趙民全, 王新平

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水下航行器對(duì)轉(zhuǎn)渦輪動(dòng)力系統(tǒng)建模與仿真

趙民全1, 王新平2

(1. 中國人民解放軍91404部隊(duì), 河北秦皇島, 066001; 2. 西北工業(yè)大學(xué)航海學(xué)院, 陜西西安, 710072)

為研究水下航行器對(duì)轉(zhuǎn)渦輪動(dòng)力系統(tǒng), 提出了對(duì)轉(zhuǎn)渦輪動(dòng)力分系統(tǒng)控制方案。一級(jí)渦輪結(jié)構(gòu)采用燃料流量的控制方式, 二級(jí)渦輪結(jié)構(gòu)采用調(diào)節(jié)海水泵比例溢流閥壓力改變海水泵吸收功率的控制方式, 分別建立了各級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速閉環(huán)控制系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型, 并進(jìn)行了水下航行器在恒定深度下的變速特性和變深過程中的穩(wěn)速特性仿真。仿真結(jié)果表明, 參數(shù)的變化特性符合期望值, 動(dòng)力系統(tǒng)變化過程快速、穩(wěn)定。

水下航行器; 對(duì)轉(zhuǎn)渦輪; 動(dòng)力系統(tǒng); 建模與仿真

0 引言

未來海戰(zhàn)及工作需求都要求新型水下航行器具有更高的性能, 即遠(yuǎn)航程、高航速、高效能、低噪聲, 并具有更好的工作適應(yīng)性, 可滿足多工況的工作能力[1]。相較于水下航行器活塞機(jī)和傳統(tǒng)渦輪機(jī)而言, 對(duì)轉(zhuǎn)渦輪動(dòng)力系統(tǒng)質(zhì)量輕、工作效率高、且振動(dòng)和噪聲較小, 滿足新型水下航行器對(duì)動(dòng)力系統(tǒng)的要求。此外, 對(duì)轉(zhuǎn)渦輪動(dòng)力還具有總陀螺力矩小的天然優(yōu)勢, 成為新型水下航行器增大航速、航程, 提高工作適應(yīng)能力的理想動(dòng)力系統(tǒng)[2-3]。國內(nèi)外研究現(xiàn)狀表明, 先進(jìn)的對(duì)轉(zhuǎn)渦輪技術(shù)已成為最為關(guān)鍵的技術(shù)之一[4-5]。對(duì)轉(zhuǎn)渦輪在航天航空領(lǐng)域的應(yīng)用已顯示出其多方面的優(yōu)越性, 并獲得了研究者的大量關(guān)注[6-8]。文章以新型水下航行器對(duì)轉(zhuǎn)渦輪發(fā)動(dòng)機(jī)作為主機(jī), 進(jìn)行了動(dòng)力系統(tǒng)建模和仿真, 仿真結(jié)果表明參數(shù)變化特性符合期望值。

1 對(duì)轉(zhuǎn)渦輪動(dòng)力系統(tǒng)

水下航行器對(duì)轉(zhuǎn)渦輪動(dòng)力系統(tǒng)主要由主機(jī)系統(tǒng)和輔機(jī)系統(tǒng)兩部分組成。主機(jī)系統(tǒng)將燃料燃燒的熱能轉(zhuǎn)化為機(jī)械能, 產(chǎn)生對(duì)轉(zhuǎn)渦輪動(dòng)力系統(tǒng)輸出功率, 主要由燃料艙、燃燒室、噴嘴盒、變排量燃料泵、一級(jí)渦輪、減速箱及推進(jìn)器組成。輔機(jī)系統(tǒng)主要由二級(jí)渦輪、減速機(jī)構(gòu)、發(fā)電機(jī)、滑油泵、海水泵、各管路及閥門、控制系統(tǒng)等組成, 為主機(jī)系統(tǒng)正常工作提供潤滑、控制、燃料、電力供應(yīng)等, 與主機(jī)系統(tǒng)共同完成動(dòng)力系統(tǒng)的工作循環(huán)[9]。對(duì)轉(zhuǎn)渦輪動(dòng)力系統(tǒng)結(jié)構(gòu)方案[10]如圖1所示。

