水下航行器对转涡轮动力系统建模与仿真
2017-03-11赵民全王新平
赵民全, 王新平
水下航行器对转涡轮动力系统建模与仿真
赵民全1, 王新平2
(1. 中国人民解放军91404部队, 河北秦皇岛, 066001; 2. 西北工业大学航海学院, 陕西西安, 710072)
为研究水下航行器对转涡轮动力系统, 提出了对转涡轮动力分系统控制方案。一级涡轮结构采用燃料流量的控制方式, 二级涡轮结构采用调节海水泵比例溢流阀压力改变海水泵吸收功率的控制方式, 分别建立了各级涡轮转速闭环控制系统数学模型, 并进行了水下航行器在恒定深度下的变速特性和变深过程中的稳速特性仿真。仿真结果表明, 参数的变化特性符合期望值, 动力系统变化过程快速、稳定。
水下航行器; 对转涡轮; 动力系统; 建模与仿真
0 引言
未来海战及工作需求都要求新型水下航行器具有更高的性能, 即远航程、高航速、高效能、低噪声, 并具有更好的工作适应性, 可满足多工况的工作能力[1]。相较于水下航行器活塞机和传统涡轮机而言, 对转涡轮动力系统质量轻、工作效率高、且振动和噪声较小, 满足新型水下航行器对动力系统的要求。此外, 对转涡轮动力还具有总陀螺力矩小的天然优势, 成为新型水下航行器增大航速、航程, 提高工作适应能力的理想动力系统[2-3]。国内外研究现状表明, 先进的对转涡轮技术已成为最为关键的技术之一[4-5]。对转涡轮在航天航空领域的应用已显示出其多方面的优越性, 并获得了研究者的大量关注[6-8]。文章以新型水下航行器对转涡轮发动机作为主机, 进行了动力系统建模和仿真, 仿真结果表明参数变化特性符合期望值。
1 对转涡轮动力系统
水下航行器对转涡轮动力系统主要由主机系统和辅机系统两部分组成。主机系统将燃料燃烧的热能转化为机械能, 产生对转涡轮动力系统输出功率, 主要由燃料舱、燃烧室、喷嘴盒、变排量燃料泵、一级涡轮、减速箱及推进器组成。辅机系统主要由二级涡轮、减速机构、发电机、滑油泵、海水泵、各管路及阀门、控制系统等组成, 为主机系统正常工作提供润滑、控制、燃料、电力供应等, 与主机系统共同完成动力系统的工作循环[9]。对转涡轮动力系统结构方案[10]如图1所示。
对转涡轮动力系统是一个比较复杂的控制对象[11], 在控制系统中存在多个控制量和控制参数, 是典型的非线性多输入、多输出、多回路系统。而且这些输入和输出之间还存在着较复杂的关联, 运行工况的变化、航行深度的改变或者某个参数的调整, 都会使其他与之相关的参数发生改变。可将对转涡轮分为一级涡轮控制系统和二级涡轮控制系统分别进行控制算法的设计, 这样的简化将能准确地获得控制系统的控制模型[12]。
2 一级涡轮转速闭环控制算法设计
2.1 一级涡轮转速控制系统构成
一级涡轮结构上采用燃料流量的控制方式[13], 使用一级涡轮转速作为反馈信号、恒定期望涡轮转速作为指令信号构成一级涡轮转速闭环控制系统。航行器的换速过程通过上位机发给转速控制器的变速编码指令实施, 发动机控制单元根据上位机给定的变速指令和测速传感器反馈的转速信号确定相应的控制信号, 同时将计算的燃料耗量传给自动驾驶仪的信息处理器, 以便优化弹道。伺服电机根据所接收的控制信号调节燃料泵的斜盘倾角, 进而调节进入燃烧室的燃料流量, 改变燃烧室的压强。一级涡轮转速闭环控制系统构成如图2所示。
2.2 一级涡轮控制系统控制规律
(2)
(3)
从系统可实现性和控制品质的角度出发, 控制器采用比例积分控制器形成针对工质秒耗量的控制律[14], 即
变排量燃料泵的控制电压
综合式(5)和式(6)即可得功率控制单元输出的控制变排量泵的指令信号
(7)
3 二级涡轮转速闭环控制算法设计
3.1 二级涡轮控制系统构成
