劉 剛，顧正綱，王 鵬，孟 浩

(1. 國家電網(wǎng)黑龍江省電力有限公司發(fā)展策劃部，黑龍江 哈爾濱 150001；2. 中國船舶重工集團(tuán)公司 第七O三研究所，黑龍江 哈爾濱 150001；3. 哈爾濱工程大學(xué) 自動(dòng)化學(xué)院，黑龍江 哈爾濱 150001)

回汽技術(shù)在船舶換向中的應(yīng)用研究

劉 剛1，顧正綱1，王 鵬2，孟 浩3

(1. 國家電網(wǎng)黑龍江省電力有限公司發(fā)展策劃部，黑龍江 哈爾濱 150001；2. 中國船舶重工集團(tuán)公司 第七O三研究所，黑龍江 哈爾濱 150001；3. 哈爾濱工程大學(xué) 自動(dòng)化學(xué)院，黑龍江 哈爾濱 150001)

船舶蒸汽動(dòng)力裝置中設(shè)置的倒車汽輪機(jī)，一般情況下只在船舶倒車工況時(shí)工作。為了克服船舶換向過程中鍋爐超壓的問題，應(yīng)充分利用倒車汽輪機(jī)和回汽控制技術(shù)。本文以大型船舶蒸汽動(dòng)力裝置為研究對(duì)象，通過機(jī)理分析建立其數(shù)學(xué)模型，提出一種具有回汽控制的機(jī)爐協(xié)調(diào)控制方案，并對(duì)換向過程進(jìn)行動(dòng)態(tài)仿真。仿真結(jié)果表明使用回汽控制的機(jī)爐協(xié)調(diào)控制方式的主蒸汽壓力偏差相對(duì)于不使用回汽控制的協(xié)調(diào)控制方式減小了 1%，主蒸汽壓力更穩(wěn)定?？梢缘玫浇Y(jié)論，使用具有回汽控制的機(jī)爐協(xié)調(diào)控制方式可以解決換向過程中鍋爐超壓的問題。

蒸汽動(dòng)力；回汽控制；機(jī)爐協(xié)調(diào)控制；船舶換向

0 引 言

蒸汽動(dòng)力船舶的變速變向能力和剎車距離，是船舶一個(gè)重要技術(shù)指標(biāo)，反映著船舶的機(jī)動(dòng)性[1]。蒸汽動(dòng)力裝置在換向過程中，由于汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速的快速變化，經(jīng)常會(huì)導(dǎo)致主鍋爐超壓。為了克服上述問題，動(dòng)力工程領(lǐng)域提出了回汽控制技術(shù)。

船舶蒸汽動(dòng)力裝置回汽控制技術(shù)也稱回汽保護(hù)技術(shù)，類似于地面電站汽輪機(jī)的旁路，是指通過將蒸汽通入與當(dāng)前正在工作的汽輪機(jī)做功方向相反的汽輪機(jī)，產(chǎn)生與當(dāng)前旋轉(zhuǎn)方向相反的作用力，使汽輪機(jī)迅速減速至指定轉(zhuǎn)速或停車[2]。回汽控制技術(shù)主要運(yùn)用在船舶緊急換向、緊急降速和鍋爐超壓保護(hù)情況下。在鍋爐超壓時(shí)，通過同時(shí)開啟正倒車汽輪機(jī)的進(jìn)汽閥，保持主蒸汽壓力穩(wěn)定。

本文在分析船舶蒸汽動(dòng)力裝置的結(jié)構(gòu)特性和工作特點(diǎn)的基礎(chǔ)上，建立適用于蒸汽動(dòng)力裝置的全工況實(shí)時(shí)仿真模型，提出一種以鍋爐跟隨汽輪機(jī)為基礎(chǔ)、具有回汽控制的機(jī)爐協(xié)調(diào)控制方式，并進(jìn)行仿真，通過對(duì)比驗(yàn)證該方式的優(yōu)越性。

1 船舶蒸汽動(dòng)力裝置的建模

蒸汽動(dòng)力裝置控制系統(tǒng)可分為主蒸汽壓力控制系統(tǒng)和轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng) 2 部分。

