楊　杰,張銀東　,王生海,陳海泉

(大連海事大學(xué)輪機(jī)工程學(xué)院，遼寧 大連 116026)

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船舶綜合液壓推進(jìn)系統(tǒng)主機(jī)的恒功率控制分析

楊杰,張銀東,王生海,陳海泉

(大連海事大學(xué)輪機(jī)工程學(xué)院，遼寧 大連 116026)

[摘要]在船舶綜合液壓推進(jìn)系統(tǒng)的理論研究層面上，提出主機(jī)的恒功率控制．為證明此觀點(diǎn)，建立了系統(tǒng)動(dòng)態(tài)數(shù)學(xué)模型，并基于AMEsim對(duì)該系統(tǒng)的主機(jī)恒功率控制過程進(jìn)行仿真分析．結(jié)果表明：在船舶綜合液壓推進(jìn)系統(tǒng)主機(jī)定速運(yùn)行過程中，當(dāng)船舶負(fù)載發(fā)生變化時(shí)，通過控制系統(tǒng)對(duì)主泵排量的調(diào)節(jié)，主機(jī)的實(shí)際功率基本保持設(shè)定功率值．因此，船舶綜合液壓推進(jìn)系統(tǒng)主機(jī)的恒功率控制是合理的．

[關(guān)鍵詞]船舶；綜合液壓推進(jìn)系統(tǒng)；主機(jī)；仿真；恒功率

0引言

船舶綜合液壓推進(jìn)技術(shù)是將液壓傳動(dòng)技術(shù)運(yùn)用于船舶推進(jìn)系統(tǒng)中[1]，通過對(duì)泵以及主機(jī)的控制來調(diào)節(jié)螺旋槳的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向，該推進(jìn)系統(tǒng)與柴油機(jī)直接傳動(dòng)以及電力傳動(dòng)系統(tǒng)相比較有更高的功率重量比[2-3]．

從20世紀(jì)50年代開始，英國、日本、德國以及挪威等國都先后對(duì)這一推進(jìn)方式進(jìn)行過研究[4]，將其安裝在拖輪或漁船上做為主推進(jìn)或輔助推進(jìn)裝置，但由于泄露、效率低等問題而沒有得到廣泛應(yīng)用．進(jìn)入20世紀(jì)90年代后，由于液壓傳動(dòng)技術(shù)進(jìn)一步成熟[5]，國外相關(guān)研究人員又重新開始對(duì)這一推進(jìn)方式進(jìn)行研究，但仍然無法解決傳動(dòng)效率低以及船舶大功率化的問題．在國內(nèi)，船舶綜合液壓推進(jìn)技術(shù)的相關(guān)研究尚處于理論層面，其工作過程中的功率分配原則以及控制機(jī)理還未得到深入地研究，本文將對(duì)船舶綜合液壓推進(jìn)系統(tǒng)主機(jī)的恒功率控制進(jìn)行分析．

1主機(jī)恒功率控制的理論分析

傳統(tǒng)的柴油機(jī)一般采用直接傳動(dòng)推進(jìn)系統(tǒng)或齒輪傳動(dòng)推進(jìn)系統(tǒng)，主機(jī)直接通過軸系或通過減速齒輪箱經(jīng)傳動(dòng)軸把功率傳給螺旋槳．雖然除了軸系及齒輪的傳動(dòng)損失外并無其他的功率損失，但柴油機(jī)工作轉(zhuǎn)速的保持及控制受到螺旋槳轉(zhuǎn)速變化的影響．根據(jù)柴油機(jī)的速度特性可知，在柴油機(jī)噴油泵油量調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)固定在某一位置上時(shí)，改變柴油機(jī)外負(fù)荷，使柴油機(jī)的轉(zhuǎn)速變化，則柴油機(jī)的輸出功率也會(huì)隨之發(fā)生變化[6]．因此當(dāng)船舶的工況變化后，柴油機(jī)的運(yùn)行工況也會(huì)隨之變化，不利于柴油機(jī)運(yùn)行的經(jīng)濟(jì)性．

然而，船舶綜合液壓推進(jìn)系統(tǒng)的柴油機(jī)與螺旋槳之間沒有剛性連接，在不改變柴油機(jī)轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)向的情況下就可實(shí)現(xiàn)螺旋槳的調(diào)速和換向．當(dāng)船舶工況變化后，螺旋槳的載荷變化不會(huì)直接影響到柴油機(jī)．同時(shí)，柴油機(jī)直接驅(qū)動(dòng)的外負(fù)荷為液壓主泵，若保持液壓主泵吸收柴油機(jī)的功率恒定，則在理論上即可實(shí)現(xiàn)主機(jī)的運(yùn)行工況穩(wěn)定不變．由于泵吸收柴油機(jī)的功率近似等于泵的輸出功率，所以保持船舶綜合液壓推進(jìn)系統(tǒng)主泵的輸出功率不變即可使其吸收柴油機(jī)的功率恒定．

