董彥釗，周延，*，鄒繼賢，王信，，李曉冬，崔洪帥

1．西安交通大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，西安 710049 2．中國航發(fā)四川燃?xì)鉁u輪研究院，綿陽 621703

航空發(fā)動(dòng)機(jī)高空模擬試車臺(tái)（試車臺(tái)）是一種能夠在地面環(huán)境下模擬航空發(fā)動(dòng)機(jī)多種高空飛行條件的實(shí)驗(yàn)裝置，是綜合測試航空發(fā)動(dòng)機(jī)的裝備［1］。航空發(fā)動(dòng)機(jī)研發(fā)過程中的各方面問題與性能參數(shù)都需要經(jīng)過試車臺(tái)模擬實(shí)驗(yàn)的反復(fù)調(diào)試驗(yàn)證，對(duì)于自主研發(fā)高性能航空發(fā)動(dòng)機(jī)而言，試車臺(tái)是必不可少的關(guān)鍵設(shè)備。

20 世紀(jì)60 年代以來，西方發(fā)達(dá)國家基于大型飛行器發(fā)展的需求，先后建造多個(gè)試車臺(tái)［2-6］，美國、英國、法國、德國、俄羅斯分別擁有各自的試車臺(tái)，且美國擁有的試車臺(tái)以及高空艙數(shù)量依然占據(jù)全世界的半數(shù)之上。依靠半個(gè)世紀(jì)以來的發(fā)展，西方發(fā)達(dá)國家已經(jīng)對(duì)試車臺(tái)在理論建模［7-12］、控制方法［1，13-15］、設(shè)備優(yōu)化［16-19］等多個(gè)方面進(jìn)行了深入而廣泛的研究。中國出于國防工業(yè)與航天事業(yè)的需求，試車臺(tái)的設(shè)計(jì)與建設(shè)水平也在迅速提高，正在快速縮小與西方發(fā)達(dá)國家的差距。

美國阿諾德工程發(fā)展中心（AEDC）的ASTF試車臺(tái)是目前為止規(guī)模最大的試車臺(tái)［3，5］，建成于20 世紀(jì)80 年代中后期，氣源裝機(jī)功率達(dá)到450 MW。自建成至今進(jìn)行了一系列優(yōu)化升級(jí)，使用MATLAB/Simulink 完成了試車臺(tái)的建模，并且能夠?qū)崿F(xiàn)實(shí)時(shí)仿真，縮短了實(shí)驗(yàn)過程的調(diào)節(jié)時(shí)間，提高了設(shè)備控制精度［9，18-19］。除此之外，美國國家航空航天局（NASA）、德國斯圖加特大學(xué)等機(jī)構(gòu)的學(xué)者同樣對(duì)試車臺(tái)進(jìn)行了深入的研究［4，8，11，13，16，20］，極大推進(jìn)了試車臺(tái)設(shè)備的發(fā)展。

國內(nèi)的高空模擬實(shí)驗(yàn)基地始建于1965 年，并于1995 年竣工。1997 年成立航空發(fā)動(dòng)機(jī)高空模擬航空科技重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室后，高空模擬實(shí)驗(yàn)水平有了顯著的提升。張松［21］和但志宏［22］等對(duì)試車臺(tái)進(jìn)、排氣調(diào)壓系統(tǒng)復(fù)合控制方法進(jìn)行了深入研究，并成功搭建了進(jìn)、排氣調(diào)壓系統(tǒng)半物理仿真試車平臺(tái)［23-24］；朱美印等則提出多種飛行環(huán)境模擬建模方法［25］與控制方法［26-29］。但是這些研究主要針對(duì)試車臺(tái)實(shí)驗(yàn)艙部分，缺乏對(duì)供氣壓縮機(jī)組的研究。

目前中國的試車臺(tái)供氣壓縮機(jī)組并網(wǎng)主要依靠人工操作，導(dǎo)致供氣壓縮機(jī)組并網(wǎng)過程存在耗時(shí)長，對(duì)并網(wǎng)操作人員要求高，抗干擾能力弱等問題。因此，亟需開展航空發(fā)動(dòng)機(jī)高空模擬實(shí)驗(yàn)臺(tái)控制策略方面的研究。