對(duì)轉(zhuǎn)渦輪動(dòng)力系統(tǒng)是一個(gè)比較復(fù)雜的控制對(duì)象[11], 在控制系統(tǒng)中存在多個(gè)控制量和控制參數(shù), 是典型的非線性多輸入、多輸出、多回路系統(tǒng)。而且這些輸入和輸出之間還存在著較復(fù)雜的關(guān)聯(lián), 運(yùn)行工況的變化、航行深度的改變或者某個(gè)參數(shù)的調(diào)整, 都會(huì)使其他與之相關(guān)的參數(shù)發(fā)生改變。可將對(duì)轉(zhuǎn)渦輪分為一級(jí)渦輪控制系統(tǒng)和二級(jí)渦輪控制系統(tǒng)分別進(jìn)行控制算法的設(shè)計(jì), 這樣的簡化將能準(zhǔn)確地獲得控制系統(tǒng)的控制模型[12]。

2 一級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速閉環(huán)控制算法設(shè)計(jì)

2.1 一級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)構(gòu)成

一級(jí)渦輪結(jié)構(gòu)上采用燃料流量的控制方式[13], 使用一級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速作為反饋信號(hào)、恒定期望渦輪轉(zhuǎn)速作為指令信號(hào)構(gòu)成一級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速閉環(huán)控制系統(tǒng)。航行器的換速過程通過上位機(jī)發(fā)給轉(zhuǎn)速控制器的變速編碼指令實(shí)施, 發(fā)動(dòng)機(jī)控制單元根據(jù)上位機(jī)給定的變速指令和測速傳感器反饋的轉(zhuǎn)速信號(hào)確定相應(yīng)的控制信號(hào), 同時(shí)將計(jì)算的燃料耗量傳給自動(dòng)駕駛儀的信息處理器, 以便優(yōu)化彈道。伺服電機(jī)根據(jù)所接收的控制信號(hào)調(diào)節(jié)燃料泵的斜盤傾角, 進(jìn)而調(diào)節(jié)進(jìn)入燃燒室的燃料流量, 改變?nèi)紵业膲簭?qiáng)。一級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速閉環(huán)控制系統(tǒng)構(gòu)成如圖2所示。

2.2 一級(jí)渦輪控制系統(tǒng)控制規(guī)律

(2)

(3)

從系統(tǒng)可實(shí)現(xiàn)性和控制品質(zhì)的角度出發(fā), 控制器采用比例積分控制器形成針對(duì)工質(zhì)秒耗量的控制律[14], 即

變排量燃料泵的控制電壓

綜合式(5)和式(6)即可得功率控制單元輸出的控制變排量泵的指令信號(hào)

(7)

3 二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速閉環(huán)控制算法設(shè)計(jì)

3.1 二級(jí)渦輪控制系統(tǒng)構(gòu)成

二級(jí)渦輪結(jié)構(gòu)上采用調(diào)節(jié)海水泵比例溢流閥壓力改變海水泵吸收功率的控制方式[15-16], 使用二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速作為反饋信號(hào)、恒定期望渦輪轉(zhuǎn)速作為指令信號(hào)構(gòu)成二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速閉環(huán)控制系統(tǒng), 二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速閉環(huán)控制系統(tǒng)構(gòu)成如圖4所示。

二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速閉環(huán)控制系統(tǒng)由二級(jí)渦輪、發(fā)電機(jī)、海水泵、滑油泵、燃料泵、轉(zhuǎn)速控制器、海水泵比例溢流閥、海水泵比例減壓閥以及滑油泵比例溢流閥構(gòu)成。