在進(jìn)行具體分析之前，首先要對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行理想化的假設(shè)：

1)假設(shè)柴油機(jī)在調(diào)速器的控制作用下恒速運(yùn)轉(zhuǎn)，即主泵的轉(zhuǎn)速恒定；

2)由于船舶轉(zhuǎn)向過程中，阻力難以確定，而且本文研究的是主機(jī)定速航行過程中的恒功率控制，所以只考慮直線運(yùn)動(dòng)．

主泵的輸出功率為Pp=Qp(p1-p2)[7].其中，Qp為泵的輸出流量；p1為泵的高壓側(cè)壓力；p2為泵的低壓側(cè)壓力．

若主泵采用斜盤式軸向柱塞泵，則其輸出流量為Qp=qpdθp/dt-Cip(p1-p2)/μT-Cepp1/μT[8].其中： qp為泵的排量；θp為泵的轉(zhuǎn)角；t為時(shí)間；Cip為泵的內(nèi)漏系數(shù)；μT為溫度T時(shí)液壓油的動(dòng)力粘度；Cep為泵的外漏系數(shù)．

qp=Kdpφp；Kdp=qpmax/φpmax；μT=μT0e-λ(T-T0).其中：Kdp為變量泵的排量增益；φp為斜盤傾角；qpmax為變量泵的最大排量；φpmax為斜盤最大傾角；μT0為溫度T0時(shí)液壓油的動(dòng)力粘度；λ為液壓油黏溫系數(shù)．

對(duì)于液壓主泵高、低壓側(cè)的壓差，其值等同于液壓馬達(dá)相應(yīng)高、低壓側(cè)的壓差，根據(jù)馬達(dá)軸上的力矩方程可知qm(p1-p2)=Id2θm/dt2+Bmdθm/dt+Gθm+ML.其中：qm為馬達(dá)排量；θm為馬達(dá)轉(zhuǎn)角；I為系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Bm為黏性阻尼系數(shù)；G為系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)剛度；ML為負(fù)載力矩．

I=Im+Is+IP.其中：Im為馬達(dá)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； Is為連接軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；IP為負(fù)載(螺旋槳)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量．

當(dāng)主泵采用較好的密封措施時(shí)，流量的泄漏損失很?。虼瞬豢紤]主泵流量的內(nèi)漏和外漏，則其輸出功率為Pp=φp(qpmax/φpmax)dθp/dt(Id2θm/dt2+Bmdθm/dt+Gθm+ML)/qm.

由于泵、馬達(dá)等系統(tǒng)結(jié)構(gòu)上的相關(guān)參數(shù)基本固定，所以當(dāng)船舶工況變化后，主要的變化參數(shù)為負(fù)載力矩ML．若此時(shí)根據(jù)負(fù)載力矩ML的變化對(duì)斜盤傾角φp進(jìn)行相應(yīng)的調(diào)節(jié)，則可在理論上實(shí)現(xiàn)主泵輸出功率PP的恒定，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)主機(jī)的恒功率控制．

為驗(yàn)證上述推論，本文將通過相關(guān)軟件進(jìn)行仿真分析．

2主機(jī)恒功率控制的仿真分析

本文仿真分析所采用的軟件為AMEsim，具體的仿真模型設(shè)計(jì)如圖1所示.

由于假設(shè)柴油機(jī)恒速運(yùn)轉(zhuǎn)，所以仿真模型中選用電動(dòng)機(jī)來替代柴油機(jī)，作為原動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓泵運(yùn)轉(zhuǎn)．液壓泵選用斜盤式軸向柱塞變量泵模型，通過斜盤傾角的變化來改變泵的每轉(zhuǎn)排量．兩臺(tái)液壓主泵輸出壓力油，共同驅(qū)動(dòng)定量液壓馬達(dá)，再通過液壓馬達(dá)驅(qū)動(dòng)負(fù)載．

考慮到螺旋槳載荷變化對(duì)系統(tǒng)的影響表現(xiàn)為馬達(dá)及主泵高低壓側(cè)的壓差變化，本文選用雙向液壓泵來近似模擬螺旋槳，并將其作為加載泵與馬達(dá)剛性連接．這樣可以利用它的正反轉(zhuǎn)來體現(xiàn)螺旋槳的正轉(zhuǎn)與反轉(zhuǎn)．同時(shí)，通過調(diào)節(jié)電液比例溢流閥的設(shè)定壓力即可改變雙向液壓泵的進(jìn)出油口壓差，使液壓泵的轉(zhuǎn)矩發(fā)生變化，從而引起馬達(dá)及主泵高低壓側(cè)的壓差變化，即模擬了螺旋槳載荷變化對(duì)系統(tǒng)的影響．