1.1 主蒸汽壓力控制系統(tǒng)模型

主蒸汽壓力控制系統(tǒng)由爐膛、蒸發(fā)受熱面、過熱器、母管和用汽設(shè)備組成。

1.1.1 爐膛

爐膛的輸入量為單位時(shí)間內(nèi)爐膛燃燒的燃料量M，輸出量為單位時(shí)內(nèi)傳給爐膛受熱面的燃料發(fā)熱量Qr。燃油調(diào)節(jié)閥可以看成放大系數(shù)為 KM的比例環(huán)節(jié)。燃油燃燒放出的熱量傳給蒸汽系統(tǒng)。從燃油燃燒到蒸汽系統(tǒng)熱量的吸收有一定的延遲時(shí)間，所以燃燒系統(tǒng)可以近似的描述成一個(gè)遲延環(huán)節(jié) e?τMs。則可得爐膛傳遞函數(shù)為[3]：

1.1.2 蒸發(fā)受熱面

蒸汽系統(tǒng)吸收的熱量一部分用于把給水加熱到飽和水，飽和水變成飽和蒸汽。根據(jù)熱平衡定律：

式中：D 為鍋爐的蒸發(fā)量；ibq為飽和蒸汽焓；ibs為飽和水焓；igs為給水焓；Wb為鍋爐儲(chǔ)水量。

飽和水焓和鍋筒蒸汽壓力 Pb有關(guān)，即ibs=f(Pb)，微分后代入式（2）可得：

把蒸發(fā)系統(tǒng)的吸熱量用蒸汽量來表示，即吸熱量理論上能產(chǎn)生的蒸汽量為[4]：

式（4）經(jīng)拉氏變換后可得蒸汽系統(tǒng)的傳遞函數(shù)：

G(s)=Pb(s)=1。(5)

3Dq(s)?D(s)Cbs

1.1.3 過熱器

過熱器的進(jìn)口壓力為汽包壓力 Pb，出口壓力為蒸汽母管壓力 PM，過熱器出口和入口的差壓與過熱器流通阻力和蒸汽流量 D 有關(guān)?？山票硎緸镻M?Pb=KgrD2。

微分得：

令 2KgrD=Rgr，則上式可寫成：

式中：d(PM?Pb) 為壓力變化增量；dD 為蒸汽變化增量；Rgr為過熱器動(dòng)態(tài)阻力，其取值與鍋爐負(fù)荷有關(guān)。

經(jīng)拉氏變換后可得過熱器傳遞函數(shù)：

1.1.4 母管

蒸汽母管流入量為鍋爐的蒸汽量 D，流出量為進(jìn)入汽輪機(jī)的蒸汽量 DT，母管壓力 PM反映了流入流出蒸汽流量物質(zhì)平衡。以 PM作為母管環(huán)節(jié)的輸出，取 D與 DT的差作為輸入，母管的傳遞函數(shù)為：

式中 CM為蒸汽母管的容量系數(shù)。

1.1.5 用汽設(shè)備

DT是母管壓力 PM，用汽設(shè)備背壓 P0和調(diào)節(jié)閥開度 μT的函數(shù)。P0很小且很少變化，假定調(diào)節(jié)閥為線性的，則用汽設(shè)備的傳遞函數(shù)為：

式中：RT為動(dòng)態(tài)流通阻力系數(shù)；KT為調(diào)節(jié)閥靜態(tài)放大系數(shù)；μT為調(diào)節(jié)閥開度；PM為母管壓力；DT為耗汽量。

對(duì)式（10）取拉氏變換后得：

根據(jù)對(duì)上述 5 個(gè)基本環(huán)節(jié)的分析，可以畫出燃料量及用汽設(shè)備調(diào)節(jié)閥開度對(duì)主蒸汽壓力的方框圖如圖 1所示。

1.2 汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)模型

汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)分為汽輪機(jī)本體和汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速控制機(jī)構(gòu) 2 部分。

1.2.1 汽輪機(jī)本體模型

分別建立汽輪機(jī)的高壓缸和低壓缸的功率模型，汽輪機(jī)本體的數(shù)學(xué)模型如圖 2 所示，汽輪機(jī)模型的輸入為進(jìn)入汽輪機(jī)的蒸汽流量 Q，系統(tǒng)輸出為汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子的機(jī)械功率 PM，從原理上考慮 2 個(gè)氣缸的工作過程及特性建立如圖 2 的汽輪機(jī)本體模型。

圖2中，TCH為高壓汽室蒸汽容積時(shí)間；TCO為低壓連通管蒸汽容積時(shí)間；KCH為高壓缸功率系數(shù)；KCO為低壓缸功率系數(shù)；KCH+ KCO= 1。PM為汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子的機(jī)械功率輸出。其傳遞函數(shù)為：