二级涡轮结构上采用调节海水泵比例溢流阀压力改变海水泵吸收功率的控制方式[15-16], 使用二级涡轮转速作为反馈信号、恒定期望涡轮转速作为指令信号构成二级涡轮转速闭环控制系统, 二级涡轮转速闭环控制系统构成如图4所示。
二级涡轮转速闭环控制系统由二级涡轮、发电机、海水泵、滑油泵、燃料泵、转速控制器、海水泵比例溢流阀、海水泵比例减压阀以及滑油泵比例溢流阀构成。
航行器在稳定工作状态时, 二级涡轮转速恒定, 则此时滑油泵和海水泵流量也恒定。然而不同工况下系统所需的冷却海水和润滑油的流量是不同的, 当航行器变工况时, 通过转速控制器发送控制指令给海水泵比例减压阀和滑油泵比例溢流阀调节减压阀的出口压力和溢流阀的开启压力, 使得冷却海水和润滑油的流量处于理想水平。航行器在任意工况下其二级涡轮的恒速转动是通过上位机发给转速控制器的恒速编码指令实施的, 发动机控制单元根据上位机给定的恒速指令和测速传感器反馈的转速信号确定相应的控制信号。海水泵比例减压阀开环控制和滑油泵比例溢流阀开环控制被动接收实际转速信号, 通过消耗二级涡轮转矩对二级涡轮的闭环控制产生影响; 海水泵比例溢流阀接收的是期望转速与实际转速之差的控制信号, 进而调节海水泵后压力, 改变海水泵吸收二级涡轮转矩的大小, 以达到转矩平衡, 这是二级涡轮闭环控制的主体。
3.2 二级涡轮转速控制系统控制规律
二级涡轮动力系统动力学方程
海水泵吸收转矩
海水泵比例溢流阀的响应特性
(10)
采用对海水泵比例溢流阀的闭环控制、对海水泵比例减压阀的开环控制和滑油泵比例溢流阀的开环控制来实现对二级涡轮转速的控制。在平衡点处,,,, 对式(8)、式(9)和式(10)进行线性化处理, 并进行拉普拉斯变换, 可得动力系统的传递函数表达。
二级涡轮转速闭环控制系统结构如图5所示。
从系统可实现性和控制品质的角度出发, 控制器采用比例积分控制器形成针对二级涡轮转速的控制律, 海水泵电调比例溢流阀的控制电压可按照下式得
由式(11)即可得功率控制单元输出的控制海水泵电调比例溢流阀的指令信号为
4 对转涡轮动力系统工作过程仿真分析
如果二级涡轮的转速较低, 当航行器进行变工况运动从低工况工作到高工况时, 可能会出现辅机系统的吸收功率超过二级涡轮提供的功率, 从而导致辅机系统在高工况下不能正常工作。因此, 二级涡轮的转速不宜过低。同时, 如果二级涡轮的转速较高, 当航行器在低工况工作时, 二级涡轮将产生多余的功率, 这些多余的功率虽然被辅机系统吸收, 但会对动力系统的整体性能产生影响, 不利于动力系统的最优发挥, 因此, 二级涡轮的转速不宜过高。定义三速制水下航行器, 设计二级涡轮双转速, 低转速为7 000 r/min, 高转速为8 600 r/min。
针对已建立的对转涡轮闭环控制系统模型, 进行航行器在恒定深度下的变速特性和变深过程中的稳速特性仿真[17-18]。
4.1 恒深变速仿真
图6(a)~(g)描述了航行器在水下15 m、航速70 kn的初始状态下, 仿真时间0~40 s的恒深变速过程, 二级涡轮转速改变以阶跃信号形式给出(与实际的航行情况相比较该扰动更恶劣)。0~10 s是从高工况到中间工况的变化过程, 二级涡轮转速从8 600 r/min变为7 000 r/min; 10~20 s是从中间工况到低工况的变化过程, 二级涡轮转速为7 000 r/min; 20~30 s是从低工况到中间工况的变化过程, 二级涡轮转速为7 000 r/min; 30~40 s是从中间工况到高工况的变化过程, 二级涡轮转速从7 000 r/min变为8 600 r/min。
在恒深变速过程中, 当航行器由航速Ⅰ变为航速Ⅱ时, 微机控制器发送控制信号给调节滑油泵的电调比例溢流阀, 使滑油泵后压力处于航速Ⅱ对应的恒定压力; 转速控制器发送控制信号给海水泵电调比例减压阀, 使海水泵后压力处于航速Ⅱ对应的恒定压力。与此同时转速控制器通过比较航速Ⅰ和航速Ⅱ两种工作状态所对应的一级涡轮转速, 获得转速偏差, 按一定的控制算法计算后发送控制信号给伺服电机, 调节变排量泵供给燃烧室的工质秒耗量,直到一级涡轮转速。
