柴燃聯(lián)合動力裝置非對稱主機推進工作制的仿真研究

黃斌，呂幫俊，向前，彭利坤

1海軍工程大學動力工程學院，湖北武漢430033

2武昌工學院計算機工程系，湖北武漢430065

0 引 言

艦船柴燃聯(lián)合動力裝置（CODOG）有2種運行模式：一是正常運行模式，即巡航時采用雙軸柴油機推進，高速時采用雙軸燃氣輪機推進；二是非正常運行模式，即采取單軸柴油機推進、單軸燃氣輪機推進或雙軸一臺柴油機一臺燃氣輪機（以下稱“一柴一燃”）非對稱主機推進。鑒于艦船使命任務(wù)的特點，日常訓(xùn)練中動力裝置使用頻繁，且強度大、故障率高，或因作戰(zhàn)破損導(dǎo)致發(fā)生故障，故經(jīng)常會啟用非正常運行模式，這也是軍艦與民船最顯著的差別之一。

在艦船發(fā)生作戰(zhàn)破損或故障的情況下，對于非正常運行模式使用的調(diào)距槳（CPP）螺距和主機轉(zhuǎn)速匹配的聯(lián)控曲線，設(shè)計部門一般無法提供，而是由軍方自行研究。文獻［1］對某四機雙槳全柴（CODAD）推進系統(tǒng)的單機和三機工作制進行了研究，提出了相應(yīng)的“一機一槳”聯(lián)控曲線，取得了較好的效果。而對于CODOG推進系統(tǒng)，由于主機采用柴油機和燃氣輪機2種不同的機型，所以在非正常運行模式下，通常采取如下方式：低速時使用柴油機單軸推進，中速時使用燃氣輪機單軸推進，高速時使用一柴一燃工作的非對稱主機雙軸推進方式；若某臺燃氣輪機發(fā)生故障或失效而又要求高速航行時，則必須采用一柴一燃非對稱主機推進模式。雖然燃氣輪機單軸推進也能保證艦船以較高的航速航行，但此時不僅有另一軸的拖槳阻力，還存在偏航修正航向產(chǎn)生的舵附加阻力，而且中、高速航行時產(chǎn)生的拖槳阻力和舵附加阻力均較大。對于一柴一燃非對稱主機推進模式，它不僅可消除另一軸的拖槳阻力，還可減小舵附加阻力，最主要的是它還有另一軸的柴油機可提供額外的推進功率，故在上述情況下可確保一柴一燃非對稱推進主機模式所獲得的航速好于燃氣輪機單軸航行所獲得的航速。而有關(guān)一柴一燃非對稱主機推進模式的研究在國內(nèi)尚屬首次。

本文將對CODOG動力裝置的非對稱主機推進工作制進行研究，通過建立CODOG推進系統(tǒng)仿真模型，計算一種柴、燃非對稱主機推進模式的最佳“機—槳”匹配性能，其結(jié)果可為CODOG動力裝置在此運行模式下制定應(yīng)急工作制提供理論依據(jù)。

1 數(shù)學模型

圖1所示為本文研究的某四機雙槳推進系統(tǒng)，包括2套對稱的CODOG動力裝置結(jié)構(gòu)（左、右舷布置）。按照模塊化建模思想［2-3］，首先建立CODOG推進系統(tǒng)各部件的數(shù)學模型，然后運用Simulink仿真軟件建立各部件對應(yīng)的模型，并進行封裝。最后，根據(jù)各部件模塊之間的運行參數(shù)和力參數(shù)的關(guān)聯(lián)，將其集成為CODOG推進系統(tǒng)的整體仿真模型。