專家系統(tǒng)是人工智能領(lǐng)域的重要分支，產(chǎn)生于20 世紀(jì)60 年代，其定義為：使用人類專家推理的計(jì)算機(jī)模型分析復(fù)雜現(xiàn)實(shí)問題，并得到與人類專家一致的結(jié)論［30］。自1968 年Feigenbaum 等開發(fā)出首個(gè)專家系統(tǒng)DENDRAL［31］以來，專家系統(tǒng)的發(fā)展經(jīng)過了5 個(gè)階段［32］：基于規(guī)則的專家系統(tǒng)［31，33-37］、基于框架的專家系統(tǒng)［38-40］、基于案例的專家系統(tǒng)［41-43］、基于模型的專家系統(tǒng)［44-47］、基于網(wǎng)絡(luò)的專家系統(tǒng)［48-49］，主要功能類型包括診斷型、預(yù)測型、教學(xué)型、規(guī)劃型與控制型等，并在多個(gè)領(lǐng)域得到了應(yīng)用。據(jù)調(diào)查，在商業(yè)領(lǐng)域與工業(yè)領(lǐng)域，專家系統(tǒng)的應(yīng)用占比約為60%，而在英國，約有24%的專家系統(tǒng)服務(wù)于財(cái)政部門。專家系統(tǒng)作為計(jì)算機(jī)系統(tǒng)非數(shù)值問題求解的重要途經(jīng)，得到了廣泛的關(guān)注，美國、日本、英國等都將其作為國家重點(diǎn)科研項(xiàng)目。

本文以某型試車臺(tái)供氣壓縮機(jī)組為研究對(duì)象，建立該供氣壓縮機(jī)組機(jī)理模型，并依靠專家系統(tǒng)，設(shè)計(jì)試車臺(tái)供氣壓縮機(jī)組并網(wǎng)流程與控制方法，最終在MATLAB/Simulink 平臺(tái)上搭建動(dòng)態(tài)仿真模型，實(shí)現(xiàn)供氣壓縮機(jī)組并網(wǎng)控制仿真，并進(jìn)行驗(yàn)證。

1 試車臺(tái)供氣壓縮機(jī)組動(dòng)態(tài)建模方法

試車臺(tái)供氣壓縮機(jī)組結(jié)構(gòu)如圖1 所示，包含壓縮機(jī)，入口閥、回流閥、排空閥、高溫供氣閥與低溫供氣閥共5 個(gè)閥門，壓縮機(jī)前、后管網(wǎng)。機(jī)組上游為大氣，下游為供氣總管。

圖1 試車臺(tái)供給機(jī)組Fig. 1 Air supply compressor unit of altitude test facility

1. 1 壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)模型

壓縮機(jī)是試車臺(tái)供氣壓縮機(jī)組中的核心部件。本文中壓縮機(jī)模型綜合參考了Greitzer 模型［50］與Gravdahl 模型［51］，通過質(zhì)量守恒、動(dòng)量守恒與能量守恒，推導(dǎo)出壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)控制方程。圖2 所示為壓縮機(jī)模型示意圖，該壓縮機(jī)模型包含抽象化壓縮機(jī)、等效容腔、等效閥門等部件。其中將壓縮機(jī)抽象化，抽象化壓縮機(jī)內(nèi)不包含容腔，由無量綱化性能曲線表示升壓過程。

圖2 壓縮機(jī)模型示意圖Fig. 2 Schematic diagram of compressor model

圖2 中，以壓縮機(jī)及其后等效容腔為控制體，pin為壓縮機(jī)入口壓力；Gin為進(jìn)入該控制體的工質(zhì)質(zhì)量流量；Tin為壓縮機(jī)入口溫度；ψ為壓縮機(jī)進(jìn)出口壓比；A為壓縮機(jī)等效通流面積；L為壓縮機(jī)等效通流距離；p2為工質(zhì)經(jīng)過壓縮機(jī)升壓后壓力，此時(shí)工質(zhì)還未進(jìn)入等效容腔；pp為等效容腔內(nèi)壓力；Vp為等效容腔容積；Gout為離開該控制體的工質(zhì)質(zhì)量流量?？梢缘玫饺笫睾惴匠蹋ㄙ|(zhì)量守恒方程、動(dòng)量守恒方程與能量守恒方程）：

式中：ρ為等效容腔內(nèi)工質(zhì)密度；G為壓縮機(jī)流量，穩(wěn)態(tài)時(shí)，G=Gin=Gout；Cx為壓縮機(jī)內(nèi)工質(zhì)軸向流速；q′′為通過控制體的軸向傳熱量；p′為軸向上單位長度控制體的軸功；q′為軸向上單位長度控制體的傳熱量；M為控制體內(nèi)工質(zhì)總質(zhì)量；e為控制體內(nèi)工質(zhì)比能量；h為工質(zhì)經(jīng)過控制面的對(duì)流傳熱焓。

整理后得到壓縮機(jī)模型為

式中：a為壓縮機(jī)入口聲速；hin為進(jìn)入控制體工質(zhì)焓值；Tp為等效容腔內(nèi)溫度；hout為離開控制體工質(zhì)焓值；Pw為控制體對(duì)外做功；q為控制體與外界換熱量；cp為控制體內(nèi)工質(zhì)定壓比熱容。

