回汽技術在船舶換向中的應用研究

劉 剛，顧正綱，王 鵬，孟 浩

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

回汽技術在船舶換向中的應用研究

劉 剛1，顧正綱1，王 鵬2，孟 浩3

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

船舶蒸汽動力裝置中設置的倒車汽輪機，一般情況下只在船舶倒車工況時工作。為了克服船舶換向過程中鍋爐超壓的問題，應充分利用倒車汽輪機和回汽控制技術。本文以大型船舶蒸汽動力裝置為研究對象，通過機理分析建立其數學模型，提出一種具有回汽控制的機爐協調控制方案，并對換向過程進行動態仿真。仿真結果表明使用回汽控制的機爐協調控制方式的主蒸汽壓力偏差相對于不使用回汽控制的協調控制方式減小了 1%，主蒸汽壓力更穩定。可以得到結論，使用具有回汽控制的機爐協調控制方式可以解決換向過程中鍋爐超壓的問題。

蒸汽動力；回汽控制；機爐協調控制；船舶換向

0 引 言

蒸汽動力船舶的變速變向能力和剎車距離，是船舶一個重要技術指標，反映著船舶的機動性[1]。蒸汽動力裝置在換向過程中，由于汽輪機轉速的快速變化，經常會導致主鍋爐超壓。為了克服上述問題，動力工程領域提出了回汽控制技術。

船舶蒸汽動力裝置回汽控制技術也稱回汽保護技術，類似于地面電站汽輪機的旁路，是指通過將蒸汽通入與當前正在工作的汽輪機做功方向相反的汽輪機，產生與當前旋轉方向相反的作用力，使汽輪機迅速減速至指定轉速或停車[2]。回汽控制技術主要運用在船舶緊急換向、緊急降速和鍋爐超壓保護情況下。在鍋爐超壓時，通過同時開啟正倒車汽輪機的進汽閥，保持主蒸汽壓力穩定。

本文在分析船舶蒸汽動力裝置的結構特性和工作特點的基礎上，建立適用于蒸汽動力裝置的全工況實時仿真模型，提出一種以鍋爐跟隨汽輪機為基礎、具有回汽控制的機爐協調控制方式，并進行仿真，通過對比驗證該方式的優越性。

1 船舶蒸汽動力裝置的建模

蒸汽動力裝置控制系統可分為主蒸汽壓力控制系統和轉速控制系統 2 部分。

1.1 主蒸汽壓力控制系統模型

主蒸汽壓力控制系統由爐膛、蒸發受熱面、過熱器、母管和用汽設備組成。

1.1.1 爐膛

爐膛的輸入量為單位時間內爐膛燃燒的燃料量M，輸出量為單位時內傳給爐膛受熱面的燃料發熱量Qr。燃油調節閥可以看成放大系數為 KM的比例環節。燃油燃燒放出的熱量傳給蒸汽系統。從燃油燃燒到蒸汽系統熱量的吸收有一定的延遲時間，所以燃燒系統可以近似的描述成一個遲延環節 e?τMs。則可得爐膛傳遞函數為[3]：

1.1.2 蒸發受熱面

蒸汽系統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。根據熱平衡定律：

式中：D 為鍋爐的蒸發量；ibq為飽和蒸汽焓；ibs為飽和水焓；igs為給水焓；Wb為鍋爐儲水量。

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

把蒸發系統的吸熱量用蒸汽量來表示，即吸熱量理論上能產生的蒸汽量為[4]：

式（4）經拉氏變換后可得蒸汽系統的傳遞函數：

G(s)=Pb(s)=1。(5)

3Dq(s)?D(s)Cbs

1.1.3 過熱器

過熱器的進口壓力為汽包壓力 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。可近似表示為PM?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為過熱器動態阻力，其取值與鍋爐負荷有關。

經拉氏變換后可得過熱器傳遞函數：

1.1.4 母管

蒸汽母管流入量為鍋爐的蒸汽量 D，流出量為進入汽輪機的蒸汽量 DT，母管壓力 PM反映了流入流出蒸汽流量物質平衡。以 PM作為母管環節的輸出，取 D與 DT的差作為輸入，母管的傳遞函數為：