1.1 柴油機仿真模型

柴油機仿真模型包括3個部分［4-5］：柴油機調(diào)速器模型、柴油機功率—力矩計算模型和柴油機負荷限制模型。柴油機功率—力矩計算模型的依據(jù)是臺架實驗得到的若干條對應(yīng)于不同燃油齒桿位置的外特性曲線。通過BP人工神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)［2］對該曲線族進行插值擴充，從而實現(xiàn)無級調(diào)速。臺架實驗得到的柴油機外特性曲線以及BP人工神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)插值擴充結(jié)果如圖2所示。圖中，“△”表示臺架實驗數(shù)據(jù)，“實線”表示對實驗已有的燃油齒桿位置外特性曲線的延伸，“虛線”表示對未知燃油齒桿位置外特性曲線的預(yù)報。由圖可見，利用BP神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)方法建立的柴油機外特性仿真模型，不僅能準確地對原有外特性曲線進行延伸，而且還能較好地對未知燃油齒桿位置對應(yīng)的外特性曲線進行預(yù)報［6］。通過該方法建立的柴油機功率計算模型表示為

式中：PD為柴油機功率，kW；nD為柴油機轉(zhuǎn)速，r/min；LD為燃油齒桿的位置，mm。根據(jù)柴油機力矩、功率和轉(zhuǎn)速三者之間的關(guān)系，可以得到柴油機的輸出力矩。

柴油機工作時，通過調(diào)速器對燃油齒桿的位置進行調(diào)整，使柴油機的實際轉(zhuǎn)速與設(shè)定轉(zhuǎn)速保持一致。當過大的負載使柴油機輸出功率超過最大值時，柴油機出現(xiàn)超負荷現(xiàn)象。為防止出現(xiàn)此情況，采用最大負荷限制曲線（Load Limited Line，LLL）對柴油機外特性曲線進行限制。柴油機調(diào)速器模型采用PI控制器來實現(xiàn)［3-4］，調(diào)速器數(shù)學模型表示為

式中：U(t)為調(diào)速器輸出，即柴油機齒桿的位置；e(t)為柴油機設(shè)定轉(zhuǎn)速與實際轉(zhuǎn)速之間的差值；Kp為比例系數(shù)；Ti為積分時間常數(shù)。其中，Kp和Ti根據(jù)經(jīng)典的ZN方法得到。

1.2 燃氣輪機仿真模型

燃氣輪機仿真模型包括3個部分：燃氣輪機燃油流量控制器模型、燃氣輪機功率—力矩計算模型和燃氣輪機負荷限制模型。根據(jù)燃氣輪機平均外特性曲線，可得到輸出功率PG與動力渦輪轉(zhuǎn)速nG和燃油量Gf之間的關(guān)系為PG=f(nG,Gf)，然后得到輸出扭矩MG、輸出功率PG和動力渦輪轉(zhuǎn)速nG之間的關(guān)系為MG=f(nG,PG)。外特性曲線不僅可以全面表征燃氣輪機的變工況性能，還可分析燃氣輪機對各種負荷的適應(yīng)性和預(yù)報各種變工況性能。采用BP人工神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)對燃氣輪機的平均外特性插值擴充結(jié)果如圖3所示。圖中，“實線”為原實驗得到的外特性曲線，“虛線”為對未知燃油流量時的外特性曲線預(yù)報結(jié)果。

燃氣輪機負荷限制模型和燃油流量控制器模型與柴油機類似。需要說明的是，燃氣輪機動力渦輪的轉(zhuǎn)速實際運行時是圍繞某個平均值上、下波動的，本文在仿真計算時取其平均值。

1.3 調(diào)距槳仿真模型

調(diào)距槳仿真模型包括2個部分：調(diào)距槳推力和力矩計算模型、船體伴流對調(diào)距槳的影響模型。由于有關(guān)該調(diào)距槳敞水實驗的數(shù)據(jù)較少，難以滿足仿真計算的要求，故本文采用敞水實驗與數(shù)值預(yù)報相結(jié)合的方法獲得該調(diào)距槳的完整敞水特性。調(diào)距槳的敞水特性數(shù)值預(yù)報采用雷諾時均（RANS）方法，按照幾何建模、計算網(wǎng)格劃分和RANS方程離散、迭代求解的步驟，對該調(diào)距槳的敞水性能進行數(shù)值預(yù)報。設(shè)計螺距時，對調(diào)距槳推力系數(shù)KT和力矩系數(shù)KQ的數(shù)值預(yù)報結(jié)果與敞水實驗數(shù)據(jù)進行了比較，如圖4所示。圖中，J為調(diào)距槳進速系數(shù)。由圖可見，數(shù)值預(yù)報與敞水實驗結(jié)果吻合較好。