1.2.2 汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速控制機(jī)構(gòu)模型

汽輪機(jī)的控制系統(tǒng)利用錯(cuò)油門控制油動(dòng)機(jī)動(dòng)作，同時(shí)用凸輪機(jī)構(gòu)調(diào)整蒸汽閥門的開度來控制輸給汽輪機(jī)的蒸汽流量即蒸汽功率。由于各環(huán)節(jié)串聯(lián)工作，汽輪機(jī)的控制部分可分別建模。

1）電液伺服閥模型

根據(jù)電液伺服閥的特性，其通用數(shù)學(xué)模型為：

式中：I 為控制電流；ξV為電液伺服閥阻尼比；P 為電液伺服閥輸出壓力；ωV為電液伺服閥固有頻率；Kq為電液伺服閥流量增益。由于電液伺服閥的固有頻率一般比汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速控制機(jī)構(gòu)的固有頻率高很多，所以在系統(tǒng)模型中將電液伺服閥的模型考慮為比例環(huán)節(jié)。

2）錯(cuò)油門模型

式中：Xi為錯(cuò)油門輸入位移；XV為錯(cuò)油門位移；ξh為阻尼比；ωh為液壓固有頻率，；A 為油動(dòng)機(jī)活塞面積；βe 為油液等效體積彈性模量；Vt為油動(dòng)機(jī)容積；m 為油動(dòng)機(jī)及負(fù)載質(zhì)量。錯(cuò)油門的反饋為彈簧，此模型為典型質(zhì)量彈簧系統(tǒng)，由于錯(cuò)油門的輸入及反饋模型的固有頻率都比較高，故將此部分模型簡化為比例環(huán)節(jié)[5]。

3）錯(cuò)油門輸出及油動(dòng)機(jī)模型

根據(jù)錯(cuò)油門及反饋杠桿的原理可以得到錯(cuò)油門及反饋桿的傳遞函數(shù)：

式中：S 為油動(dòng)機(jī)位移；ξh為油動(dòng)機(jī)阻尼比；A 為動(dòng)機(jī)油缸作用面積；L 為錯(cuò)油門行程。由于油動(dòng)機(jī)為典型的機(jī)液伺服系統(tǒng)，固有頻率很高，油動(dòng)機(jī)對(duì)頻率系統(tǒng)的影響很小，故簡化為慣性環(huán)節(jié)。

式中 Th為錯(cuò)油門時(shí)間常數(shù)。

4）蒸汽閥門流量功率模型

蒸汽流量及其功率計(jì)算十分復(fù)雜，但其對(duì)系統(tǒng)仿真影響不大，故取閥門輸入蒸汽功率為[6-7]：

式中：N 為輸入蒸汽功率；P 為蒸汽壓力；Q 為蒸汽流量；Cd為閥門系數(shù)；ω 為閥門面積梯度；XV為閥芯位移；ΔP 為閥壓降；ρ 為蒸汽密度。

由于此模型為不可壓縮氣體的流量模型，其參數(shù)比較復(fù)雜且對(duì)系統(tǒng)的影響不大，故將其簡化為恒壓差流量模型。這樣就建立了汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速、功率控制部分的模型。由于此閥門響應(yīng)速度很快，其響應(yīng)時(shí)間對(duì)系統(tǒng)的影響不大，故將其模型簡化為比例環(huán)節(jié)。

式中 KN為蒸汽功率放大系數(shù)。

1.2.3 汽輪機(jī)控制系統(tǒng)負(fù)載模型

針對(duì)典型的負(fù)載，建立如下的汽輪機(jī)控制系統(tǒng)負(fù)載模型。

1）汽輪機(jī)效率及負(fù)載扭矩汽輪機(jī)效率：

式中：η 為汽輪機(jī)效率；Ka 為汽輪機(jī)效率系數(shù)；n 為汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速。

汽輪機(jī)輸出軸扭矩：

式中：T 為汽輪機(jī)輸出軸扭矩；Kb 為汽輪機(jī)扭矩系數(shù)。

2）軸系轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的影響

由于軸系轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)汽輪機(jī)系統(tǒng)性能的影響較大，將系統(tǒng)中軸系轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的模型考慮為慣性環(huán)節(jié)。