航行器在穩(wěn)定工作狀態(tài)時(shí), 二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速恒定, 則此時(shí)滑油泵和海水泵流量也恒定。然而不同工況下系統(tǒng)所需的冷卻海水和潤滑油的流量是不同的, 當(dāng)航行器變工況時(shí), 通過轉(zhuǎn)速控制器發(fā)送控制指令給海水泵比例減壓閥和滑油泵比例溢流閥調(diào)節(jié)減壓閥的出口壓力和溢流閥的開啟壓力, 使得冷卻海水和潤滑油的流量處于理想水平。航行器在任意工況下其二級(jí)渦輪的恒速轉(zhuǎn)動(dòng)是通過上位機(jī)發(fā)給轉(zhuǎn)速控制器的恒速編碼指令實(shí)施的, 發(fā)動(dòng)機(jī)控制單元根據(jù)上位機(jī)給定的恒速指令和測速傳感器反饋的轉(zhuǎn)速信號(hào)確定相應(yīng)的控制信號(hào)。海水泵比例減壓閥開環(huán)控制和滑油泵比例溢流閥開環(huán)控制被動(dòng)接收實(shí)際轉(zhuǎn)速信號(hào), 通過消耗二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)矩對(duì)二級(jí)渦輪的閉環(huán)控制產(chǎn)生影響; 海水泵比例溢流閥接收的是期望轉(zhuǎn)速與實(shí)際轉(zhuǎn)速之差的控制信號(hào), 進(jìn)而調(diào)節(jié)海水泵后壓力, 改變海水泵吸收二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)矩的大小, 以達(dá)到轉(zhuǎn)矩平衡, 這是二級(jí)渦輪閉環(huán)控制的主體。

3.2 二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)控制規(guī)律

二級(jí)渦輪動(dòng)力系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程

海水泵吸收轉(zhuǎn)矩

海水泵比例溢流閥的響應(yīng)特性

(10)

采用對(duì)海水泵比例溢流閥的閉環(huán)控制、對(duì)海水泵比例減壓閥的開環(huán)控制和滑油泵比例溢流閥的開環(huán)控制來實(shí)現(xiàn)對(duì)二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速的控制。在平衡點(diǎn)處,,,, 對(duì)式(8)、式(9)和式(10)進(jìn)行線性化處理, 并進(jìn)行拉普拉斯變換, 可得動(dòng)力系統(tǒng)的傳遞函數(shù)表達(dá)。

二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速閉環(huán)控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖5所示。

從系統(tǒng)可實(shí)現(xiàn)性和控制品質(zhì)的角度出發(fā), 控制器采用比例積分控制器形成針對(duì)二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速的控制律, 海水泵電調(diào)比例溢流閥的控制電壓可按照下式得

由式(11)即可得功率控制單元輸出的控制海水泵電調(diào)比例溢流閥的指令信號(hào)為

4 對(duì)轉(zhuǎn)渦輪動(dòng)力系統(tǒng)工作過程仿真分析

如果二級(jí)渦輪的轉(zhuǎn)速較低, 當(dāng)航行器進(jìn)行變工況運(yùn)動(dòng)從低工況工作到高工況時(shí), 可能會(huì)出現(xiàn)輔機(jī)系統(tǒng)的吸收功率超過二級(jí)渦輪提供的功率, 從而導(dǎo)致輔機(jī)系統(tǒng)在高工況下不能正常工作。因此, 二級(jí)渦輪的轉(zhuǎn)速不宜過低。同時(shí), 如果二級(jí)渦輪的轉(zhuǎn)速較高, 當(dāng)航行器在低工況工作時(shí), 二級(jí)渦輪將產(chǎn)生多余的功率, 這些多余的功率雖然被輔機(jī)系統(tǒng)吸收, 但會(huì)對(duì)動(dòng)力系統(tǒng)的整體性能產(chǎn)生影響, 不利于動(dòng)力系統(tǒng)的最優(yōu)發(fā)揮, 因此, 二級(jí)渦輪的轉(zhuǎn)速不宜過高。定義三速制水下航行器, 設(shè)計(jì)二級(jí)渦輪雙轉(zhuǎn)速, 低轉(zhuǎn)速為7 000 r/min, 高轉(zhuǎn)速為8 600 r/min。

針對(duì)已建立的對(duì)轉(zhuǎn)渦輪閉環(huán)控制系統(tǒng)模型, 進(jìn)行航行器在恒定深度下的變速特性和變深過程中的穩(wěn)速特性仿真[17-18]。