1. 2 管網(wǎng)動(dòng)態(tài)模型

根據(jù)文獻(xiàn)［52］，由于壓縮機(jī)前后管網(wǎng)存在多路進(jìn)出流量，認(rèn)為此時(shí)的管網(wǎng)模型適用混合器容腔模型，并且認(rèn)為離開容腔的工質(zhì)狀態(tài)與容腔內(nèi)工質(zhì)狀態(tài)一致，如圖3 所示。

圖3 管網(wǎng)模型示意圖Fig. 3 Schematic diagram of pipeline module

圖3 中，T為容腔內(nèi)工質(zhì)溫度；p為容腔內(nèi)工質(zhì)壓力；h為容腔內(nèi)工質(zhì)焓值；V為容腔容積；多路排氣時(shí)認(rèn)為工質(zhì)的排氣焓值與容腔內(nèi)工質(zhì)焓值相等，即h=hout，1=hout，2= … =hout，m，其中hout，1，hout，2，…，hout，m為容腔排氣焓值。由于前后容腔結(jié)構(gòu)存在差異，對(duì)混合容腔模型進(jìn)行擴(kuò)展，得到微分方程如下：

式中：cp為容腔內(nèi)工質(zhì)定壓比熱容；h為容腔內(nèi)工質(zhì)焓值；R為工質(zhì)氣體常數(shù)；Q為單位時(shí)間內(nèi)容腔與外界的換熱量；假定共有n路工質(zhì)進(jìn)入該容腔，Gin，i表示第i路工質(zhì)質(zhì)量流量，hin，i表示第i路工質(zhì)焓值，vin，i表示第i路工質(zhì)流速，i∈［1，n］；假定共有m路工質(zhì)離開該容腔，Gout，k表示第k路工質(zhì)質(zhì)量流量，vout，k表示第k路工質(zhì)流速，k∈［1，m］。

1. 3 換熱器動(dòng)態(tài)模型

該供氣壓縮機(jī)組所用換熱器基本結(jié)構(gòu)如圖4所示，分為外殼、高溫工質(zhì)（殼側(cè)）、換熱管、冷卻水（管側(cè)）4 個(gè)部分，高溫工質(zhì)與冷卻水采用逆流方式布置。

圖4 換熱器模型示意圖Fig. 4 Schematic diagram of heat exchanger module

圖4 中，Tshell為外殼平均溫度；Ts為高溫工質(zhì)平均溫度；Tt為換熱管平均溫度；Tw為冷卻水平均溫度；Gs為高溫工質(zhì)質(zhì)量流量；ps為高溫工質(zhì)壓力；Ts，in為高溫工質(zhì)入口溫度；Ts，out為高溫工質(zhì)出口溫度；Gw為冷卻水質(zhì)量流量；Tw，in為冷卻水進(jìn)水溫度；Tw，out為冷卻水排水溫度；Qenv為外殼對(duì)環(huán)境散熱量；Qshell為高溫工質(zhì)對(duì)外殼的換熱量；Qt為高溫工質(zhì)對(duì)換熱管的換熱量；Qw為換熱管對(duì)冷卻水的換熱量。4 個(gè)部分分別作為控制體建立動(dòng)態(tài)方程，且為了簡化模型以方便求解，做出如下假設(shè)：

1） 忽略高溫工質(zhì)在換熱器內(nèi)壓降，則守恒方程中無動(dòng)量方程。

2） 各控制體以集總參數(shù)法處理，以平均溫度作為該控制體溫度。

3） 各控制容積間的傳熱按照算數(shù)平均溫差計(jì)算。

4） 由于高溫工質(zhì)降溫過程中冷凝水量相對(duì)工質(zhì)總量極小，忽略高溫工質(zhì)降溫過程中產(chǎn)生冷凝水導(dǎo)致的密度變化，即高溫工質(zhì)側(cè)進(jìn)出流量一致。

高溫工質(zhì)（殼側(cè)）模型：

式中：ρs為高溫工質(zhì)平均密度；Vs為殼側(cè)容積；hs為高溫工質(zhì)平均焓值；hs，in為進(jìn)入殼側(cè)工質(zhì)焓值；hs，out為離開殼側(cè)工質(zhì)焓值。Qt與Qshell表達(dá)式為

其中：as，t為高溫工質(zhì)對(duì)換熱管總傳熱系數(shù)；As，t為高溫工質(zhì)與換熱管換熱面積；as，shell為高溫工質(zhì)對(duì)外殼總傳熱系數(shù)；As，shell為高溫工質(zhì)與外殼換熱面積。