采用RANS方法對該調(diào)距槳螺距由零螺距變化至最大螺距時的敞水性能進行了計算。計算中，螺距變化間隔取為0.2，J由-1.1變化至1.3，數(shù)值預(yù)報結(jié)果如圖5所示。圖中10條曲線是調(diào)距槳10個不同螺距比時推力和力矩的特性曲線，箭頭所指的是0螺距時的力矩特性。本文將船體伴流形成的調(diào)距槳非均勻進流對其水動力性能的影響簡化為了推力減額和伴流系數(shù)，二者均由實驗獲得。

1.4 傳動系統(tǒng)仿真模型

傳動系統(tǒng)仿真模型主要包括3個部分：軸系仿真模型、減速齒輪箱仿真模型和液力偶合器仿真模型。軸系仿真模型主要包括軸系摩擦損失和轉(zhuǎn)動動力學模型，該模型用于計算艉軸轉(zhuǎn)速（調(diào)距槳轉(zhuǎn)速）。減速齒輪箱仿真模型包括減速比和齒輪箱摩擦損失，該摩擦損失和齒輪箱的輸入功率與轉(zhuǎn)速有關(guān)。有關(guān)軸系和減速齒輪箱摩擦功率損失的建模方法詳見文獻［5］。液力偶合器仿真模型根據(jù)廠商提供的部分通用外特性曲線數(shù)據(jù)，利用BP人工神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)結(jié)合機理建模方法得到［5］。

1.5 船體及舵水動力模型

有關(guān)船體阻力隨航速變化的關(guān)系以及舵升力和阻力隨舵角及航速變化的關(guān)系均由該型艦船的設(shè)計部門提供。之所以要建立舵水動力模型，是因為在一柴一燃非對稱推進模式下，2部螺旋槳的推力一般不相等，此時需要轉(zhuǎn)舵以維持原航向。本文利用PI控制器對舵角進行計算，從而獲得舵的附加阻力。

1.6 CODOG仿真模型集成

建立了上述各部件的仿真模型后，根據(jù)各部件之間運行參數(shù)和力參數(shù)之間的關(guān)系，得到CODOG動力裝置的仿真模型［7-8］如圖6所示。圖中僅示出了其中一個舷側(cè)的結(jié)構(gòu)，另一舷側(cè)的結(jié)構(gòu)與其相同。該仿真模型的輸入為主機轉(zhuǎn)速和調(diào)距槳螺距。

2 仿真模型校驗與分析

本文采用變步長、四階龍格—庫塔法對仿真模型進行了求解。為了對仿真模型的精度進行校驗，主要選擇航速、主機功率和軸功率3項指標作為模型的校驗數(shù)據(jù)。本文校驗數(shù)據(jù)主要來自該型艦設(shè)計部門提供的相關(guān)快速性試驗結(jié)果。

2.1 航 速

在不考慮風浪和污底影響的情況下，分別對該型艦燃氣輪機和柴油機工況下的航速進行校驗，結(jié)果如表1、表2所示。本文中，燃氣輪機渦輪轉(zhuǎn)速、柴油機轉(zhuǎn)速和調(diào)距槳螺距均采用相對額定轉(zhuǎn)速螺距的百分比表示。表1為2臺燃氣輪機運行工況下的航速校驗結(jié)果，在燃氣輪機運行工況下，航速的相對誤差均小于1%，航速絕對誤差也不超過0.1 kn。表2為2臺柴油機運行工況下的航速校驗結(jié)果，在柴油機運行工況下，航速的相對誤差均小于1%，航速的最大絕對誤差也僅為0.1 kn。由此可見，仿真模型對于該型CODOG推進系統(tǒng)航速的預(yù)報精度較高。

