基于AMESim 水下復雜均衡系統仿真及優化

錢 宇，徐仁超，胡浩龍

(中國船舶科學研究中心 深海科學技術太湖實驗室，江蘇 無錫 214082)

0 引言

中、大型潛水器在研發之前，需要設計船模試驗，即自航模試驗，通過縮比模型試驗，從而獲得較為可靠的水動力參數。為此，均衡系統在自航模水下試驗過程中必不可少。一般情況下，潛水器均衡系統包括浮力調節系統和縱傾平衡系統，浮力調整系統主要維持水下剩余浮力不變，縱傾平衡系統主要保持潛水器零縱傾或規定的縱傾，達到穩定安全航行的狀態[1]。

在此方面，國內外研究機構、學者進行了大量研究。其中，中國船舶科學研究中心開展了大深度潛水器均衡系統研究，優化了海水泵式浮力調節系統及泵送水銀式縱傾平衡系統的方案，并成功應用于“蛟龍”號[2–3]。水下AUV 主要采用皮囊式或活塞式浮力調節系統，通過油泵的吸排油，改變皮囊或活塞的體積，從而改變水下排水體積，達到浮力調節的功能[4–5]。潛艇浮力調節系統通常采用舷外自流注水，改變自身重量；縱傾平衡系統通常采用用氣前后調水的方式[6–7]。

以上方案或由于介質不同，或由于浮力、縱傾相互獨立，占用空間較大，均無法在自航模上應用。因此，針對自航模的工況需求，提出一種兼顧浮力調節與縱傾平衡的復雜均衡系統，即通過單個水泵及閥組實現均衡系統的過程。同時，基于AMESim 軟件建立了系統模型，對均衡過程進行了仿真模擬。此外，對模擬過程中出現流量分布不均的問題進行了優化。

1 均衡系統設計

1.1 工作原理

本文提出的復雜均衡系統，其原理如圖1 所示。系統主要由水泵、電磁閥組、傳感器、止回閥、首尾水艙等設備組成。當系統注水時，外界水通過吸入濾器、電磁閥5，由水泵打壓后，分別通過電磁閥2、電磁閥4，流入首尾水艙；當系統排水時，首尾水艙通過電磁閥1、電磁閥3，由水泵經壓力計排出站體外；當需要進行尾向首調水時，電磁閥2、電磁閥3、流量計、壓力計關閉，尾部水艙水經電磁閥1、水泵、電磁閥4 調入首部水艙；當需要進行首向尾調水時，電磁閥1、電磁閥4、流量計、壓力計關閉，首部水艙水經電磁閥3、水泵、電磁閥2 調入尾部水艙。首尾水艙密閉，不僅承受外界海水壓力，同時承受由內部水量變化引起的內壓變化。

圖1 均衡系統原理圖Fig.1 Schematic diagram of equalization system

根據圖1 均衡系統原理圖可知，隨著多次進行均衡后，首尾水艙的空氣壓力會不相等，從而使得首尾兩端的負載壓力不等。若當尾部水艙總背壓大于首部水艙總背壓時，流入尾部水艙的流量小于流入首部水艙的流量。在均衡過程中易造成過度首傾；反之，易造成過度尾傾，影響系統的運行，危及自航模航行安全。

1.2 分流集流閥流量方程

在前后水艙頂部采用通氣管連接，保證兩側水艙內密閉空氣壓力一致，可極大減小背壓不等的問題，僅存在兩側管路沿程阻力損失和局部阻力損失。但由于模型外形結構及工作方式限制，無法采用該方法，因此本文提出在分流集流處增加分流集流閥，通過分流集流閥的壓力反饋，改變相應閥口的大小，從而達到流量均分的效果。

分流集流閥通過固定節流孔1、固定節流孔2 的流量Q1和Q2方程為：

式中：Cd為固定節流孔流量系數；d1和d2分別為固定節流孔1、固定節流孔2 的直徑，d1=d2；P1和P2為固定節流孔1、固定節流孔2 后的壓力；P0為閥前輸入壓力；ρ為介質密度。

若不考慮閥芯內間隙泄漏和外泄漏，通過可變節流孔A、可變節流孔B 后的分流集流閥輸出流量QA和QB方程為：

式中：PA和PB為可變節流孔A、可變節流孔B出口的壓力；Cd為可變節流孔流量系數；x為閥芯位移；W1和W2為可變節流孔A、可變節流孔B的面積梯度。

在均衡過程中，由于水艙處在水下一定深度，因此可認為密閉水艙內的空氣溫度幾乎不變，忽略溫度對空氣的影響，單個水艙的空氣壓力與體積的狀態方程如下：

式中：Pa1為狀態1 下的空氣壓力；Va1為狀態1 下的空氣體積；Pa2為狀態2 下的空氣壓力；Va2為狀態2 下的空氣體積；V為水艙容積；q為狀態1 到狀態2 過程中的注排水速率。