殼側(cè)工質(zhì)排出溫度為

冷卻水（管側(cè)）模型：

式中：ρw為冷卻水平均密度；Vw為管側(cè)容積；Gw為冷卻水流量；hw為冷卻水平均焓值；hw，in為冷卻水進(jìn)口焓值；hw，out為冷卻水出口焓值；Qw表達(dá)式為

式中：aw，t為換熱管對(duì)冷卻水總傳熱系數(shù)；Aw，t為換熱管與冷卻水換熱面積。

冷卻水的排水溫度為

金屬部分模型：

換熱管與外殼為金屬材質(zhì)，其能量方程為

式中：Mt為換熱管質(zhì)量；ct為換熱管比熱；Mshell為外殼質(zhì)量；cshell為外殼比熱。Qenv表達(dá)式為

式中：ashell，env為外殼對(duì)環(huán)境總傳熱系數(shù)；Ashell，env為外殼與環(huán)境換熱面積；Tenv為環(huán)境溫度。

1. 4 閥門模型

根據(jù)文獻(xiàn)［53］，將蝶閥等效為節(jié)流孔板的情況下，對(duì)于空氣等可壓縮流體，絕熱等熵條件下流體經(jīng)過節(jié)流孔板的質(zhì)量流量公式為

式中：Qm為閥門質(zhì)量流量；p1為閥前壓力；p2為閥后壓力；Δp為閥門前后壓差；ρ1為閥門上游工質(zhì)密度；A為閥門節(jié)流孔面積；k為工質(zhì)絕熱指數(shù)；u為流束收縮系數(shù)；d為調(diào)節(jié)閥截面面積與管道截面面積比值。式（19）較為復(fù)雜，且實(shí)際閥門由于結(jié)構(gòu)不同，流束收縮系數(shù)與節(jié)流孔通流面積有較大差異，因此采用簡化公式：

式中：?為流量系數(shù)，與閥門開度、閥門結(jié)構(gòu)以及上下游壓差相關(guān)。通過實(shí)驗(yàn)以及CFD 計(jì)算獲得不同工況下的閥門節(jié)流孔面積與流量系數(shù)。

1. 5 閥門執(zhí)行機(jī)構(gòu)模型

目標(biāo)供氣壓縮機(jī)組所使用閥門執(zhí)行機(jī)構(gòu)為非伺服調(diào)節(jié)閥，只可接受開度增大或減小信號(hào)并以固定速度動(dòng)作，而無法通過給定閥位的方式進(jìn)行閥位調(diào)節(jié)。因此建立閥門執(zhí)行機(jī)構(gòu)模型為

式中：c為閥門閥位；vc為閥門動(dòng)作速度；S為開關(guān)信號(hào)，增大閥位時(shí)，S= 1，減小閥位時(shí)，S= -1，保持閥位不動(dòng)時(shí)，S= 0。

1. 6 建模誤差

由于目前對(duì)大通徑管網(wǎng)與閥門的質(zhì)量流量動(dòng)態(tài)測量存在困難，設(shè)備對(duì)于各閥門與壓縮機(jī)未設(shè)置對(duì)應(yīng)的質(zhì)量流量測量裝置，同時(shí)換熱器進(jìn)出口溫度與壓縮機(jī)出口溫度同樣未設(shè)置相應(yīng)的測點(diǎn)。現(xiàn)對(duì)比壓縮機(jī)入口壓力、溫度，壓縮機(jī)出口壓力，以及閥門執(zhí)行機(jī)構(gòu)的仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果之間的建模誤差，如圖5～圖8 所示。

圖5 壓縮機(jī)入口壓力建模誤差Fig. 5 Error of compressor inlet pressure

圖6 壓縮機(jī)出口壓力建模誤差Fig. 6 Error of compressor outlet pressure

圖7 壓縮機(jī)入口溫度建模誤差Fig. 7 Error of compressor inlet temperature

壓縮機(jī)入口壓力動(dòng)態(tài)過程中，仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果最大相對(duì)誤差為8.64%，平均相對(duì)誤差為1.54%。壓縮機(jī)出口壓力動(dòng)態(tài)過程中，仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果最大相對(duì)誤差為8.05 %，平均相對(duì)誤差為1.62 %。壓縮機(jī)入口溫度動(dòng)態(tài)過程中，仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果最大相對(duì)誤差為2.95%，平均相對(duì)誤差為0.68%。閥門執(zhí)行機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)過程中，仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果最大相對(duì)誤差為3.41%，平均誤差為0.58%。

