高混合度柴-電動力系統(tǒng)模式切換技術研究

張迎煊，劉張超,2，劉佳彬,2，陳德富，楊 峰

(1.中國船舶集團有限公司第七一一研究所, 上海 200090；2.船舶與海洋工程特種裝備和動力系統(tǒng)國家工程研究中心, 上海 200090)

0 引 言

水文條件隨季節(jié)、天氣、水域變化可能呈現出復雜多變的特點，相較傳統(tǒng)柴油機船舶，混合動力船舶可以根據實時航況及時切換動力設備、改變能量流向，使船舶運行于最佳工作模式，從而在動力性、經濟性、排放性等方面占據優(yōu)勢。但現有模式切換時，由于工況突變、負載沖擊等情況，有時會出現排放惡化、設備熄火等問題，影響切換過程的排放性和動力性。為滿足我國船舶排放法規(guī)和船用動力需求，須提升模式切換過程的平穩(wěn)性，避免排放惡化或設備熄火問題。

近年來國內外針對混合動力系統(tǒng)的模式切換技術已開展廣泛研究，對發(fā)動機轉矩進行估計或監(jiān)測并利用電機進行轉矩補償、借鑒成熟的控制算法設計模式切換策略、針對關鍵參數進行協調控制是重要的研究方法。崔宇軒[1]根據發(fā)動機圖譜、王卉[2]建立BP 神經網絡模型、Hyunsup[3]設計狀態(tài)監(jiān)測器估計發(fā)動機轉矩，利用電機對發(fā)動機轉矩與目標轉矩間差值進行補償。趙冶國等[6]針對串聯式混合動力系統(tǒng)，設計基于電機的輔助接排策略，實現模式切換中平穩(wěn)接排。朱劍昀等[7-9]建立傳動系統(tǒng)的動力模型，采用模型參考控制及預測控制，設計穩(wěn)定切換的力矩協調方案。但以上研究對象多為車用混合動力系統(tǒng)，船舶領域研究成果相對較少。針對混合動力船舶開展模式切換優(yōu)化技術研究符合未來推廣船用混合動力系統(tǒng)的需要。

本文以某型柴-電混合動力散貨船（以下簡稱“目標船舶”）為研究對象。通過切換主機側離合器狀態(tài)和軸帶電機工作模式，可使目標船舶在多種模式下航行，包括主機模式、電機推進（PTH）模式、軸帶發(fā)電（PTO）模式和并車推進（PTI）模式，各模式功能說明如表1 所示。

表1 多航行模式功能說明表Tab.1 Multi navigation mode function description table

通過模式切換控制裝置可以操控目標船舶按照圖1所示規(guī)則自由進行模式切換。

圖1 模式切換說明圖Fig.1 Mode switching diagram

可知，主機模式切換至PTO 模式、PTO 模式切換至主機模式、主機模式切換至PTI 模式與PTI 模式切換至主機模式共4 個模式切換過程中主機側離合器始終保持接合狀態(tài)，切換時僅涉及軸帶電機與配電板的狀態(tài)調整，不存在主機與軸帶電機間的負載轉移。而PTH 模式切換至主機模式、PTH 模式切換至PTI 模式時，在主機側離合器接排階段存在主機與軸帶電機間的負載轉移，易造成主機排放惡化、甚至熄火等問題。本文針對該問題，以PTH 模式切換至主機模式為例，借助建模仿真軟件，對模式切換過程中主機側離合器接排階段進行仿真及優(yōu)化分析。對比基于電機補償的多種平穩(wěn)接排策略的改善效果，為后續(xù)混合動力系統(tǒng)的設計優(yōu)化提供參考與借鑒。

1 仿真模型建立

目標船舶采用柴-電混合動力系統(tǒng)，動力系統(tǒng)整體架構如圖2 所示，動力設備主要參數如表2 所示。該動力系統(tǒng)由柴油主機、齒輪箱、軸帶電機、LNG 氣體機組和配電板組成，混合度高達33%，是典型的高混合度動力系統(tǒng)，模式切換過程中更容易出現由大功率推進負載轉移導致的主機轉速驟降等動態(tài)性能惡化問題。