表1 2臺燃氣輪機運行工況下的仿真航速與設(shè)計部門提供航速的對比Table 1 Comparison of ship speed between simulation results and the data from design sector for two gas turbine operating condition

表2 2臺柴油機運行工況下的仿真航速與設(shè)計部門提供航速的對比Table 2 Comparison of ship speed between simulation results and the data from design sector for two diesel operating condition

該設(shè)計部門還對某研究所提供的4，5，6級典型海況下的阻力增加情況，以及5%污底增阻和10%污底增阻這2種情況下的航速進行了預(yù)報。由于艦船使用過程中的污底阻力沒有適合的計算方法，故本文根據(jù)實船使用情況，將污底阻力取為總阻力對應(yīng)的百分數(shù)。因此，對于5%污底增阻情況，相當于裸船體阻力增加5%；而對于10%污底增阻情況，則相當于裸船體阻力增加10%。

本文分別對上述3個級別海況和2種污底情況下的航速進行了仿真計算，并將所得結(jié)果與設(shè)計部門的預(yù)報值進行了對比，結(jié)果如表3所示。由表可見，本文的仿真結(jié)果與設(shè)計部門提供的航速預(yù)報值相當接近，即在燃氣輪機和柴油機工況下，艦船航速的相對誤差均不超過1%。由此可見，仿真模型在各級海況和污底情況下對于該型艦船的航速預(yù)報精度均較高。

表3 各級海況和污底情況下的航速校驗結(jié)果Table 3 Verification results of ship speed under different sea states and bifouling

2.2 軸功率和主機功率

采用設(shè)計部門提供的快速性試驗結(jié)果中軸功率和主機功率的相關(guān)數(shù)據(jù)，分別對燃氣輪機工況和柴油機工況的仿真模型進行了校驗，結(jié)果如表4和表5所示。

表4 2臺燃氣輪機工況下軸功率和燃氣輪機功率的校驗結(jié)果Table 4 Verification results of shaft power and gas turbine power for two gas turbine operating condition

表5 2臺柴油機工況下軸功率和柴油機功率校驗結(jié)果Table 5 Verification results of shaft power and diesel power for two diesel operating condition

由上可知，在燃氣輪機工況下，軸功率的相對誤差均小于3%，計算誤差不超過4%；在柴油機工況下，軸功率的相對誤差均小于3%，相對誤差不超過5%。由此可見，該模型在預(yù)報軸功率和主機功率的精度方面滿足工程需要。此外，由計算結(jié)果可知，對軸功率的預(yù)報均高于設(shè)計部門提供的值，而對主機功率的預(yù)報均小于設(shè)計部門提供的值。究其原因：傳動系統(tǒng)的功率損失主要考慮齒輪箱、液力偶合器和軸系，而齒輪箱的功率損失由其效率體現(xiàn)；設(shè)計部門提供的效率值為設(shè)計值，顯然在非設(shè)計工況下計算得到的效率值偏高，導(dǎo)致齒輪箱的功率損失偏低；傳動系統(tǒng)中布置有其他一些部件，如各種軸承、離合器等，因無相關(guān)數(shù)據(jù)，其損失也未予以考慮。綜合上述因素，所以出現(xiàn)了傳動系統(tǒng)的損失預(yù)報值偏低的現(xiàn)象。

3 非對稱工況“機—槳”匹配分析

本文所提CODOG動力裝置的正常工作制為：中、高速狀態(tài)下采用2臺燃氣輪機推進，巡航狀態(tài)下采用2臺柴油機推進。經(jīng)過比較，額定工況下燃氣輪機的功率約為柴油機功率的7倍，而從穩(wěn)態(tài)工作制中的功率比較看，燃氣輪機的功率均要遠大于柴油機功率。因此，在一軸燃氣輪機、另一軸柴油機推進的非對稱工況下，若仍要保持正常工況下的工作制（轉(zhuǎn)速和螺距設(shè)計點的值），則可能出現(xiàn)燃氣輪機負荷過大，而柴油機所在軸的調(diào)距槳進入水渦輪工況，致使出現(xiàn)液力偶合器的渦輪轉(zhuǎn)速大于泵輪轉(zhuǎn)速的現(xiàn)象。為避免發(fā)生此類情況，可通過改變調(diào)距槳的螺距來調(diào)整2個軸的功率分配，使2臺主機均能提供推進功率。