仿真過程中加載壓力變化如下表1所示

表1　仿真過程中不同時(shí)間段的加載壓力

仿真系統(tǒng)中主要模型的相關(guān)參數(shù)如下：主泵最大排量為120 ml/r；液壓馬達(dá)排量為150 ml/r；加載泵排量為90 ml/r；電機(jī)轉(zhuǎn)速為1000 r/min；主泵1設(shè)定功率為7.5 kW；主泵2設(shè)定功率為7.5 kW；溢流閥初始設(shè)定值為10 MPa．經(jīng)過仿真軟件的計(jì)算，最終結(jié)果如圖2—圖3所示．其中：p為加載泵的加載壓力；Q1為主泵1的流量；Q2為主泵2的流量；P0為主泵的設(shè)定功率；P1為主泵1的實(shí)際功率；P2為主泵2的實(shí)際功率．

從圖2中可以看到，隨著加載泵的加載壓力發(fā)生變化，主泵1和主泵2的排量也隨即發(fā)生變化．當(dāng)加載泵加載壓力增大時(shí)，主泵1、2的流量減?。划?dāng)加載泵加載壓力減小時(shí)，主泵1、2的流量增大．通過前文的理論分析可知，加載泵加載壓力的變化將引起主泵進(jìn)出口間壓差變化，當(dāng)主泵的實(shí)際功率與設(shè)定功率出現(xiàn)偏差，PID控制器將對(duì)主泵的斜盤傾角進(jìn)行調(diào)節(jié)，改變主泵的排量和流量，使主泵的功率回到設(shè)定值．另外，由于主泵1和主泵2的相關(guān)參數(shù)以及功率的設(shè)置完全相同，并且每臺(tái)泵的PID控制器的參數(shù)設(shè)置也相同，所以主泵1和主泵2的流量變化完全相同．

從圖3可以看到，在加載泵加載壓力變化的過程中，主泵實(shí)際功率與設(shè)定功率之間的動(dòng)態(tài)偏差不超過4.44%，最后的靜態(tài)偏差為0.13%，實(shí)際功率基本等同于設(shè)定功率．

3總結(jié)與展望

通過理論分析及仿真結(jié)果可知，船舶綜合液壓推進(jìn)系統(tǒng)能夠在船舶負(fù)載變化的過程中維持主機(jī)定速定功率的運(yùn)行，實(shí)現(xiàn)主機(jī)的恒功率控制．可見，船舶綜合液壓推進(jìn)系統(tǒng)在優(yōu)化主機(jī)運(yùn)行工況方面擁有著一定的優(yōu)勢(shì)．隨著船舶綜合液壓推進(jìn)系統(tǒng)研究地不斷深入，相關(guān)的技術(shù)條件越來越成熟，該系統(tǒng)必將被實(shí)際船舶廣泛應(yīng)用．

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(責(zé)任編輯陳敏英文審校鄭青榕)

Analysis of Constant Power Control of Main Engine ofIntegrated Hydraulic Propulsion Systems for Ships

YANG Jie，ZHANG Yin-dong，WANG Sheng-hai，CHEN Hai-quan

(School of Marine Engineering，Dalian Maritime University，Dalian 116026，China)

Abstract:A constant power control for a main engine is presented based on the results from theoretical study on its integrated hydraulic propulsion system.Verification of the control method was carried out by developing a dynamic mathematic model,which was further used to simulate by employing software AMEsim.It shows that,even though the load of ship has been changed ,by adjusting the displacement of the main pump,the actual output power of a main engine running at a constant speed can basically keep the set value where a hydraulic propulsion system has been integrated.It is therefore reasonable that a main engine integrating a hydraulic propulsion system emploies a constant power control.

Key words:ship;integrated hydraulic propulsion;main model;simulation;constant power control

[文獻(xiàn)標(biāo)志碼]A

[中圖分類號(hào)]U 664

[文章編號(hào)]1007-7405(2015)03-0208-04

[作者簡(jiǎn)介]楊杰(1989—)，男，助理實(shí)驗(yàn)師，從事輪機(jī)工程及液壓傳動(dòng)與控制研究.

[基金項(xiàng)目]國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51109021)；交通部基礎(chǔ)研究資助項(xiàng)目(2014329225040)

[收稿日期]2015-01-08[修回日期]2015-04-16