圖2 動力系統(tǒng)整體架構圖Fig.2 Overall structure diagram of power system

表2 動力系統(tǒng)主要設備關鍵參數表Tab.2 Key parameters of main equipment of power system

1.1 模型建立

為在滿足仿真需求的同時降低模型復雜度，將動力系統(tǒng)組成簡化為柴油主機、軸帶電機、齒輪箱和螺旋槳。目標船舶整體仿真模型如圖3 所示。

仿真模型主要包括柴油機模型、軸帶電機模型、螺旋槳模型和船舶阻力模型。柴油機模型采用平均值模型（MVEM），利用經驗指示熱效率描述缸內燃燒熱向指示功轉化的過程，通過時間平均值宏觀、準確地描述發(fā)動機運行的綜合結果；軸帶電機采用交流電機模型，根據目標轉矩進行電壓控制、調節(jié)輸出轉矩；螺旋槳模型根據螺旋槳進速和船舶航速計算螺旋槳轉矩和推力；船舶阻力模型根據國際拖曳水池會議（ITTC）提出的船舶阻力預測方法搭建，根據船模試驗和經驗信息估算行波阻力、根據實船參數和水域條件計算粘性阻力和空氣阻力，由興波阻力、粘性阻力和空氣阻力共同組成船舶總阻力，模型中所用公式參見ITTC1978 船舶阻力計算方法[10]。

1.2 模型驗證

分別驗證以上模型，將仿真結果與性能參數和試驗數據進行對比，結果如圖4 所示。

圖4 穩(wěn)態(tài)特性驗證結果圖Fig.4 Steady state characteristic verification result diagram

可知，船舶與螺旋槳模型仿真結果與試驗數據間誤差在1.5%以內，柴油機模型仿真結果與推進特性間平均誤差在2%以內，具有較高的仿真精度。

2 原模式切換策略分析

PTH 模式向主機模式切換的基本流程為：在PTH 模式下，軸帶電機將螺旋槳轉速調整至穩(wěn)定轉速，同時主機起動并加速至怠速；在動力系統(tǒng)穩(wěn)定后軸帶電機停機，螺旋槳在水流作用下自由降速；隨后離合器接排，系統(tǒng)切換至主機模式。

本文選取PTH 模式下螺旋槳穩(wěn)定轉速與主機接排怠速相當，主機怠速為450 r/min，相應的軸帶電機和螺旋槳轉速分別為750 r/min 和75 r/min。起初動力系統(tǒng)處于PTH 模式，同時主機保持怠速空載運行；第200 s時開始模式切換，軸帶電機停機，螺旋槳自由降速；第205 s 時主機側離合器接排，歷時5 s 完全接排；完全接排后主機轉速重新趨于怠速，并最終達到穩(wěn)定。上述過程中離合器接排階段的仿真結果如圖5 所示。

圖5 原切換策略下仿真結果圖Fig.5 Simulation results of the original switching strategy

可知，軸帶電機停機后螺旋槳轉速快速下降，離合器接排后，主機轉速降低，螺旋槳轉速回升，離合器兩端轉速差逐漸降低至0。在此過程中，主機轉速的最低值為376.2 r/min，轉速超調率達到了16.40%。圖5 表明，原切換策略下切換過程中會出現較為嚴重的主機轉速驟降問題，將直接影響動力系統(tǒng)的穩(wěn)定性和動力性。

以接排時間為5 s、接排怠速為450 r/min 的原模式切換策略為基準，采用多種方式降低接排過程中的主機轉速超調率，改進目標船舶動力系統(tǒng)的模式切換穩(wěn)定性。

3 模式切換優(yōu)化策略研究

根據圖2，建立圖6 所示動力系統(tǒng)簡化模型。

圖6 動力系統(tǒng)簡化模型Fig.6 Simplified model of power system

據此可得到動力系統(tǒng)動力學方程：

式中：T為轉矩，N·m；J為轉動慣量，kg·m2；ω為轉速，r/min；下標1，2，3，c分別表示柴油主機、螺旋槳、軸帶電機和離合器；i1和i2分別為齒輪箱主機側、電機側減速比。

根據離合器兩端轉速差，可以將離合器的接排過程分為分離、滑摩和鎖止階段。分離階段，離合器傳遞轉矩為0；滑摩階段，離合器傳遞滑摩轉矩；鎖止階段，離合器兩端轉速差為0。各階段主機轉速變化率如下：

其中滑摩階段離合器傳遞轉矩為離合器滑摩轉矩，相關計算式為：

式中：Δω為離合器兩端轉速差，r/min；μd為動摩擦系數；S為活塞作用面積，m2；Pn為活塞單位壓力，Pa；Z為摩擦副數；R0和R1分別為摩擦片的外徑和內徑，m。

根據式 (1)～式 (6)，采取多種策略開展模式切換性能優(yōu)化研究。

3.1 長延時滑摩策略研究

根據式(3)～式(5)，離合器將主要通過滑摩轉矩影響滑摩階段的主機轉速變化，可通過調節(jié)離合器油壓控制滑摩轉矩，從而改善主機轉速驟降問題。工程中離合器控制指令通常為接排時間，即離合器由開始至完全接排的時間間隔。延長接排時間可以使離合器油壓緩慢上升，避免接排瞬間對主機造成過大的負載沖擊，進而避免主機的轉速驟降和熄火。

