桂 棟， 隗 宇， 耿 琪

(上海船舶運(yùn)輸科學(xué)研究所有限公司 艦船自動(dòng)化系統(tǒng)事業(yè)部，上海 200135)

0 引 言

隨著船舶推進(jìn)技術(shù)的不斷發(fā)展，調(diào)距槳推進(jìn)系統(tǒng)得到了廣泛應(yīng)用。通過改變調(diào)距槳的螺距，不僅能在一定范圍內(nèi)任意調(diào)節(jié)主機(jī)的負(fù)荷，而且能實(shí)現(xiàn)船舶正車航行與倒車航行的自由切換，從而極大地改善船舶在各航行工況下的推進(jìn)效率，增強(qiáng)船舶的機(jī)槳匹配性能和機(jī)動(dòng)性。與定距槳推進(jìn)系統(tǒng)相比，調(diào)距槳推進(jìn)系統(tǒng)中主機(jī)的輸出功率不是僅取決于主機(jī)轉(zhuǎn)速，而是由主機(jī)轉(zhuǎn)速與調(diào)距槳螺距共同決定，其負(fù)載變化的過程更加劇烈，這對機(jī)槳匹配控制過程中的負(fù)荷控制技術(shù)提出了更高的要求。

為優(yōu)化調(diào)距槳推進(jìn)系統(tǒng)的負(fù)荷控制過程，本文提出一種新的主動(dòng)式負(fù)荷控制方法，當(dāng)主機(jī)功率接近負(fù)荷限制時(shí)，自適應(yīng)地主動(dòng)減小調(diào)距槳槳角，以提升負(fù)荷控制過程中主機(jī)輸出功率的穩(wěn)定性。此外，以實(shí)船推進(jìn)系統(tǒng)為原型進(jìn)行建模仿真，驗(yàn)證該主動(dòng)式負(fù)荷控制技術(shù)的有效性。

1 負(fù)荷控制技術(shù)分析

1.1 推進(jìn)柴油機(jī)負(fù)荷分析

在調(diào)距槳推進(jìn)系統(tǒng)中，主機(jī)輸出的功率主要通過聯(lián)軸器、齒輪箱和中間軸承傳遞給調(diào)距槳，由調(diào)距槳產(chǎn)生推力推動(dòng)船舶前進(jìn)。主機(jī)的最大輸出功率可通過其外特性曲線表征，可表示為

=++

(1)

式(1)中:、和為主機(jī)的外特性曲線參數(shù)；為主機(jī)轉(zhuǎn)速。調(diào)距槳受到的阻力矩可表示為

(2)

式(2)中：為水的密度；為調(diào)距槳直徑；為調(diào)距槳轉(zhuǎn)速；為調(diào)距槳槳角；為扭矩系數(shù)，是的正相關(guān)函數(shù)，槳角越大，該系數(shù)越大。調(diào)距槳所受負(fù)荷可換算為

=·2π

(3)

若要使主機(jī)不超負(fù)荷運(yùn)行，調(diào)距槳釋放的功率應(yīng)大于其負(fù)荷，即必須滿足關(guān)系式

≤··

(4)

式(4)中:為齒輪箱和軸系的傳動(dòng)效率；為船-槳相互作用之后的影響系數(shù)。

由以上分析可知：當(dāng)調(diào)距槳的推力大于其阻力矩時(shí)，可充分釋放主機(jī)功率，推動(dòng)船舶前進(jìn)；反之，主機(jī)功率和轉(zhuǎn)速會(huì)受到壓制，易出現(xiàn)超負(fù)荷運(yùn)行的情況。在船舶加速過程中，由于轉(zhuǎn)速與槳角同時(shí)匹配增加會(huì)導(dǎo)致調(diào)距槳阻力矩急劇變大，再加上航行海況波動(dòng)和船舶航行姿態(tài)改變等隨機(jī)因素的影響，極易出現(xiàn)調(diào)距槳瞬時(shí)阻力矩大于其推力的情況。若監(jiān)控系統(tǒng)沒有負(fù)荷控制功能，則主機(jī)很容易超負(fù)荷運(yùn)行，見圖1a。

圖1 柴油機(jī)負(fù)荷控制示意圖

1.2 主動(dòng)式負(fù)荷控制技術(shù)