式中 CM為蒸汽母管的容量系數。

1.1.5 用汽設備

DT是母管壓力 PM，用汽設備背壓 P0和調節閥開度 μT的函數。P0很小且很少變化，假定調節閥為線性的，則用汽設備的傳遞函數為：

式中：RT為動態流通阻力系數；KT為調節閥靜態放大系數；μT為調節閥開度；PM為母管壓力；DT為耗汽量。

對式（10）取拉氏變換后得：

根據對上述 5 個基本環節的分析，可以畫出燃料量及用汽設備調節閥開度對主蒸汽壓力的方框圖如圖 1所示。

1.2 汽輪機轉速控制系統模型

汽輪機轉速控制系統分為汽輪機本體和汽輪機轉速控制機構 2 部分。

1.2.1 汽輪機本體模型

分別建立汽輪機的高壓缸和低壓缸的功率模型，汽輪機本體的數學模型如圖 2 所示，汽輪機模型的輸入為進入汽輪機的蒸汽流量 Q，系統輸出為汽輪機轉子的機械功率 PM，從原理上考慮 2 個氣缸的工作過程及特性建立如圖 2 的汽輪機本體模型。

圖2中，TCH為高壓汽室蒸汽容積時間；TCO為低壓連通管蒸汽容積時間；KCH為高壓缸功率系數；KCO為低壓缸功率系數；KCH+ KCO= 1。PM為汽輪機轉子的機械功率輸出。其傳遞函數為：

1.2.2 汽輪機轉速控制機構模型

汽輪機的控制系統利用錯油門控制油動機動作，同時用凸輪機構調整蒸汽閥門的開度來控制輸給汽輪機的蒸汽流量即蒸汽功率。由于各環節串聯工作，汽輪機的控制部分可分別建模。

1）電液伺服閥模型

根據電液伺服閥的特性，其通用數學模型為：

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轉速控制機構的固有頻率高很多，所以在系統模型中將電液伺服閥的模型考慮為比例環節。

2）錯油門模型

式中：Xi為錯油門輸入位移；XV為錯油門位移；ξh為阻尼比；ωh為液壓固有頻率，；A 為油動機活塞面積；βe 為油液等效體積彈性模量；Vt為油動機容積；m 為油動機及負載質量。錯油門的反饋為彈簧，此模型為典型質量彈簧系統，由于錯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節[5]。

3）錯油門輸出及油動機模型

根據錯油門及反饋杠桿的原理可以得到錯油門及反饋桿的傳遞函數：

式中：S 為油動機位移；ξh為油動機阻尼比；A 為動機油缸作用面積；L 為錯油門行程。由于油動機為典型的機液伺服系統，固有頻率很高，油動機對頻率系統的影響很小，故簡化為慣性環節。

式中 Th為錯油門時間常數。

4）蒸汽閥門流量功率模型

蒸汽流量及其功率計算十分復雜，但其對系統仿真影響不大，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；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，其參數比較復雜且對系統的影響不大，故將其簡化為恒壓差流量模型。這樣就建立了汽輪機轉速、功率控制部分的模型。由于此閥門響應速度很快，其響應時間對系統的影響不大，故將其模型簡化為比例環節。

式中 KN為蒸汽功率放大系數。

1.2.3 汽輪機控制系統負載模型

針對典型的負載，建立如下的汽輪機控制系統負載模型。

1）汽輪機效率及負載扭矩汽輪機效率：

式中：η 為汽輪機效率；Ka 為汽輪機效率系數；n 為汽輪機轉速。

汽輪機輸出軸扭矩：

式中：T 為汽輪機輸出軸扭矩；Kb 為汽輪機扭矩系數。

2）軸系轉動慣量的影響

由于軸系轉動慣量對汽輪機系統性能的影響較大，將系統中軸系轉動慣量的模型考慮為慣性環節。

式中：Pout為軸系輸出功率；PM為軸系輸入功率；Tz為軸系時間常數。

3）蒸汽流量的計算

配氣機構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；ω 為面積梯度；Xv為閥芯位移；ΔP 為閥的壓降。

4）汽輪機軸扭矩

汽輪機軸轉速除受軸系轉動慣量影響外，主要受到螺旋槳負載的影響，汽輪機的負載扭矩與轉速的平方成正比，即

式中：T 為扭矩；K 為系數；ω 為螺旋槳轉速。

另外，螺旋槳功率為螺旋槳扭矩和功率的乘積為：

綜上，建立了汽輪機正車轉速控制系統模型。由于汽輪機倒車轉速控制系統與正車轉速控制系統的原理相同。同理可建立汽輪機倒車的轉速系統模型。

2 具有回汽控制的機爐協調系統

機爐協調控制系統是船舶蒸汽動力裝置自動控制系統的重要組成部分，它控制著主汽輪機轉速控制系統、主鍋爐燃燒控制系統以及其他各子系統協調動作，以滿足負荷要求并保證整個動力裝置穩定運行。機爐協調控制主要有鍋爐跟隨汽輪機協調控制、汽輪機跟隨鍋爐協調控制、汽輪機鍋爐協調控制 3 種方式。考慮到船舶蒸汽動力系統的多變量、強耦合、大遲延、非線性特點及設計和調試難度，在實際工程中一般還是采用以鍋爐跟隨汽輪機為基礎的協調控制方案[8]。