在原切換策略的基礎上，將接排時間由5 s起，逐次延長1 s，直至接排時間延長至10 s。不同接排時間下各參數變化趨勢與原切換策略下相似，以接排時間為10 s 為例，與原切換策略下的仿真結果對比如圖7所示，不同接排時間下仿真統(tǒng)計結果如表3 所示。

表3 不同接排轉速下仿真結果統(tǒng)計表Tab.3 Simulation results of different connection speeds

圖7 采用長延時滑摩策略時仿真結果Fig.7 Simulation results with time extension strategy of clutch connection

由圖7 可知，開始接排后，離合器傳遞轉矩快速上升，短時間內達到峰值后突然降低，該部分轉矩突增量即為離合器滑摩轉矩。延長接排時間后，離合器傳遞轉矩的峰值未發(fā)生明顯變化，但達到峰值的時間稍微延后。由于接排后離合器傳遞轉矩的增長變慢，主機轉速和螺旋槳轉速的變化同樣放緩，同時螺旋槳軸系的轉動慣量大于主機曲軸的轉速慣量，離合器傳遞轉矩的變化對主機轉速的影響更加明顯，所以主機最低轉速，即離合器兩端轉速差降低至0 時的主機轉速隨接排時間延長而升高。

由表3 可知，主機轉速超調率隨接排時間的延長而降低，但降低效果有限，接排時間由5 s延長至10 s，主機轉速超調率僅降低5.09%。原因在于延長接排時間僅減小了接排后離合器傳遞轉矩的增大速率，并未改變其峰值，且離合器傳遞轉矩的增大速率變化程度較小，仍快于主機的響應速度。另一方面，工程中通常對模式切換用時有一定要求，離合器接排時間的調節(jié)范圍有限。

因此延長接排時間可以一定程度解決主機轉速驟降問題，但其應用受到實際工程要求的限制。

3.2 接排轉速優(yōu)化策略研究

原模式切換策略下仿真結果表明，主機轉速驟降主要發(fā)生在開始接排至離合器兩端轉速差降低至0 的過程中，即離合器接排的滑摩階段。根據式 (4)，轉速差快速降低至0，將可以在離合器油壓較低、滑摩轉矩較小時結束滑摩階段。若在PTH 模式時令軸帶電機以更高轉速運行，使螺旋槳經自由降速后仍有較高的接排轉速，降低接排時離合器兩端的轉速差，將有助于縮短滑摩階段的持續(xù)時間、減小主機承受的負載沖擊，改善主機轉速驟降問題。

在原切換策略基礎上，在PTH 模式階段，令電機以高于主機怠速的轉速運行，分別設置電機轉速為800 r/min，850 r/min 和900 r/min，使螺旋槳轉速分別升高至80 r/min，85 r/min 和90 r/min。不同電機轉速下各參數變化趨勢與原切換策略下相似，以電機轉速為900 r/min 為例，與原切換策略下的仿真結果對比如圖8所示，不同電機轉速下仿真統(tǒng)計結果如表4 所示。

圖8 采用接排轉速優(yōu)化策略時仿真結果Fig.8 Simulation results with speed optimization strategy

表4 不同接排轉速下仿真結果統(tǒng)計表Tab.4 Simulation results of different connection speeds

由圖8 可知：切換前電機轉速升高后，主機轉速沒有明顯變化；不同策略下接排時電機轉速差遠小于切換時電機轉速差，接排后已無明顯區(qū)別。由表4 可知，主機最低轉速隨切換前電機轉速升高而升高，但升高幅度極小，切換前電機轉速由750 r/min 升至900 r/min，主機轉速超調率僅降低2.26%。原因在于切換開始時電機即刻停機，螺旋槳失去動力在水流阻力作用下自由降速，切換前電機轉速越高，切換時船舶航速越高，相應的水流阻力越大，螺旋槳降速速率也越大，切換開始后不同策略下的螺旋槳轉速差距逐漸減??；接排后離合器處于滑摩階段，此時離合器傳遞轉矩主要為滑摩轉矩，該轉矩主要與離合器接合程度有關，受轉速差影響較小，因此不同策略下接排初期的主機轉速降速率和螺旋槳轉速加速率沒有明顯區(qū)別。

不同策略下主機和螺旋槳接排時的轉速差距較小、接排后轉速變化速率基本一致，主機的最低轉速也就沒有明顯區(qū)別。因此調節(jié)接排轉速可以一定程度、但無法有效改善主機轉速驟降問題。