為有效保護(hù)主機(jī)，在設(shè)計(jì)船舶監(jiān)控系統(tǒng)時(shí)，通常會(huì)選定某條能表征主機(jī)負(fù)荷的參數(shù)曲線(如主機(jī)的轉(zhuǎn)速-額定功率曲線)，由此設(shè)定一條負(fù)荷限制線。一旦主機(jī)功率觸碰了負(fù)荷限制線，監(jiān)控系統(tǒng)將通過停止增加轉(zhuǎn)速、減小槳角和限制主機(jī)油門適當(dāng)減小主機(jī)負(fù)載，放緩加載過程，如圖1b所示。這種傳統(tǒng)的負(fù)荷控制技術(shù)一般在監(jiān)測到主機(jī)功率觸碰甚至超過負(fù)荷限制線之后才采取限制主機(jī)功率和減小主機(jī)負(fù)載等措施，雖然能起到保護(hù)主機(jī)的作用，但在負(fù)荷控制上具有一定的被動(dòng)性和遲滯性，易造成主機(jī)功率在負(fù)荷限制線附近來回波動(dòng)、調(diào)距槳螺距下降幅度偏大和主機(jī)轉(zhuǎn)速難以跟隨目標(biāo)等不穩(wěn)定情況。

為使推進(jìn)系統(tǒng)獲得最佳的加速性能，同時(shí)使主機(jī)在加速過程中盡量不超負(fù)荷運(yùn)行，嘗試設(shè)計(jì)一種主動(dòng)式負(fù)荷控制技術(shù)，采用時(shí)域前饋控制方法，實(shí)時(shí)計(jì)算主機(jī)當(dāng)前功率與額定功率的差值，利用主機(jī)功率裕量主動(dòng)微調(diào)螺旋槳的螺距。由式(3)和式(4)可得主機(jī)功率裕量為

(5)

式(5)中:為主機(jī)在任一轉(zhuǎn)速下的額定功率。若在船舶加速過程中預(yù)測到小于設(shè)定的安全閾值，則立即提前減小槳角，主動(dòng)減小調(diào)距槳的阻力矩，即使系統(tǒng)加載存在慣性，仍可保持>0，達(dá)到避免主機(jī)超負(fù)荷運(yùn)行的效果。主動(dòng)式負(fù)荷控制技術(shù)通過實(shí)時(shí)預(yù)測主機(jī)功率裕量，并提前改變機(jī)槳匹配控制特性，可有效減小系統(tǒng)超調(diào)，使主機(jī)在不超過負(fù)荷限制線的前提下穩(wěn)定輸出功率，其理想加載過程如圖1c所示。

2 調(diào)距槳推進(jìn)系統(tǒng)建模

以某新型國產(chǎn)柴油機(jī)-調(diào)距槳聯(lián)合推進(jìn)裝置為原型，根據(jù)能量守恒原理和循環(huán)平均值方法，運(yùn)用MATLAB/Simulink工具建立調(diào)距槳推進(jìn)系統(tǒng)仿真模型，并利用該模型進(jìn)行主機(jī)加載試驗(yàn)，驗(yàn)證該負(fù)荷控制技術(shù)的有效性。該推進(jìn)系統(tǒng)由2臺(tái)柴油機(jī)模型、1套齒輪箱模型、1套調(diào)距槳及軸系模型組成，其中柴油機(jī)功率經(jīng)帶有液力偶合器的減速齒輪箱并車之后，經(jīng)軸系傳遞給調(diào)距槳輸出。模型中的主機(jī)轉(zhuǎn)速-功率曲線、液力偶合器滑差曲線、齒輪箱減速比和船槳特性等參數(shù)均按某實(shí)船參數(shù)設(shè)置，模型結(jié)構(gòu)見圖2。

圖2 調(diào)距槳推進(jìn)系統(tǒng)Simulink仿真模型結(jié)構(gòu)

2.1 柴油機(jī)模型

根據(jù)達(dá)蘭貝爾原理建立柴油機(jī)模型，考慮柴油機(jī)摩擦扭矩，可得平衡方程為

(6)

式(6)中：為柴油機(jī)發(fā)出的扭矩；為柴油機(jī)的摩擦力矩；為柴油機(jī)負(fù)載摩擦力矩；為柴油機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；為柴油機(jī)轉(zhuǎn)速。

2.2 液力偶合器模型

液力偶合器接合之后，輸出端與輸入端會(huì)產(chǎn)生相對滑動(dòng)，輸出與輸入之間的損耗根據(jù)總體設(shè)計(jì)單位提供的滑差曲線計(jì)算。液力偶合器脫開之后，輸入與輸出無關(guān)。液力偶合器的接合和脫開需設(shè)置一定的延時(shí) ，由此可得傳遞函數(shù)為

(7)

2.3 減速齒輪箱模型

齒輪箱轉(zhuǎn)速傳遞模型為

()=

(8)

式(8)中：為齒輪箱減速比，設(shè)為5184。

齒輪箱扭矩傳遞模型為

=+-=·

(9)

式(9)中：為齒輪箱輸出扭矩；和為齒輪箱輸入扭矩；為齒輪箱摩擦損失扭矩；為齒輪箱效率。

2.4 軸系模型

軸系的摩擦損失數(shù)據(jù)的計(jì)算公式為

=-

(10)