4.1 恒深變速仿真

圖6(a)~(g)描述了航行器在水下15 m、航速70 kn的初始狀態(tài)下, 仿真時(shí)間0~40 s的恒深變速過程, 二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速改變以階躍信號(hào)形式給出(與實(shí)際的航行情況相比較該擾動(dòng)更惡劣)。0~10 s是從高工況到中間工況的變化過程, 二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速從8 600 r/min變?yōu)? 000 r/min; 10~20 s是從中間工況到低工況的變化過程, 二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速為7 000 r/min; 20~30 s是從低工況到中間工況的變化過程, 二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速為7 000 r/min; 30~40 s是從中間工況到高工況的變化過程, 二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速從7 000 r/min變?yōu)? 600 r/min。

在恒深變速過程中, 當(dāng)航行器由航速Ⅰ變?yōu)楹剿佗驎r(shí), 微機(jī)控制器發(fā)送控制信號(hào)給調(diào)節(jié)滑油泵的電調(diào)比例溢流閥, 使滑油泵后壓力處于航速Ⅱ?qū)?yīng)的恒定壓力; 轉(zhuǎn)速控制器發(fā)送控制信號(hào)給海水泵電調(diào)比例減壓閥, 使海水泵后壓力處于航速Ⅱ?qū)?yīng)的恒定壓力。與此同時(shí)轉(zhuǎn)速控制器通過比較航速Ⅰ和航速Ⅱ兩種工作狀態(tài)所對(duì)應(yīng)的一級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速, 獲得轉(zhuǎn)速偏差, 按一定的控制算法計(jì)算后發(fā)送控制信號(hào)給伺服電機(jī), 調(diào)節(jié)變排量泵供給燃燒室的工質(zhì)秒耗量,直到一級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速。

在一級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速變化同時(shí), 由于耦合關(guān)系, 不可避免地會(huì)使得二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速發(fā)生波動(dòng)。轉(zhuǎn)速控制器根據(jù)航行器航速變化過程中給二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速帶來的轉(zhuǎn)速偏差, 按一定的控制算法計(jì)算后發(fā)送控制信號(hào)給海水泵后電調(diào)比例溢流閥, 改變海水泵后壓力, 通過調(diào)節(jié)海水泵吸收功率來控制二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速, 使得二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速變化維持在系統(tǒng)允許的范圍內(nèi)。

由圖6曲線可以看出, 0~10 s內(nèi), 由于二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速發(fā)生變化, 導(dǎo)致海水泵泵后壓強(qiáng)發(fā)生突變, 航行器的其余各項(xiàng)參數(shù)平穩(wěn)變化, 系統(tǒng)運(yùn)行正常; 10~20 s內(nèi), 燃料泵輸出流量、燃燒室壓強(qiáng)、一級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速和海水泵泵后壓強(qiáng)都有一定的超調(diào), 但變化量很小并且很快達(dá)到恒值, 而海水泵比例溢流閥閥后壓強(qiáng)、二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速和航行器航速平穩(wěn)變化, 系統(tǒng)運(yùn)行正常; 20~30 s內(nèi), 海水泵泵后壓強(qiáng)有一定的變化量, 但該參數(shù)對(duì)系統(tǒng)影響不大, 燃料泵輸出流量、燃燒室壓強(qiáng)、一級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速和海水泵比例減壓閥閥后壓強(qiáng)都有一定的超調(diào), 但變化量很小并且很快達(dá)到恒值, 而二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速和航行器航速平穩(wěn)變化, 系統(tǒng)運(yùn)行正常; 30~40 s內(nèi), 由于二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速發(fā)生變化, 導(dǎo)致海水泵泵后壓強(qiáng)發(fā)生突變, 但很快穩(wěn)定, 航行器的其余各項(xiàng)參數(shù)平穩(wěn)變化, 系統(tǒng)運(yùn)行正常[19]。