2 控制策略

由于該供氣壓縮機(jī)組中閥門無法準(zhǔn)確給定閥位，且只可以固定速度動(dòng)作，因此所設(shè)計(jì)并網(wǎng)控制策略采用專家系統(tǒng)。專家系統(tǒng)是一種模擬人類專家的控制知識(shí)與經(jīng)驗(yàn)搭建的控制系統(tǒng)［54］，利用該系統(tǒng)，能夠充分利用歷史運(yùn)行數(shù)據(jù)，提高所設(shè)計(jì)的控制器的可靠性。專家系統(tǒng)主要包括如下幾個(gè)部分：知識(shí)庫、規(guī)則庫、數(shù)據(jù)庫、推理機(jī)［55］。該專家系統(tǒng)通過對(duì)實(shí)際采集和分析壓縮機(jī)工作情況、各閥門閥位等信息，經(jīng)過推理機(jī)分析現(xiàn)有信息，從而找到最佳控制方案。專家系統(tǒng)組成如圖9 所示。

2. 1 知識(shí)庫與數(shù)據(jù)庫

知識(shí)庫與數(shù)據(jù)庫內(nèi)包含該機(jī)組歷史運(yùn)行數(shù)據(jù)，操作人員基于經(jīng)驗(yàn)獲得各閥門的閥位變化對(duì)系統(tǒng)狀態(tài)的影響?；谥R(shí)庫與數(shù)據(jù)庫，能夠?qū)C(jī)組將來狀態(tài)進(jìn)行適當(dāng)預(yù)測，同時(shí)隨著機(jī)組的運(yùn)行，不斷更新的運(yùn)行數(shù)據(jù)能夠提高知識(shí)庫與數(shù)據(jù)庫對(duì)機(jī)組狀態(tài)預(yù)測的精度。同時(shí)，利用歷史數(shù)據(jù)可以對(duì)供氣壓縮機(jī)組仿真模型進(jìn)行修正，并通過供氣壓縮機(jī)組仿真模型的運(yùn)行快速擴(kuò)充數(shù)據(jù)庫，使該系統(tǒng)控制質(zhì)量不斷提高。由于機(jī)組硬件設(shè)備限制，該專家系統(tǒng)中數(shù)據(jù)庫包含的信息如表1所示。

表1 數(shù)據(jù)庫內(nèi)容Table 1 Database contents

由于目前設(shè)備暫無進(jìn)行各部分動(dòng)態(tài)質(zhì)量流量實(shí)時(shí)測量的條件，數(shù)據(jù)庫中各閥門與壓縮機(jī)流量數(shù)據(jù)通過實(shí)時(shí)測量的壓力、溫度、閥位等數(shù)據(jù)結(jié)合閥門與壓縮機(jī)的仿真模型通過實(shí)時(shí)仿真計(jì)算獲得。

依據(jù)數(shù)據(jù)庫中的歷史運(yùn)行數(shù)據(jù)，獲得供氣機(jī)組中閥門的閥位變化與上下游管網(wǎng)參數(shù)對(duì)機(jī)組壓比的影響。進(jìn)一步通過最小二乘法等擬合方式量化各部分狀態(tài)對(duì)壓比變化的影響，得到壓比變化關(guān)于各閥門的閥位、流量、管網(wǎng)壓力、溫度等參數(shù)的多項(xiàng)式表達(dá)式，從而實(shí)現(xiàn)依據(jù)當(dāng)前系統(tǒng)狀態(tài)對(duì)壓比變化的實(shí)時(shí)預(yù)測。

2. 2 規(guī)則庫

規(guī)則庫是專家系統(tǒng)的核心，通過提煉專家知識(shí)設(shè)計(jì)控制規(guī)則，是推理的依據(jù)。本系統(tǒng)中，基于供氣壓縮機(jī)組并網(wǎng)操作流程規(guī)范與歷史運(yùn)行數(shù)據(jù)，將并網(wǎng)過程分為2 個(gè)階段，并分別建立控制規(guī)則。并網(wǎng)過程2 個(gè)階段特征如圖10 所示。

圖10 供氣壓縮機(jī)組并網(wǎng)過程不同階段Fig. 10 Different stages of grid-connection process of air supply compressor unit

控制過程判斷依據(jù)設(shè)計(jì)以機(jī)組壓比Pr為主，綜合參考系統(tǒng)中其他關(guān)鍵參數(shù)（壓縮機(jī)流量G、壓縮機(jī)功率P、壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速ω等），記為P*r=f(Pr，G，P，ω，…)：

式中：α1，α2，α3，…及β為其他關(guān)鍵參數(shù)的影響系數(shù)，針對(duì)不同的機(jī)組，不同的參數(shù)其系數(shù)大小不同，由歷史運(yùn)行數(shù)據(jù)分析獲得。