式中：Pout為軸系輸出功率；PM為軸系輸入功率；Tz為軸系時(shí)間常數(shù)。

3）蒸汽流量的計(jì)算

配氣機(jī)構(gòu)的流量模型的非線性表示式為：

式中：Q 為蒸汽流量；Cd為閥門系數(shù)；ω 為面積梯度；Xv為閥芯位移；ΔP 為閥的壓降。

4）汽輪機(jī)軸扭矩

汽輪機(jī)軸轉(zhuǎn)速除受軸系轉(zhuǎn)動(dòng)慣量影響外，主要受到螺旋槳負(fù)載的影響，汽輪機(jī)的負(fù)載扭矩與轉(zhuǎn)速的平方成正比，即

式中：T 為扭矩；K 為系數(shù)；ω 為螺旋槳轉(zhuǎn)速。

另外，螺旋槳功率為螺旋槳扭矩和功率的乘積為：

綜上，建立了汽輪機(jī)正車轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)模型。由于汽輪機(jī)倒車轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)與正車轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)的原理相同。同理可建立汽輪機(jī)倒車的轉(zhuǎn)速系統(tǒng)模型。

2 具有回汽控制的機(jī)爐協(xié)調(diào)系統(tǒng)

機(jī)爐協(xié)調(diào)控制系統(tǒng)是船舶蒸汽動(dòng)力裝置自動(dòng)控制系統(tǒng)的重要組成部分，它控制著主汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)、主鍋爐燃燒控制系統(tǒng)以及其他各子系統(tǒng)協(xié)調(diào)動(dòng)作，以滿足負(fù)荷要求并保證整個(gè)動(dòng)力裝置穩(wěn)定運(yùn)行。機(jī)爐協(xié)調(diào)控制主要有鍋爐跟隨汽輪機(jī)協(xié)調(diào)控制、汽輪機(jī)跟隨鍋爐協(xié)調(diào)控制、汽輪機(jī)鍋爐協(xié)調(diào)控制 3 種方式。考慮到船舶蒸汽動(dòng)力系統(tǒng)的多變量、強(qiáng)耦合、大遲延、非線性特點(diǎn)及設(shè)計(jì)和調(diào)試難度，在實(shí)際工程中一般還是采用以鍋爐跟隨汽輪機(jī)為基礎(chǔ)的協(xié)調(diào)控制方案[8]。

這種控制方式因?yàn)槔昧隋仩t的蓄熱量，所以能比較快地適應(yīng)主汽輪機(jī)負(fù)荷的要求。但是主蒸汽壓力會(huì)波動(dòng)較大，當(dāng)主汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速變化較大時(shí)，主蒸汽壓力波動(dòng)將超出允許范圍，影響鍋爐及輔機(jī)的正常運(yùn)行[9]。為了解決鍋爐跟隨汽輪機(jī)方式主蒸汽壓力波動(dòng)大的問題，兼顧系統(tǒng)實(shí)施的可行性，這里提出采用以鍋爐跟隨汽輪機(jī)方式為基礎(chǔ)，充分利用回汽裝置作用的機(jī)爐協(xié)調(diào)控制方案。

船舶蒸汽動(dòng)力裝置與陸用機(jī)組相比，特殊之處在于倒車汽輪機(jī)的存在，這使得當(dāng)正車汽輪機(jī)快速減小轉(zhuǎn)速，鍋爐的主汽壓力超過設(shè)定壓力保護(hù)高限時(shí)，將倒車閥打開，鍋爐所提供的多余的部分蒸汽短時(shí)間內(nèi)可以充入倒車汽輪機(jī)，從而減小主汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速變化對(duì)鍋爐的沖擊。回汽控制是汽輪機(jī)的一個(gè)重要功能，通過同時(shí)開啟汽輪機(jī)正車和倒車進(jìn)汽閥，來限制主汽壓力的波動(dòng)。通過回汽控制技術(shù)，既能保證鍋爐不超壓，又可以提高汽輪機(jī)響應(yīng)的快速性。

圖 3 中給出了具有回汽控制蒸汽動(dòng)力裝置機(jī)爐協(xié)調(diào)控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方案。這種方式采用回汽控制實(shí)現(xiàn)保護(hù)回路的功能，當(dāng)機(jī)前壓力過大的波動(dòng)時(shí)，則投入回汽控制，同時(shí)開大正車和倒車汽輪機(jī)調(diào)門，以限制機(jī)前壓力過大的波動(dòng)，提高響應(yīng)速度。各回路采用PID 控制方法。主汽輪機(jī)正車回路 PID1和倒車回路PID2控制主汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速 n，鍋爐主蒸汽壓力回路 PID3控制主蒸汽壓力 PT。當(dāng)主汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速要求指令 rn變化時(shí)，首先判定是正車過程還是倒車過程，然后由相應(yīng)的控制回路發(fā)出改變主汽輪機(jī)正車或倒車調(diào)節(jié)閥開度的指令 μZ（μD），從而改變主汽輪機(jī)進(jìn)汽量，使主汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速 n 迅速滿足要求。正車（倒車）調(diào)節(jié)閥開度改變后，鍋爐出口主蒸汽壓力（機(jī)前壓力） PT偏離其給定值 rP，于是通過鍋爐主蒸汽壓力回路 PID3改變?nèi)紵?μB，最后穩(wěn)態(tài)時(shí)，達(dá)到 n = rn，PT= rP。