這種控制方式因為利用了鍋爐的蓄熱量，所以能比較快地適應主汽輪機負荷的要求。但是主蒸汽壓力會波動較大，當主汽輪機轉速變化較大時，主蒸汽壓力波動將超出允許范圍，影響鍋爐及輔機的正常運行[9]。為了解決鍋爐跟隨汽輪機方式主蒸汽壓力波動大的問題，兼顧系統實施的可行性，這里提出采用以鍋爐跟隨汽輪機方式為基礎，充分利用回汽裝置作用的機爐協調控制方案。

船舶蒸汽動力裝置與陸用機組相比，特殊之處在于倒車汽輪機的存在，這使得當正車汽輪機快速減小轉速，鍋爐的主汽壓力超過設定壓力保護高限時，將倒車閥打開，鍋爐所提供的多余的部分蒸汽短時間內可以充入倒車汽輪機，從而減小主汽輪機轉速變化對鍋爐的沖擊。回汽控制是汽輪機的一個重要功能，通過同時開啟汽輪機正車和倒車進汽閥，來限制主汽壓力的波動。通過回汽控制技術，既能保證鍋爐不超壓，又可以提高汽輪機響應的快速性。

圖 3 中給出了具有回汽控制蒸汽動力裝置機爐協調控制系統的設計方案。這種方式采用回汽控制實現保護回路的功能，當機前壓力過大的波動時，則投入回汽控制，同時開大正車和倒車汽輪機調門，以限制機前壓力過大的波動，提高響應速度。各回路采用PID 控制方法。主汽輪機正車回路 PID1和倒車回路PID2控制主汽輪機轉速 n，鍋爐主蒸汽壓力回路 PID3控制主蒸汽壓力 PT。當主汽輪機轉速要求指令 rn變化時，首先判定是正車過程還是倒車過程，然后由相應的控制回路發出改變主汽輪機正車或倒車調節閥開度的指令 μZ（μD），從而改變主汽輪機進汽量，使主汽輪機轉速 n 迅速滿足要求。正車（倒車）調節閥開度改變后，鍋爐出口主蒸汽壓力（機前壓力） PT偏離其給定值 rP，于是通過鍋爐主蒸汽壓力回路 PID3改變燃燒率 μB，最后穩態時，達到 n = rn，PT= rP。

rn信號分為 2 路：一路作為轉速控制系統的轉速給定信號；另一路引入鍋爐主蒸汽壓力控制系統，通過前饋環節 WD（s）引入主蒸汽壓力控制回路 PID3控制輸出補償信號，當主機轉速給定值變化時，通過前饋環節 WD（s）環節提前改變燃油量，以克服鍋爐的慣性，適應主機負荷變化的要求。前饋信號是超前起作用的，當 rn不變化時，前饋環節 WD（s）輸出信號保持不變，正好滿足要求[10]。

系統中設置了超壓保護回汽控制回路 PID4和欠壓保護回路 PID5，兩回路的輸入均為主蒸汽壓力 PT，PID4設定值為主蒸汽壓力的高限，PID5設定值為主蒸汽壓力的低限，兩回路的輸出均為正車（倒車）調節閥的閥位。

當轉速變化較小時，通過前饋環節可以及時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態偏差，同時由于機前壓力的動態偏差較小，因此超壓保護回路 PID4和欠壓的保護回路 PID5不會投入，而只有轉速回路即 PID1或 PID2投入工作，其輸出通過控制信號選擇模塊 MAX 和 MIN 作用到正車或倒車閥上。

當主機轉速上升幅度較大時，前饋環節信號的作用不足以克服鍋爐的慣性，主蒸汽壓力的動態偏差超過壓力保護的下限值，欠壓保護回路 PID5的輸出值小于轉速控制回路PID1或 PID2的輸出值，通過 MIN 選擇模塊，欠壓保護回路投入作為控制信號選擇模塊的信號輸出，限制轉速的繼續大幅度上升，減小汽輪機的閥門的動作，防止壓力降低，保證鍋爐不欠壓。

當主機轉速下降幅度較大時，主蒸汽壓力的動態偏差超過壓力保護的上限值，PID4的輸出值大于轉速控制回路 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選擇模塊的信號輸出，在繼續關小正車（或倒車）調節閥保證轉速繼續降低的同時，開啟倒車（或正車）調節閥，降低主蒸汽壓力，保證鍋爐不超壓，從而達到穩定主蒸汽壓力的目的。