式(10)中：為調(diào)距槳得到的功率；為齒輪箱輸出功率；為軸系摩擦損失功率。

2.5 調(diào)距槳模型

調(diào)距槳水動(dòng)力模型即不同螺距下的螺旋槳水動(dòng)力模型，其表達(dá)式為

=

(11)

式(11)中：為調(diào)距槳推力；為水的密度；為調(diào)距槳直徑；為調(diào)距槳轉(zhuǎn)速；為推力系數(shù)，通過查敞水曲線圖譜得到。

在調(diào)距槳推進(jìn)系統(tǒng)仿真模型的基礎(chǔ)上，利用VC++開發(fā)環(huán)境開發(fā)專用的仿真應(yīng)用軟件。通過該軟件可設(shè)定主機(jī)轉(zhuǎn)速指令和調(diào)距槳槳角指令，同時(shí)顯示和記錄主機(jī)油門、主機(jī)功率和軸系轉(zhuǎn)速等運(yùn)行參數(shù)。該調(diào)距槳推進(jìn)系統(tǒng)仿真軟件主界面見圖3。

圖3 調(diào)距槳推進(jìn)系統(tǒng)仿真軟件主界面

3 仿真驗(yàn)證

利用建立的調(diào)距槳推進(jìn)系統(tǒng)模型，在單機(jī)接排運(yùn)行模式下分別進(jìn)行無負(fù)荷限制、有負(fù)荷限制和主動(dòng)式負(fù)荷控制等3種控制策略下的主機(jī)加載過程仿真，對比分析和驗(yàn)證主動(dòng)式負(fù)荷控制策略的有效性。根據(jù)總體設(shè)計(jì)單位提供的數(shù)據(jù)，模型中柴油機(jī)轉(zhuǎn)速和功率參數(shù)見表1。

表1 模型中柴油機(jī)轉(zhuǎn)速和功率參數(shù)

3.1 無負(fù)荷限制加載

首先進(jìn)行無負(fù)荷限制策略下的主機(jī)加載，屏蔽機(jī)槳聯(lián)控過程中的負(fù)荷限制功能，對加載過程中的主機(jī)轉(zhuǎn)速、主機(jī)油門和主機(jī)功率進(jìn)行測試和分析。考慮到低工況下主機(jī)負(fù)載較小，觸碰負(fù)荷限制的概率較低，模擬加載過程從600 r/min開始。通過仿真軟件控制主機(jī)轉(zhuǎn)速以8 r/s的速率增加到1 066 r/min，槳角保持在80%，加載過程見圖4。

圖4 無負(fù)荷限制策略下的主機(jī)加載過程

通過對比表1中的柴油機(jī)轉(zhuǎn)速和額定功率數(shù)據(jù)，由圖4可知，在690～720 r/min和810～840 r/min這2個(gè)主機(jī)轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)，主機(jī)功率有2個(gè)階段峰值，主機(jī)功率已到達(dá)額定功率，后續(xù)將重點(diǎn)分析和驗(yàn)證這2個(gè)區(qū)間內(nèi)的機(jī)槳控制效果。

3.2 傳統(tǒng)負(fù)荷控制加載

在機(jī)槳控制程序中加入碰負(fù)荷限制減槳角功能，即在主機(jī)加載過程中，若觸碰負(fù)荷限制線，則停止增加主機(jī)轉(zhuǎn)速，并以每秒1%的速率自動(dòng)減小槳角，從而降低主機(jī)功率。通過仿真軟件控制主機(jī)轉(zhuǎn)速以8 r/s的速率從600 r/min增加到1 066 r/min，槳角保持在80%，加載過程見圖5。

圖5 有負(fù)荷限制策略下的主機(jī)加載過程

由圖5可知，在主機(jī)轉(zhuǎn)速700 r/min附近第一次觸碰負(fù)荷限制線，隨后主機(jī)轉(zhuǎn)速停止增加，槳角自動(dòng)減小1%，主機(jī)功率降至負(fù)荷限制線以下。此后，槳角增加到80%，主機(jī)嘗試重新加速，再次觸碰負(fù)荷限制線，直至穩(wěn)定約5 s之后才實(shí)現(xiàn)重新加速。

在主機(jī)轉(zhuǎn)速810 r/min附近第三次觸碰負(fù)荷限制線，隨后主機(jī)轉(zhuǎn)速停止增加，槳角自動(dòng)減小2%，主機(jī)轉(zhuǎn)速穩(wěn)定10 s左右才恢復(fù)加速。在整個(gè)加速過程中，主機(jī)功率波動(dòng)幅度最大為740 kW，約為主機(jī)額定功率的9.3%，系統(tǒng)的穩(wěn)定性較差。