rn信號(hào)分為 2 路：一路作為轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速給定信號(hào)；另一路引入鍋爐主蒸汽壓力控制系統(tǒng)，通過前饋環(huán)節(jié) WD（s）引入主蒸汽壓力控制回路 PID3控制輸出補(bǔ)償信號(hào)，當(dāng)主機(jī)轉(zhuǎn)速給定值變化時(shí)，通過前饋環(huán)節(jié) WD（s）環(huán)節(jié)提前改變?nèi)加土浚钥朔仩t的慣性，適應(yīng)主機(jī)負(fù)荷變化的要求。前饋信號(hào)是超前起作用的，當(dāng) rn不變化時(shí)，前饋環(huán)節(jié) WD（s）輸出信號(hào)保持不變，正好滿足要求[10]。

系統(tǒng)中設(shè)置了超壓保護(hù)回汽控制回路 PID4和欠壓保護(hù)回路 PID5，兩回路的輸入均為主蒸汽壓力 PT，PID4設(shè)定值為主蒸汽壓力的高限，PID5設(shè)定值為主蒸汽壓力的低限，兩回路的輸出均為正車（倒車）調(diào)節(jié)閥的閥位。

當(dāng)轉(zhuǎn)速變化較小時(shí)，通過前饋環(huán)節(jié)可以及時(shí)改變鍋爐的燃油量來克服鍋爐的慣性，減小主蒸汽壓力的動(dòng)態(tài)偏差，同時(shí)由于機(jī)前壓力的動(dòng)態(tài)偏差較小，因此超壓保護(hù)回路 PID4和欠壓的保護(hù)回路 PID5不會(huì)投入，而只有轉(zhuǎn)速回路即 PID1或 PID2投入工作，其輸出通過控制信號(hào)選擇模塊 MAX 和 MIN 作用到正車或倒車閥上。

當(dāng)主機(jī)轉(zhuǎn)速上升幅度較大時(shí)，前饋環(huán)節(jié)信號(hào)的作用不足以克服鍋爐的慣性，主蒸汽壓力的動(dòng)態(tài)偏差超過壓力保護(hù)的下限值，欠壓保護(hù)回路 PID5的輸出值小于轉(zhuǎn)速控制回路PID1或 PID2的輸出值，通過 MIN 選擇模塊，欠壓保護(hù)回路投入作為控制信號(hào)選擇模塊的信號(hào)輸出，限制轉(zhuǎn)速的繼續(xù)大幅度上升，減小汽輪機(jī)的閥門的動(dòng)作，防止壓力降低，保證鍋爐不欠壓。

當(dāng)主機(jī)轉(zhuǎn)速下降幅度較大時(shí)，主蒸汽壓力的動(dòng)態(tài)偏差超過壓力保護(hù)的上限值，PID4的輸出值大于轉(zhuǎn)速控制回路 PID1或 PID2的輸出值，通過 MAX 選擇模塊，回汽控制回路投入作為控制信號(hào)選擇模塊的信號(hào)輸出，在繼續(xù)關(guān)小正車（或倒車）調(diào)節(jié)閥保證轉(zhuǎn)速繼續(xù)降低的同時(shí)，開啟倒車（或正車）調(diào)節(jié)閥，降低主蒸汽壓力，保證鍋爐不超壓，從而達(dá)到穩(wěn)定主蒸汽壓力的目的。

3 仿真分析

為了驗(yàn)證具有回汽控制技術(shù)的機(jī)爐協(xié)調(diào)控制系統(tǒng)在船舶換向過程中的應(yīng)用效果，下面將具有回汽控制的機(jī)爐協(xié)調(diào)控制系統(tǒng)與所建立的數(shù)學(xué)模型連接起來，對(duì)倒車換向過程進(jìn)行仿真，并與無回汽功能的機(jī)爐協(xié)調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行對(duì)比。仿真數(shù)據(jù)均作歸一化處理。從仿真中可以看到，倒車換向過程中應(yīng)用回汽控制技術(shù)，主蒸汽壓力的波動(dòng)較小，系統(tǒng)在換向過程更穩(wěn)定。