該推進系統(tǒng)正常情況下的“機—槳”匹配如圖7（a）所示。圖中：橫坐標為轉(zhuǎn)速n，縱坐標為功率N；曲線1為燃氣輪機負荷限制線，曲線2為柴油機負荷限制線，曲線3為設(shè)計工況下螺旋槳推進特性曲線；A點為巡航航速下柴油機和調(diào)距槳的穩(wěn)態(tài)匹配點，B點為額定航速時燃氣輪機和調(diào)距槳的穩(wěn)態(tài)匹配點；NGH為燃氣輪機額定功率，NDH為柴油機額定功率；nDH為柴油機額定轉(zhuǎn)速，nGH為燃氣輪機額定轉(zhuǎn)速。

當采用一軸柴油機推進、另一軸燃氣輪機推進模式后，若保持螺距不變，則圖7（a）中的“機—槳”匹配會發(fā)生變化。此時，相比于柴油機巡航工況，航速增加后，柴油機所驅(qū)動調(diào)距槳的進速系數(shù)JD將增大，此時調(diào)距槳的推進特性曲線將向下偏移，使得柴油機處于部分負荷，即輕載工作狀態(tài)；而相比于燃氣輪機高速工況，航速降低后燃氣輪機所驅(qū)動調(diào)距槳的進速系數(shù)JG將減小，此時調(diào)距槳的推進特性曲線將向上偏移，使得燃氣輪機處于超負荷狀態(tài)，如圖7（b）所示。圖中，柴油機和燃氣輪機新的穩(wěn)態(tài)匹配點為A1點和B1點。顯然，此時柴油機和燃氣輪機均沒有產(chǎn)生額定功率，但二者的原因不同，柴油機是由于處于輕載狀態(tài)而無法產(chǎn)生額定功率，而燃氣輪機則是由于處于超負荷狀態(tài)，并且動力渦輪轉(zhuǎn)速也從原來的額定轉(zhuǎn)速nGH下降至一柴一燃推進工況下燃氣輪機的轉(zhuǎn)速nG1。圖中其他參數(shù)符號：ND1為一柴一燃推進工況柴油機功率；NG1為一柴一燃推進工況燃氣輪機功率；nD1為一柴一燃推進工況柴油機轉(zhuǎn)速。

在一柴一燃推進模式下，若要柴油機和燃氣輪機同時產(chǎn)生額定功率，必須改變2部調(diào)距槳的螺距。經(jīng)分析可知，當改變一部調(diào)距槳的螺距時，2部螺旋槳的推進特性曲線都會發(fā)生變化。因此，首先要保持燃氣輪機所驅(qū)動調(diào)距槳的螺距為設(shè)計螺距不變，逐漸增加柴油機所驅(qū)動調(diào)距槳的螺距。此時，2部螺旋槳的推進特性曲線均朝著設(shè)計點位置變化。經(jīng)計算，當柴油機所驅(qū)動調(diào)距槳的螺距變?yōu)樽畲舐菥鄷r，柴油機仍處于部分負荷工作狀態(tài)，而燃氣輪機則處于超負荷狀態(tài)。此時，保持柴油機所驅(qū)動調(diào)距槳的螺距為最大螺距不變，逐漸降低燃氣輪機所驅(qū)動調(diào)距槳的螺距。經(jīng)計算可知：當燃氣輪機所驅(qū)動調(diào)距槳的螺距降低為設(shè)計螺距的88%時，燃氣輪機正好工作在額定狀態(tài)，而柴油機仍處于部分負荷工作狀態(tài)；若繼續(xù)降低燃氣輪機所驅(qū)動調(diào)距槳的螺距，當其降低為設(shè)計螺距的62%時，燃氣輪機處于部分負荷工作狀態(tài)，而柴油機正好工作在額定狀態(tài)。由此可見，在一柴一燃推進模式下，柴油機和燃氣輪機無法同時工作在額定狀態(tài)。