分流集流閥A、分流集流閥B口單路流量的精度方程如下：

式中，δ為分流集流精度。

由上述公式可知，當兩側水箱壓力不一致時，兩側的流量也會隨之不同。因此，對兩側水箱注排水的均流性能造成一定影響。

1.3 優化后的均衡系統

優化后的系統原理圖如圖2 所示。

圖2 優化后的均衡系統Fig.2 Optimized equalization system

2 仿真模型的建立

2.1 分流集流閥模型

利用AMESim 軟件，根據分流集流閥原理，建立分流集流閥子模型，如圖3 所示。模型相關參數如表1 所示。

圖3 分流集流閥模型Fig.3 Model of flow divider and combiner valve

表1 分流集流閥模型參數Tab.1 The parameter of flow divider and combiner valve

2.2 均衡系統模型

根據均衡系統原理，建立仿真模型，在增加分流集流閥后，為減小閥壓降造成水泵輸出流量的影響，在分流集流閥出口端并聯可變節流孔。注排水過程中，節流孔全閉；縱傾調節過程中，節流孔全開。

3 仿真結果分析

3.1 參數設置

當自航模在均衡過程中，其深度變化不大，因此可將外界海水壓力設置為0.3 MPa 固定不變。水泵流量5 L/min。同時，為更好進行均衡過程對比，采用相同工況及運行時間作為典型標準，工況順序表如表2 所示。

表2 均衡系統工況順序表Tab.2 The operating sequence table of equalization system

3.2 仿真結果分析

優化前系統流量如圖4 所示，首尾水艙壓力如圖5所示。由圖可知，首尾水艙初始壓力均為2 bar，2 支管流量也一致，為2.5 L/min。0～50 s 注水期間，隨著密閉水艙內注水，水艙內的氣壓逐漸升高，氣壓和流量并始終保持一致，在50 s 時，氣壓均達到2.043 bar。50～150 s 尾向首調水期間，流量保持5 L/min 不變，但此時隨著尾部水艙調出水量，首部水艙調入水量，尾部水艙氣壓逐漸降低，首部水艙氣壓繼續持續升高。在150 s 時，首部水艙氣壓升至2.233 bar，尾部水艙氣壓下降至1.882 bar。150～200 s 再注水期間，由于首部水艙氣壓大于尾部水艙氣壓，形成水泵和首部水艙共同向尾部水艙注水，因此初始注水速率高達16.49 L/min，同時艏部水艙氣壓減小，尾部水艙氣壓迅速增大。此階段氣壓的升降并非線性，在200 s 時，首部水艙氣壓降低至2.116 bar，尾部水艙氣壓升高至2.059 bar。200～230 s 首向尾調水期間，流量繼續保持5 L/min 不變，首部水艙氣壓減小，尾部水艙氣壓增大。在230 s時，首部水艙氣壓繼續降低至2.062 bar，尾部水艙氣壓升高至2.113 bar。230～300 s 排水期間，兩側水艙氣壓不同，尾部略高于首部，因此在排水初期，排水將首先從尾部水艙排水，然后逐漸從兩側水箱同時排水，并逐漸趨向流量一致，此時隨著排水時間越長，首尾水艙氣壓也逐漸趨于相同。

圖4 優化前均衡系統流量曲線圖Fig.4 Flow chart of equalization system

圖5 首尾水艙空氣壓力曲線圖Fig.5 Air pressure curve of water tanks

優化后的系統流量如圖6 所示，首尾水艙壓力如圖7 所示。

圖6 優化后均衡系統流量曲線Fig.6 Flow chart of optimized equalization system

圖7 優化后水艙氣壓曲線圖Fig.7 Air pressure curve of water tanks

由圖可知，由于初始環境條件相同，0～150 s 的均衡工況與優化前完全一致。在150～200 s 再次注水過程中，由于分流集流閥的作用，注水后兩側分流的情況明顯較好，不會隨著水艙氣壓的變化而改變。此時，首部水艙支流的流量約為2.41 L/min，尾部水艙支流的流量約為2.60 L/min。在200 s 末，首部水艙氣壓為2.284 bar，尾部水艙氣壓為1.922 bar。200～230 s 首向尾調水情況與之前一致。在230 s 末，首尾水艙氣壓降低至2.220 bar，尾部水艙氣壓升高至1.969 bar。230～300 s 排水期間，分流集流閥同樣具有較好的作用，從首尾水艙同時吸水排出，首部支流流量為2.44 L/min，尾部支流流量為2.56 L/min。此時，水艙氣壓也逐漸呈線性降低，在300 s 末，首部水艙氣壓為2.149 bar，尾部水艙氣壓降低至1.916 bar。

仿真結果表明，增加分流集流閥，明顯改善了不同密閉水艙注排水流量不均的問題，單路流量分流精度達3.8%，集流精度達2.4%，滿足自航模安全航行要求。

4 結語

1）本文提出一種復雜均衡系統的原理方案，該系統采用單一泵源和閥組，實現了浮力調節和縱傾平衡的功能。通過理論分析，發現注排水流量不均的問題。因此，提出基于分流集流閥的優化方案。

2）分別建立優化前后的均衡系統AMESim 系統模型，通過同一工況仿真對比。結果表明，明顯改善了不同密閉水艙注排水流量不均的問題，單路流量分流精度達3.8%，集流精度達2.4%。