如圖 4 所示，螺旋槳轉(zhuǎn)速給定由正車最大轉(zhuǎn)速降至倒車 45%。從圖 4 中可以看到在換向過程中，2 種控制方式都能實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)速的快速穩(wěn)定跟隨。從圖 5 可看到，無回汽控制方式的主蒸汽壓力偏差最大值為 5%。有回汽控制方式主蒸汽壓力最大偏差為 4%，雖然有回汽控制方式下主蒸汽壓力雖然有所波動(dòng)，但不超過5%，在誤差允許范圍內(nèi)，并且持續(xù)時(shí)間都較短。因此總體上有回汽控制方式效果要好于無回汽控制方式。

圖 6 和圖 7 可看到，無回汽控制方式下，倒車閥在正車閥完全關(guān)閉后才開啟，在有回汽控制方式下，倒車閥在降速開始時(shí)就開啟進(jìn)行回汽，避免了主蒸汽超壓。有回汽控制方式下正車閥和倒車閥的動(dòng)作幅度都比較小，更有利于對(duì)設(shè)備的保護(hù)。

4 結(jié) 語

本文建立了船舶蒸汽動(dòng)力裝置增壓鍋爐及主汽輪機(jī)數(shù)學(xué)模型，提出具有回汽控制功能的機(jī)爐協(xié)調(diào)控制方法，并通過仿真與無回汽控制的機(jī)爐協(xié)調(diào)方式進(jìn)行對(duì)比，驗(yàn)證了具有回汽控制的機(jī)爐協(xié)調(diào)系統(tǒng)在船舶換向過程中可以取得比常規(guī)機(jī)爐協(xié)調(diào)方式更好的控制效果，得到以下結(jié)論：

1）回汽控制可以有效減小主蒸汽壓力的偏差，防止換向過程中可能出現(xiàn)的鍋爐超壓問題。仿真結(jié)果表明，有回汽控制的機(jī)爐協(xié)調(diào)控制的主蒸汽壓力偏差最大值要比無回汽控制的機(jī)爐協(xié)調(diào)控制方式小 1%。

2）回汽控制可以減小正車閥和倒車閥的動(dòng)作幅度，這對(duì)設(shè)備的安全有一定好處。

3）雖然回汽控制可以快速地調(diào)節(jié)壓力，但是回汽的應(yīng)用是對(duì)能量的浪費(fèi)，過多地使用回汽控制，會(huì)影響汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子的壽命。未來應(yīng)進(jìn)一步探究回汽控制的規(guī)律，將更多先進(jìn)的控制方法應(yīng)用于蒸汽動(dòng)力裝置的回汽控制當(dāng)中，以求更合理的利用回汽控制技術(shù)。

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Application of back-steam technology on vessel direction reversing

LIU Gang1, GU Zheng-gang1, WANG Peng2, MENG Hao3
(1. Development Planning Department, State Grid Heilongjiang Electric Power Company Limited, Harbin 150001, China; 2. Steam Power Department, Harbin Marine Boiler and Turbine Research Institute Harbin 150001, China; 3. College of Automation, Harbin Engineering University, Harbin 150001, China)

The astern turbine which exists in marine steam power plant is usually only used in astern condition. In order to prevent the boiler pressure from being overpressure in direction reversing process, it is essential to fully utilize backsteam control. In this paper, we build up mathematical model of steam power plant and propose a boiler-turbine coordinated control system with back-steam control. The simulation results of direction reversing process shows that compared with coordinated control system without back-steam control, the maximum main pressure deviation of boiler-turbine coordinated control system with back-steam technology is 1% less than that of coordinated control system without back-steam technology. The boiler-turbine coordinated control system with back-steam control can provide greater stability of main steam pressure in direction reversing process. It can solve the problem of overpressure in direction reversing process.

steam power；back-steam control；boiler-turbine coordinated control；ship direction reversing

TK223；TP273

A

1672 - 7619(2017)02 - 0108 - 06

10.3404/j.issn.1672 - 7619.2017.02.022

2016 - 07 - 12；

2016 - 08 - 17

劉剛(1979 - )，男，高級(jí)工程師，主要研究方向?yàn)殡娏ο到y(tǒng)及動(dòng)力系統(tǒng)設(shè)計(jì)。