4 雙軸非對稱主機工作制研究

當CODOG動力裝置在戰(zhàn)損或故障狀態(tài)下出現(xiàn)一臺燃氣輪機失效的情況時，若仍要求保持艦船高航速，則需采用一柴一燃非對稱主機推進模式。由分析可知，在該推進模式下，2臺主機無法同時在額定工況下運行。故此時有2種解決方案：第1種是燃氣輪機工作在額定工況，柴油機處于部分負荷工作狀態(tài)；第2種是柴油機工作在額定工況，燃氣輪機處于部分負荷工作狀態(tài)。由于在額定狀態(tài)下燃氣輪機的功率約為柴油機的7倍，若要在該非對稱推進模式下保持艦船高航速，可采取第1種方案。具體措施是：首先將柴油機所驅(qū)動調(diào)距槳的螺距設(shè)定為最大螺距，通過改變?nèi)細廨啓C所驅(qū)動調(diào)距槳的螺距使燃氣輪機運行在額定工況（根據(jù)相關(guān)規(guī)范留有10%的功率儲備）。表6所示為留有10%功率儲備情況下對燃氣輪機工作在額定工況時的仿真結(jié)果。表中，轉(zhuǎn)速、功率和航速數(shù)據(jù)均取為相對于額定值的百分比。

表6 燃氣輪機額定工況時的仿真結(jié)果Table 6 Simulation results when gas turbine operates at design condition

從仿真得到的2部調(diào)距槳的推力值可知，燃氣輪機驅(qū)動的調(diào)距槳提供了艦船航行的大部分動力，航速達到設(shè)計航速的84.4%。由計算結(jié)果可知，當燃氣輪機運行在額定工況并留有10%功率儲備時，最高航速可達到設(shè)計航速的84.4%。而在單臺燃氣輪機工況下，調(diào)整螺距使燃氣輪機工作在額定工況時，最高航速為設(shè)計航速的82.4%，單臺柴油機工況下的最高航速僅為設(shè)計航速的47%。由此可見，在主機發(fā)生故障同時又要求艦船保持高航速的情況下，一柴一燃非對稱應(yīng)急工作模式比單軸推進的應(yīng)急工作模式更具有優(yōu)勢。

5 結(jié) 語

本文針對CODOG動力裝置在單臺燃氣輪機可能因故障而無法運行時的性能，提出了采用雙軸非對稱主機推進的工作制作為應(yīng)急方法，以解決當一臺燃氣輪機發(fā)生故障時仍需保持艦船高航速推進功能的保障問題。首先，根據(jù)模塊化概念構(gòu)建了某四機雙槳推進艦船的CODOG動力裝置數(shù)學模型，并在Simulink環(huán)境下集成為仿真模型，選擇航速、主機功率以及軸功率對仿真模型的精度進行校驗。

然后，對非對稱工況下柴油機和燃氣輪機均工作在額定狀態(tài)時的可行性進行了分析。通過“船—機—槳—舵”匹配分析與仿真，發(fā)現(xiàn)在非對稱工況下無法使柴油機和燃氣輪機同時工作在額定狀態(tài)。

最后，對一柴—燃非對稱推進工作制進行了研究。結(jié)果表明，該工況下的最高航速可達到設(shè)計航速的84.4%，與單軸航行模式相比，該模式具有一定的優(yōu)越性。

國內(nèi)關(guān)于CODOG動力裝置非正常工作制方面的文獻較少，大多集中在正常工作制范疇。從本文分析可見，在特殊情況下，非正常工作制的應(yīng)用仍有很大的潛力可挖。

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