同時(shí)記供氣壓縮機(jī)組防喘壓比為Pr，C以及防喘安全裕量為ΔPr，C，建立控制規(guī)則如圖11 所示，并使用MATLAB 語言進(jìn)行編程。

圖11 控制規(guī)則Fig. 11 Control rules

2. 3 推理機(jī)

推理機(jī)是專家系統(tǒng)中的思維推理工具，其基于專家系統(tǒng)的知識(shí)庫、數(shù)據(jù)庫以及控制規(guī)則，完成最佳控制方案的求解。在本文中，由MATLAB 軟件中的“if”語法結(jié)構(gòu)功能來構(gòu)造推理機(jī)算法，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)推理機(jī)功能。推理機(jī)實(shí)時(shí)讀取供氣機(jī)組采集的設(shè)備運(yùn)行情況，匹配知識(shí)庫中的歷史運(yùn)行數(shù)據(jù)，得到機(jī)組壓比變化趨勢的預(yù)測信息，并依據(jù)控制規(guī)則給出各閥門控制指令，令機(jī)組在并網(wǎng)過程中壓比始終維持在安全范圍之內(nèi)，確保機(jī)組自動(dòng)化并網(wǎng)過程的安全、快速。

3 仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

3. 1 控制仿真

為驗(yàn)證本文提出的并網(wǎng)控制方法，進(jìn)行并網(wǎng)仿真，初始狀態(tài)下供氣壓縮機(jī)組處于回流狀態(tài)，入口閥完全關(guān)閉，回流閥開度為70%，排空閥完全開啟，供氣閥完全關(guān)閉，并網(wǎng)過程中選擇低溫供氣閥作為機(jī)組并網(wǎng)供氣所用閥門，高溫供氣閥保持關(guān)閉。大氣壓力為97.5 kPa，環(huán)境溫度為296.5 K，換熱器冷卻水給水溫度與環(huán)境溫度一致。實(shí)驗(yàn)所用機(jī)組目前尚無法直接使用該控制方法進(jìn)行并網(wǎng)，選擇采用仿真過程中閥位指令信號(hào)作為實(shí)驗(yàn)的閥位指令信號(hào)，進(jìn)行并網(wǎng)實(shí)驗(yàn)。并網(wǎng)過程閥門指令與閥位如圖12～圖15 所示。

圖12 階段1 閥門控制指令Fig. 12 Stage one valve control command

圖13 階段1 閥門閥位Fig. 13 Stage one valve position

圖14 階段2 閥門控制指令Fig. 14 Stage two valve control command

圖15 階段2 閥門閥位Fig. 15 Stage two valve position

階段1 時(shí)間為100～200 s，閥門動(dòng)作以關(guān)閉防喘閥為主，入口閥起輔助調(diào)節(jié)作用，避免供氣壓縮機(jī)組壓比過高進(jìn)入喘振狀態(tài)。階段1 耗時(shí)＜100 s，最終回流閥完全關(guān)閉，入口閥開度為12.5%。

階段2 時(shí)間為1 450～1 750 s，排空閥完全關(guān)閉后，入口閥與供氣閥完全開啟，過程中排空閥、供氣閥與入口閥交替動(dòng)作維持供氣壓縮機(jī)組狀態(tài)穩(wěn)定。整個(gè)階段2 耗時(shí)＜300 s。

3. 2 結(jié)果對(duì)比

仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如圖16～圖18 所示。并網(wǎng)過程壓力變化如圖16 所示。并網(wǎng)開始前，壓縮機(jī)入口仿真初始?jí)毫?5.57 kPa，實(shí)驗(yàn)初始?jí)毫?3.32 kPa。并網(wǎng)過程中階段1 壓縮機(jī)入口仿真最大壓力為35.57 kPa，最小壓力為29.07 kPa；實(shí)驗(yàn)最大壓力為43.20 kPa，最小壓力為31.64 kPa；階段1 結(jié)束后壓縮機(jī)入口仿真穩(wěn)態(tài)壓力為35.97 kPa，實(shí)驗(yàn)穩(wěn)態(tài)壓力為34.11 kPa。壓縮機(jī)入口壓力仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果變化趨勢一致。壓縮機(jī)出口仿真初始?jí)毫?5.49 kPa，實(shí)驗(yàn)初始?jí)毫?5.31 kPa；并網(wǎng)過程中壓縮機(jī)出口仿真最大壓力為97.84 kPa，最小壓力為95.49 kPa；實(shí)驗(yàn)最大壓力為100.2 kPa，最小壓力為95.31 kPa；階段1 結(jié)束后壓縮機(jī)出口仿真穩(wěn)態(tài)壓力為97.84 kPa，實(shí)驗(yàn)穩(wěn)態(tài)壓力為97.93 kPa。壓縮機(jī)出口壓力仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果變化趨勢一致。階段2為供氣壓縮機(jī)組建立背壓及升壓的過程，該過程中供氣壓縮機(jī)組壓縮機(jī)入口壓力與出口壓力升高，最終完成并網(wǎng)。完成并網(wǎng)后壓縮機(jī)入口壓力仿真值為93.34 kPa，實(shí)驗(yàn)值為93.42 kPa；壓縮機(jī)出口壓力仿真值為337.6 kPa，實(shí)驗(yàn)值為338 kPa。