在一级涡轮转速变化同时, 由于耦合关系, 不可避免地会使得二级涡轮转速发生波动。转速控制器根据航行器航速变化过程中给二级涡轮转速带来的转速偏差, 按一定的控制算法计算后发送控制信号给海水泵后电调比例溢流阀, 改变海水泵后压力, 通过调节海水泵吸收功率来控制二级涡轮转速, 使得二级涡轮转速变化维持在系统允许的范围内。
由图6曲线可以看出, 0~10 s内, 由于二级涡轮转速发生变化, 导致海水泵泵后压强发生突变, 航行器的其余各项参数平稳变化, 系统运行正常; 10~20 s内, 燃料泵输出流量、燃烧室压强、一级涡轮转速和海水泵泵后压强都有一定的超调, 但变化量很小并且很快达到恒值, 而海水泵比例溢流阀阀后压强、二级涡轮转速和航行器航速平稳变化, 系统运行正常; 20~30 s内, 海水泵泵后压强有一定的变化量, 但该参数对系统影响不大, 燃料泵输出流量、燃烧室压强、一级涡轮转速和海水泵比例减压阀阀后压强都有一定的超调, 但变化量很小并且很快达到恒值, 而二级涡轮转速和航行器航速平稳变化, 系统运行正常; 30~40 s内, 由于二级涡轮转速发生变化, 导致海水泵泵后压强发生突变, 但很快稳定, 航行器的其余各项参数平稳变化, 系统运行正常[19]。
(a) 燃料流量变化曲线
(b) 燃烧室压强变化曲线
(c) 一级涡轮转速变化曲线
(d) 二级涡轮转速变化曲线
(e) 海水泵泵后压强变化曲线
(f) 海水泵比例减压阀阀后压强变化曲线
4.2 恒速变深仿真
图7描述了航行器在水下15 m、航速70 kn的初始状态下, 先由高工况变为中间工况, 再进行恒速变深的过程。恒速变深时, 一级涡轮和二级涡轮的理论转速与中间工况时的参数一样, 航行器弹道倾角以阶跃信号形式给出(与实际的航行情况相比较该扰动更恶劣)。0~10 s是从高工况到中间工况的变化过程, 10~30 s是从15 m下潜到300 m的变化过程, 30~50 s是300 m直航的过程, 50~70 s是从300 m上爬到15 m的变化过程。
由图7曲线可以看出, 10~30 s内, 背压增大, 燃料泵输出流量和燃烧室压强也增大, 而一级涡轮转速降低, 由于负浮力的影响, 航行器航速增加, 航行器的各项参数平稳变化, 系统运行正常; 30~50 s, 背压不再变化, 燃料泵输出流量和燃烧室压强变大并很快趋于稳定, 而一级涡轮转速增加, 负浮力影响消失, 航行器航速减小, 航行器的各项参数平稳变化, 系统运行正常[20]; 上爬和15 m直航阶段航行器各项参数的变化特性基本上与下潜和300 m直航阶段的变化特性相反。
(a) 燃料流量变化曲线
(b) 燃烧室压强变化曲线
(c) 一级涡轮转速变化曲线
(d) 二级涡轮转速变化曲线
5 结论
水下航行器对转涡轮动力系统以对转涡轮发动机作为系统主机, 因在效率等方面的巨大优势终将替代以往的水下涡轮动力系统, 文中通过对整个系统的建模和仿真, 可以得出以下结论:
1) 水下航行器对转涡轮动力系统是一个非线性多输入、多输出、多回路系统, 而采用分系统控制策略正确可行;
2) 仿真结果表明, 参数的变化特性符合期望值, 动力系统变化过程快速、稳定。
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(责任编辑: 陈 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.
赵民全(1979-), 男, 硕士, 工程师, 主要研究方向为电子对抗及装备可靠性.