3 仿真分析

為了驗證具有回汽控制技術的機爐協調控制系統在船舶換向過程中的應用效果，下面將具有回汽控制的機爐協調控制系統與所建立的數學模型連接起來，對倒車換向過程進行仿真，并與無回汽功能的機爐協調系統進行對比。仿真數據均作歸一化處理。從仿真中可以看到，倒車換向過程中應用回汽控制技術，主蒸汽壓力的波動較小，系統在換向過程更穩定。

如圖 4 所示，螺旋槳轉速給定由正車最大轉速降至倒車 45%。從圖 4 中可以看到在換向過程中，2 種控制方式都能實現轉速的快速穩定跟隨。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，但不超過5%，在誤差允許范圍內，并且持續時間都較短。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閉后才開啟，在有回汽控制方式下，倒車閥在降速開始時就開啟進行回汽，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作幅度都比較小，更有利于對設備的保護。

4 結 語

本文建立了船舶蒸汽動力裝置增壓鍋爐及主汽輪機數學模型，提出具有回汽控制功能的機爐協調控制方法，并通過仿真與無回汽控制的機爐協調方式進行對比，驗證了具有回汽控制的機爐協調系統在船舶換向過程中可以取得比常規機爐協調方式更好的控制效果，得到以下結論：

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的鍋爐超壓問題。仿真結果表明，有回汽控制的機爐協調控制的主蒸汽壓力偏差最大值要比無回汽控制的機爐協調控制方式小 1%。

2）回汽控制可以減小正車閥和倒車閥的動作幅度，這對設備的安全有一定好處。

3）雖然回汽控制可以快速地調節壓力，但是回汽的應用是對能量的浪費，過多地使用回汽控制，會影響汽輪機轉子的壽命。未來應進一步探究回汽控制的規律，將更多先進的控制方法應用于蒸汽動力裝置的回汽控制當中，以求更合理的利用回汽控制技術。

[ 1 ]呂建偉, 易慧, 劉中華. 船舶設計方案評估指標體系研究[J].船舶工程, 2005, 27(4): 53-57. LV Jian-wei, YI Hui, LIU Zhong-hua. Research on index system for evaluating warship Design[J]. Ship Engineering, 2005, 27(4): 53-57.

[ 2 ]朱泳, 金家善, 劉東東. 艦用蒸汽動力裝置回汽剎車與回汽保護技術研究[J]. 汽輪機技術, 2012, 54(6): 404-407.

[ 3 ]劉云生, 馮永明, 陳華清, 等. 增壓鍋爐與渦輪增壓機組匹配特性仿真分析[J]. 艦船科學技術，2012，4(1): 50-54.

[ 4 ]BELL. R. D, STRIM. K. J, A fourth order non-linear model for drum-boiler dynamics[C]//GERTLER. J. J , CRUZ JR. J. B, PESHKIN. M. Power Plants and Systems, Computer Control. Proceedings of the 13th World Congress, IFAC, San Francisco, USA, Volume O. 1996: 31-36.

[ 5 ]KECMAN. V. Nonlinearity of dynamic processes in a drum boiler circulation loop[C]//C. Maffezzoni ed. IFAC Modeling and Control of Electric Power Plants. Como, Italy. 1983: 21-27.

[ 6 ]張文杰, 戚飛虎, 鄒文進, 等. 汽輪機建模和仿真研究的一種新方法[J]. 計算機工程, 2001, 27(9): 175-177. ZHANG Wen-jie, QI Fei-hu, ZHOU Wen-jin, et al. A new method for turbine modularization and simulation research[J]. Computer Engineering, 2001, 27(9): 175-177.

[ 7 ]李東亮, 耿江華, 程剛, 等. 船舶主汽輪機模塊化建模方法及實驗研究[J]. 艦船科學技術, 2015, 37(12): 79-82. LI Dong-liang, GENG Jiang-hua, CHENG Gang, et al. Modeling method and simulation experiments of main steam turbine of ship[J]. Ship Science and Technology, 2015, 37(12): 79-82.

[ 8 ]于廣. 船舶鍋爐蒸汽動力裝置多目標控制問題的研究[D]. 哈爾濱: 哈爾濱工業大學, 2009: 9.

[ 9 ]張倩. 船用動力裝置機爐協調控制系統優化設計[D]. 哈爾濱: 哈爾濱工程大學, 2009: 17.

[10]范軼, 沈毅, 徐志強, 于達仁. 船舶蒸汽動力裝置調節/保護多目標切換控制問題研究[J]. 汽輪機技術, 2011, 53(03): 161-163. FAN Yi, SHEN Yi, XU Zhi-qiang, YU Da-ren. Multi-objective regulation and protection switching control for marine steam power system[J]. Turbine Technology, 2011, 53(03): 161-163.

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，高級工程師，主要研究方向為電力系統及動力系統設計。