圖16 供氣壓縮機(jī)組并網(wǎng)過程壓力變化Fig. 16 Pressure change during grid-connection of air supply compressor unit

圖17 仿真壓力與實(shí)驗(yàn)結(jié)果誤差Fig. 17 Pressure error between simulation and experimental results

圖18 供氣壓縮機(jī)組壓比仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)對(duì)比Fig. 18 Comparison of simulation and experimental results of air supply compressor unit pressure ratio

由圖16 與圖17 可見，并網(wǎng)過程中壓力仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)變化趨勢一致，壓縮機(jī)入口壓力平均誤差為1.15 kPa，平均相對(duì)誤差為3.12%，壓縮機(jī)出口壓力平均誤差為0.65 kPa，平均相對(duì)誤差為0.44%。階段1 壓力誤差主要出現(xiàn)在回流閥關(guān)閉過程中，該過程中壓縮機(jī)入口壓力變化仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)變化趨勢一致。階段1 完成后仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果穩(wěn)態(tài)壓力符合良好，壓縮機(jī)入口壓力穩(wěn)態(tài)誤差為0.63 kPa，壓縮機(jī)出口壓力穩(wěn)態(tài)誤差為1.67 kPa。階段1 壓縮機(jī)入口壓力最大誤差為8.18 kPa，最大相對(duì)誤差為19.26 %；壓縮機(jī)出口壓力最大誤差為2.40 kPa，最大相對(duì)誤差為2.44 %。階段2 過程中壓縮機(jī)前后管網(wǎng)壓力仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果變化趨勢一致，而壓力誤差大于階段1，壓縮機(jī)入口壓力最大誤差為8.87 kPa，壓縮機(jī)出口壓力最大誤差為20.49 kPa。對(duì)比圖15 可知，此時(shí)排空閥完全關(guān)閉，入口閥與供氣閥開度皆＜30%，且開度開始迅速增大。另一方面，在相同控制信號(hào)下，對(duì)比仿真閥位與實(shí)驗(yàn)閥位，二者間存在差異，因此在并網(wǎng)過程中，尤其是閥門動(dòng)作時(shí)，仿真閥位與實(shí)驗(yàn)閥位不同，導(dǎo)致壓力仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果間存在誤差。

供氣壓縮機(jī)組并網(wǎng)過程壓比仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果變化趨勢一致。仿真中機(jī)組初始?jí)罕葹?.67，最終穩(wěn)態(tài)壓比為3.62；實(shí)驗(yàn)初始?jí)罕葹?.86，最終穩(wěn)態(tài)壓比為3.62。整個(gè)過程機(jī)組壓比＜4，滿足供氣壓縮機(jī)組并網(wǎng)安全要求。在階段1，關(guān)閉回流閥導(dǎo)致機(jī)組壓比升高可以通過開啟入口閥抑制。階段1 結(jié)束后，機(jī)組仿真穩(wěn)態(tài)壓比為2.72，實(shí)驗(yàn)穩(wěn)態(tài)壓比為2.87。階段2 機(jī)組排空閥關(guān)閉，入口閥和供氣閥開度增大，壓比波動(dòng)出現(xiàn)2 次先下降再升高的過程。第1 次是由于排空閥、入口閥與供氣閥通流能力不同，開度變化對(duì)機(jī)組壓比的影響不同，開啟入口閥與供氣閥對(duì)壓比的影響強(qiáng)于關(guān)閉排空閥，導(dǎo)致機(jī)組壓比先下降再升高；第2 次是排空閥完全關(guān)閉，入口閥與供氣閥完全開啟后，供氣總管內(nèi)背壓建立的過程，機(jī)組壓縮機(jī)后壓力隨著供氣總管內(nèi)壓力升高而升高。

壓縮機(jī)壓比在閥門動(dòng)作時(shí)誤差大于穩(wěn)態(tài)時(shí)的誤差，尤其在階段1 回流閥動(dòng)作時(shí)，壓比相對(duì)誤差大于其他時(shí)刻，但壓比變化趨勢一致。階段2仿真結(jié)果壓比與實(shí)驗(yàn)結(jié)果誤差小于階段1。階段1 壓比最大誤差達(dá)到0.51，相對(duì)誤差為21.49%，而階段2 壓比最大誤差為0.50，相對(duì)誤差為14.28%。仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)壓比平均誤差為0.092，平均相對(duì)誤差為3.23%。

仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)存在誤差。對(duì)于供氣壓縮機(jī)組這類復(fù)雜的熱力系統(tǒng)，誤差來源包括：

1） 仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)主要誤差出現(xiàn)在閥門動(dòng)作過程中，而閥門閥位不變時(shí)仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)符合良好，說明以節(jié)流孔板模型作為閥門模型時(shí)，未充分考慮閥門的閥位變化帶來的通流能力變化的影響，且對(duì)于各個(gè)閥門，誤差大小與閥門開度負(fù)相關(guān)，在小開度時(shí)誤差大于大開度時(shí)。

2） 穩(wěn)態(tài)工況出現(xiàn)誤差的原因主要是閥門模型中使用部分參數(shù)通過CFD 仿真結(jié)果擬合獲得，其精度與三維模型建模精度以及CFD 仿真精度相關(guān)，通過提高CFD 建模與計(jì)算的精度能夠減小閥門流量的誤差；壓縮機(jī)模型流量主要由性能曲線決定，受限于實(shí)驗(yàn)條件，測量壓縮機(jī)流量困難，測量的工況點(diǎn)精度低，且工況點(diǎn)數(shù)量不足，導(dǎo)致性能曲線存在誤差，可通過壓縮機(jī)的CFD 仿真獲取更多壓縮機(jī)工況點(diǎn)來提高壓縮機(jī)模型的精度。

3） 由于實(shí)驗(yàn)所用供氣壓縮機(jī)組中閥門為非伺服閥，閥門動(dòng)作精度低，且調(diào)節(jié)過程中存在不可控因素，實(shí)際閥位與仿真閥位存在差異，也導(dǎo)致了仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的誤差。

4 結(jié) 論

本文針對(duì)目前國內(nèi)試車臺(tái)供氣壓縮機(jī)組主要依靠人工操作并網(wǎng)的問題，設(shè)計(jì)了基于規(guī)則的專家系統(tǒng)，并在MATLAB/Simulink 平臺(tái)搭建了動(dòng)態(tài)仿真模型，進(jìn)行了并網(wǎng)控制仿真，并基于仿真結(jié)果進(jìn)行了供氣壓縮機(jī)組并網(wǎng)控制實(shí)驗(yàn)，主要結(jié)論如下：

1） 本文建立的供氣壓縮機(jī)組動(dòng)態(tài)模型能夠進(jìn)行機(jī)組并網(wǎng)控制仿真，仿真結(jié)果中閥門控制信號(hào)直接應(yīng)用于目標(biāo)機(jī)組，順利完成供氣壓縮機(jī)組并網(wǎng)工作，并網(wǎng)過程中機(jī)組最大壓比為3.69，最小壓比為2.27，滿足機(jī)組安全要求。供氣壓縮機(jī)組動(dòng)態(tài)模型仿真結(jié)果壓比與實(shí)驗(yàn)中變化趨勢一致。實(shí)驗(yàn)中，并網(wǎng)完成后供氣壓縮機(jī)組壓縮機(jī)入口壓力為93.42 kPa，壓縮機(jī)出口壓力為338 kPa。

2） 通過該模型進(jìn)行并網(wǎng)仿真結(jié)果可靠，本文所設(shè)計(jì)的專家系統(tǒng)能夠完成該供氣壓縮機(jī)組的并網(wǎng)控制工作。并網(wǎng)過程分為2 個(gè)階段，階段1耗時(shí)＜100 s，階段2 耗時(shí)＜300 s。

3） 供氣壓縮機(jī)組并網(wǎng)過程中階段1 壓縮機(jī)入口壓力最大誤差為8.18 kPa，壓縮機(jī)出口壓力最大誤差為2.40 kPa，壓比最大誤差為0.51；階段2 壓縮機(jī)入口壓力最大誤差為8.87 kPa，壓縮機(jī)出口壓力最大誤差為20.49 kPa，壓比最大誤差為0.50。

4） 供氣壓縮機(jī)組模型的仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比，誤差主要出現(xiàn)在入口閥小開度的情況下進(jìn)行連續(xù)動(dòng)作時(shí)，尤其是在供氣壓縮機(jī)組回流狀態(tài)轉(zhuǎn)節(jié)流狀態(tài)時(shí)。整個(gè)并網(wǎng)過程壓縮機(jī)前壓力平均相對(duì)誤差為3.12%，壓縮機(jī)后壓力平均相對(duì)誤差為0.44%，壓比平均相對(duì)誤差為3.23%。