3.3 轉矩補償策略研究

利用混合動力系統(tǒng)多動力源的優(yōu)勢，在接排期間啟動軸帶電機并輸出一定轉矩，即令動力系統(tǒng)以PTI 模式，在開始接排至完全接排的過程中，即在仿真中第205～210 s 內向主機提供補償轉矩，可以減輕離合器接排對主機造成的負載沖擊，達到提升模式切換過程穩(wěn)定性的目的。

根據式 (5)，僅在鎖止階段軸帶電機的輸出轉矩可以直接影響主機轉速，若以主機轉速變化率盡可能小為目標，則此時軸帶電機的補償轉矩為：

但根據原切換策略下仿真結果，主機轉速驟降主要發(fā)生在滑摩階段，此時主機的主要阻力為滑摩轉矩；離合器進入鎖止階段后，主機轉矩高于螺旋槳等效轉矩、主機轉速處于上升階段。若采用式 (7)進行轉矩補償，則既無法補償滑摩階段的滑摩轉矩，也無法滿足鎖止階段的加速需求。

可通過以下2 種方法調整轉矩補償策略：1）根據主機和螺旋槳間轉速差估算滑摩轉矩并補償；2）根據螺旋槳當前轉速、目標轉速和軸系轉動慣量，設計加速時間，計算相應的加速轉矩并補償。針對滑摩轉矩和加速轉矩的補償轉矩按下式計算：

式中：Tf和Ta分別為滑摩和加速補償轉矩，N·m；kf為滑摩轉矩補償系數；Tcmax為離合器最大傳遞轉矩，N·m；ka為加速轉矩補償系數；ω1,0為主機目標轉速，r/min；t為加速時間，s。

即軸帶電機的總補償轉矩為：

仿真時滑摩轉矩補償系數kf和加速轉矩補償系數ka均取為1，加速時間t取為5 s。仿真結果如圖9 所示。

圖9 采用轉矩補償策略時仿真結果Fig.9 Simulation results with torque compensation strategy

可知，采用基于滑摩和加速轉矩的轉矩補償策略后，相較原模式切換策略，接排時離合器兩端轉速差、接排后主機轉速降低速率沒有明顯差別，但接排后螺旋槳轉速升高速率明顯加快，離合器兩端轉速差降低至0 的時間點提前，主機的最低轉速相應增大；在離合器完全接排時再次出現主機轉速下降，但降低幅度與降低后的最低轉速分別小于和高于第一次轉速下降。原因在于軸帶電機分擔了部分阻力轉矩，接排后離合器傳遞轉矩小于螺旋槳等效轉矩，且電機加快了螺旋槳的加速過程，縮短了離合器滑摩階段的持續(xù)時間，限制了滑摩轉矩的最大值，降低了接排對主機產生的負載沖擊，主機轉速驟降問題得到改善；但在離合器完全接排，即轉矩補償結束時主機轉速仍未達到目標轉速，此時軸帶電機即刻停機，螺旋槳由于失去部分動力轉速下降，同時螺旋槳負載全部轉移至主機，離合器傳遞轉矩再次突然上升造成二次負載沖擊，主機轉速出現二次下降。

該策略下主機轉速最低值為411.2 r/min ，轉速超調率為8.62%，相較原模式切換策略，轉速驟降問題得到明顯改善。

4 結 語

高混合度動力系統(tǒng)模式切換過程中（主要是PTH 模式向主機模式切換），由于存在大功率推進負載轉移，容易引起主機轉速驟降等動態(tài)性能惡化問題。本文針對目標船舶開展模式切換性能優(yōu)化控制技術研究，提出了長延時滑摩策略、接排轉速優(yōu)化策略和轉矩補償策略。各模式切換接排策略仿真結果如表5 所示。

表5 不同模式切換策略下仿真結果統(tǒng)計表Tab.5 Simulation results of different mode switching strategies

主要結論如下：

1）采用長延時滑摩策略可以有效解決主機轉速驟降問題。相較原模式切換策略，延長接排時間至10s時，主機轉速超調率下降5.21%。但應用中需考慮模式切換時間要求，適用性較差。

2）采用接排轉速優(yōu)化策略可以一定程度、但無法有效改善主機轉速驟降問題。相較原模式切換策略，接排轉速升高至900 r/min 時，主機轉速超調率僅降低2.16%。

3）采用轉矩補償策略可以有效改善主機轉速驟降問題。相較原模式切換策略，主機轉速超調率降低7.78%。補償期間軸帶電機需求功率遠低于其額定功率，具備較高的適用性和可行性。

本文僅針對長延時滑摩策略、接排轉速優(yōu)化策略和轉矩補償策略的單獨使用展開研究，部分策略單獨應用時無法充分發(fā)揮效果，更適合作為輔助策略改進模式切換性能。后續(xù)可針對多模式切換優(yōu)化策略的綜合使用展開深入研究。