3.3 主動(dòng)式負(fù)荷控制加載

在機(jī)槳控制程序中加入主動(dòng)式負(fù)荷控制功能，設(shè)定主機(jī)功率裕量的安全閾值為5%，即當(dāng)主機(jī)功率達(dá)到額定功率的95%時(shí)，以一定的速率自動(dòng)減小槳角，但繼續(xù)執(zhí)行增加主機(jī)轉(zhuǎn)速。為更精準(zhǔn)地調(diào)節(jié)主機(jī)功率，補(bǔ)償功率變化的非線性特性，根據(jù)主機(jī)功率裕量對自動(dòng)減小槳角的速率進(jìn)行函數(shù)運(yùn)算，主機(jī)功率裕量越大，自動(dòng)減小槳角速率越小。自動(dòng)減小槳角速率運(yùn)算曲線見圖6，其中：為自動(dòng)減小槳角的速率，初始值為1%/s；為主機(jī)功率裕量；增益斷點(diǎn)設(shè)定為160 kW；二次函數(shù)系數(shù)設(shè)定為(-1，0.6)。

圖6 自動(dòng)減小槳角速率運(yùn)算曲線

通過仿真軟件控制主機(jī)轉(zhuǎn)速以8 r/s的速率從600 r/min增加到1 066 r/min，槳角保持在80%，加載過程見圖7。

圖7 主動(dòng)式負(fù)荷控制策略下的主機(jī)加載過程

由圖7可知：在主機(jī)轉(zhuǎn)速690 r/min附近第一次觸碰負(fù)荷控制線，隨后槳角自動(dòng)減小1%，主機(jī)轉(zhuǎn)速繼續(xù)增加，主機(jī)功率緩慢振蕩上升，并未觸碰負(fù)荷限制線；在主機(jī)轉(zhuǎn)速800 r/min附近第二次觸碰負(fù)荷控制線，槳角自動(dòng)減小1.8%，主機(jī)轉(zhuǎn)速繼續(xù)增加，主機(jī)功率緩慢振蕩上升，并未觸碰負(fù)荷限制線。在整個(gè)加速過程中，主機(jī)功率未明顯下降，波動(dòng)幅度最大約4.9%，系統(tǒng)的穩(wěn)定性得到明顯改善。

3.4 仿真結(jié)果分析

根據(jù)前面的仿真結(jié)果對2種控制策略的負(fù)荷控制效果進(jìn)行對比，結(jié)果見表2。由表2可知：

1) 由于提前主動(dòng)減小槳角，提升了負(fù)荷控制的主動(dòng)性和超前性。同時(shí)，轉(zhuǎn)速的增加動(dòng)態(tài)提升了負(fù)荷控制線。因此，主動(dòng)式負(fù)荷控制策略下觸線次數(shù)更少，觸線時(shí)間更短，既實(shí)現(xiàn)了對主機(jī)的安全保護(hù)，又維持了主機(jī)的加速能力。

2) 對比負(fù)荷限制策略，主動(dòng)式負(fù)荷控制策略在觸線之后依然執(zhí)行主機(jī)加速指令，同時(shí)根據(jù)主機(jī)功率裕量動(dòng)態(tài)微調(diào)減小槳角的速率，使得主機(jī)的輸出功率調(diào)整幅度更精準(zhǔn)，有利于保持主機(jī)輸出功率的穩(wěn)定性。

3) 在相近的加載條件下，主動(dòng)式負(fù)荷控制策略的機(jī)槳控制效果更優(yōu)，可在實(shí)船控制中應(yīng)用該策略，同時(shí)可通過調(diào)整控制參數(shù)持續(xù)優(yōu)化該策略。

表2 2種控制策略的負(fù)荷控制效果對比

4 結(jié) 語

本文以提升調(diào)距槳推進(jìn)系統(tǒng)實(shí)船負(fù)荷控制效果為出發(fā)點(diǎn)，對實(shí)船負(fù)荷控制過程中存在的問題進(jìn)行了分析，在此基礎(chǔ)上提出了一種主動(dòng)式負(fù)荷控制方法。通過建立調(diào)距槳推進(jìn)系統(tǒng)仿真模型，驗(yàn)證了主動(dòng)式負(fù)荷控制技術(shù)的優(yōu)勢。仿真結(jié)果表明，主動(dòng)式負(fù)荷控制技術(shù)能有效減少主機(jī)觸碰負(fù)荷限制線的次數(shù)，縮短觸線時(shí)間，改善主機(jī)輸出功率的穩(wěn)定性，有利于提升船舶加速時(shí)的機(jī)動(dòng)性，具有實(shí)船應(yīng)用價(jià)值。