(a) 燃料流量變化曲線

(b) 燃燒室壓強(qiáng)變化曲線

(c) 一級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速變化曲線

(d) 二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速變化曲線

(e) 海水泵泵后壓強(qiáng)變化曲線

(f) 海水泵比例減壓閥閥后壓強(qiáng)變化曲線

4.2 恒速變深仿真

圖7描述了航行器在水下15 m、航速70 kn的初始狀態(tài)下, 先由高工況變?yōu)橹虚g工況, 再進(jìn)行恒速變深的過程。恒速變深時(shí), 一級(jí)渦輪和二級(jí)渦輪的理論轉(zhuǎn)速與中間工況時(shí)的參數(shù)一樣, 航行器彈道傾角以階躍信號(hào)形式給出(與實(shí)際的航行情況相比較該擾動(dòng)更惡劣)。0~10 s是從高工況到中間工況的變化過程, 10~30 s是從15 m下潛到300 m的變化過程, 30~50 s是300 m直航的過程, 50~70 s是從300 m上爬到15 m的變化過程。

由圖7曲線可以看出, 10~30 s內(nèi), 背壓增大, 燃料泵輸出流量和燃燒室壓強(qiáng)也增大, 而一級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速降低, 由于負(fù)浮力的影響, 航行器航速增加, 航行器的各項(xiàng)參數(shù)平穩(wěn)變化, 系統(tǒng)運(yùn)行正常; 30~50 s, 背壓不再變化, 燃料泵輸出流量和燃燒室壓強(qiáng)變大并很快趨于穩(wěn)定, 而一級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速增加, 負(fù)浮力影響消失, 航行器航速減小, 航行器的各項(xiàng)參數(shù)平穩(wěn)變化, 系統(tǒng)運(yùn)行正常[20]; 上爬和15 m直航階段航行器各項(xiàng)參數(shù)的變化特性基本上與下潛和300 m直航階段的變化特性相反。

(a) 燃料流量變化曲線

(b) 燃燒室壓強(qiáng)變化曲線

(c) 一級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速變化曲線

(d) 二級(jí)渦輪轉(zhuǎn)速變化曲線

5 結(jié)論

水下航行器對(duì)轉(zhuǎn)渦輪動(dòng)力系統(tǒng)以對(duì)轉(zhuǎn)渦輪發(fā)動(dòng)機(jī)作為系統(tǒng)主機(jī), 因在效率等方面的巨大優(yōu)勢終將替代以往的水下渦輪動(dòng)力系統(tǒng), 文中通過對(duì)整個(gè)系統(tǒng)的建模和仿真, 可以得出以下結(jié)論:

1) 水下航行器對(duì)轉(zhuǎn)渦輪動(dòng)力系統(tǒng)是一個(gè)非線性多輸入、多輸出、多回路系統(tǒng), 而采用分系統(tǒng)控制策略正確可行;

2) 仿真結(jié)果表明, 參數(shù)的變化特性符合期望值, 動(dòng)力系統(tǒng)變化過程快速、穩(wěn)定。

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(責(zé)任編輯: 陳 曦)

Modeling and Simulation of Counter-rotating Turbine Power System for Underwater Vehicle

ZHAO Min-quan,WANG Xin-ping2

(1. 91404thUnit, The People′s Liberation Army of China, Qinhuangdao 066001, China; 2. School of Marine Science and Technology, Northwestern Polytechnical University, Xi′an 710072, China)

To study the power system of counter-rotating turbine for an underwater vehicle, a control scheme of counter-rotating turbine power subsystems is proposed. The first stage turbine is controlled by the fuel flow, the second stage turbine is controlled by adjusting the proportional relief valve′s pressure of a sea water pump to change the absorbing power. Then mathematical models of the closed cycle control system are established respectively for each stage turbine. The speed changing characteristics in constant depth and the steady speed characteristics at varying depth of the underwater vehicle are simulated. The results indicate that the changing characteristics of the parameters are in accordance with the expected values and the changing process of the power system is fast and steady.

underwater vehicle; counter-rotating turbine; power system; modeling and simulation

10.11993/j.issn.1673-1948.2017.01.008

TJ630.32; TK47

A

1673-1948(2017)01-0037-08

2016-09-27;

2016-11-29.

趙民全(1979-), 男, 碩士, 工程師, 主要研究方向?yàn)殡娮訉?duì)抗及裝備可靠性.