体情况下。然而，该保护在不可控扩张(化学反应失控、火灾等)的情况下不是绝对的。

通常使用的另一种类型的保护在于，一达到压力极限，就通过破裂盘或阀门将外壳打开到外部。此类装备是对外壳的破坏的绝对保护，但是排出的流体损失了，并且通常由外壳所实现的功能至少需要重新启动(化学反应器的情况)。因此，该类型的保护优选用于便宜的流体(水、空气等)以及用于在重新启动之前临时停止不太过分不利的情况。

本发明应用于包含可能经历体积变化的一种或多种流体的外壳的保护可以根据图17的图表相当简单地实现。区段A的气缸连接到填充有处于压力P下的流体的外壳16。在气缸内在一段长度上滑动的密封活塞17将外壳内的流体与外部隔开。根据本发明的等力补偿器将所述活塞17相对于外壳16连接到固定框架。等力补偿器可以根据图12所示的第三解决方案形成，即具有主弹簧1、次级弹簧2，次级弹簧2通过包括两个连接杆8和9的铰接系统链接到主弹簧1。因而，由等力补偿器施加在活塞上的力几乎恒定，在外壳内存在的压力P仅仅受到引起活塞在一个方向或另一个方向上移动的内部流体的体积变化的非常轻微的影响。此类补偿器还可以装备有允许检测内部流体的任何体积变化的活塞位置传感器。此类检测允许例如在没有任何压力条件改变的情况下更好地控制外壳内的化学反应的演变，或者以非常低的流速识别流体损失或增益。

最终，该设备还可以用作脉动阻尼器，例如用于活塞泵，或者用作临时机械能量贮存器。对于后者使用，存储的能量是活塞位移与装备传递的恒力的乘积。优点是在整个活塞行程中具有相同的力，这允许例如利用独立于贮存器的“填充”水平的油压来致动液压马达。同样，如果使用相同的液压马达(可逆的)作为泵，也在恒定压力下发生填充。对于单个压力优化的装备因而在整个使用范围上具有最大效率，并且瞬时功率，无论是存储还是抽出，理论上仅取决于可能的油流速。可以的应用是从车辆恢复制动能量，其中可用瞬时功率容量高于能量本身的总量。

3.根据本发明的负载运动控制系统(“等力”补偿器)还可以用于车辆悬架系统中。实际上，根据悬架的两个主要特性，通过可变形连杆(悬架)从支撑件悬挂的质量M对支撑件的脉冲或振荡做出反应：刚度K，其确定根据变形幅度所施加的力，以及阻尼系数C，其确定取决于变形率的附加力。

M和K定义系统的本征频率或谐振频率，其写为：

悬架的主要功能是过滤支撑件的振荡，对于K选择最小值，使得本征频率相对于所述振荡预期的频率尽可能低。然而，K必须足以防止悬架达到其停止，例如在高的附加动态力的情况下。由于通常不可以修改K(螺旋弹簧、橡胶块等)，所选择的值是冲突的各约束之间的折衷，并且使大多数悬架适应于各种支撑应力条件(频率、动态效应等)仅通过变化阻尼系数来实现，其使用液压回路相对容易调整，其中流体被迫通过可变区段的孔口。

本发明的原理允许相当容易地在悬架的整个行程(冲程)上连续地调节期望的刚度。图18示出了包括根据图13a-图13d中所示的第四解决方案的等力补偿器的车辆悬架。等力补偿器布置在车轮19和车辆18的框架(例如车辆的底盘)之间。如图19所示，可以简单地通过将杆8的杠杆的长度从零值(无补偿)变化到最大值(等力补偿)来调整连接杆9的压缩，并且因此调整悬架的整体弹性响应。通过修改杠杆臂和/或行程以及因此例如通过杆8的可调节长度Lr来修改次级弹簧2的可能的力的范围，可以获得等同的结果。

图19示出了示出对于不同厚度K的、根据以吨为单位的升力F的行程C的变化的几条曲线。杠杆长度值n与每个刚度K相关联(参见图14)。这些曲线对应于0.5吨悬挂质量和500mm冲程。根据该实施例，此类设备的刚度可以设定在2daN(单位：十牛)/mm(仅主弹簧)和0.001daN(单位：十牛)/mm之间，即大约1克/mm(等力悬架)。可以注意到，只有对应于最大刚度的曲线是直线。其它曲线的轻微变形是由于铰接棒系统的几何形状，其不可接近具有用于连接杆小端的横向导向件的初始解决方案的平衡。

其它调节是可以的，特别是枢轴A和主弹簧行程最小值之间的距离。因此，效果是围绕可以变化刚度的升力值。直到一定限度，可以使悬架适应中值的±30％的变化。