柴油機-調距槳推進的艦船緊急制動性能仿真研究

蒲曉亮，鐘 濤，王艷真

(中國船舶及海洋工程設計研究院, 上海 200011)

0 引 言

緊急制動即全速倒車停船，系指從發出全速倒車指令時起到船舶停在水中時的航跡行程[1]。它是船舶操縱性的重要指標之一，可用無因次參數停船跡程與船長的比值來衡準[2]。其值越小表示船舶的停船性能越好，在民用領域，該指標與船舶的避碰關系密切；在軍用領域，該指標還影響艦船執行對抗、驅逐和作戰等使命任務。相關規范對該指標有明確的規定，例如，IMO《船舶操縱性標準》規定全速倒車停船試驗測得的航跡行程不應超過15 倍船長[1]，GJB4000-2000《艦船通用規范》對不同的船型提出了不同的衡準指標，對于驅逐艦、護衛艦，無因次停船跡程應不大于10。鑒于該性能指標的重要性，船東會在合同里提出比規范要求更為嚴苛的指標，一些船東還將該指標作為罰款條款。

為達到設計指標，船舶設計者需在船舶初步設計階段對緊急制動性能進行預報，還應分解出影響船舶緊急制動性能的相關因素，并對其提出具體要求。當前，柴油機動力仍然是船舶主要動力型式，螺旋槳則是最主要的推進器。特別在對緊急制動性能要求較高的巡邏船、護衛艦等領域，絕大多數艦船采用柴油機-調距槳推進系統。因此掌握這種推進型式艦船緊急制動性能的預報方法和影響因素對艦船設計非常重要。

本文以某型巡邏船為對象，通過分析艦船緊急制動的數學模型，分解出影響緊急制動性能的主要因素，利用仿真軟件GT-Power 和Matlab/Simulink 建立仿真模型，研究主要因素對緊急制動性能的影響。提出適用于柴油機-調距槳推進的艦船緊急制動仿真預報方法，可作為艦船設計階段進行操縱性預報的參考。通過分析推進系統主要設備性能對緊急制動性能的影響，可為設計者提供設備技術指標參考。

1 緊急停船數學模型

本文研究對象是一艘千噸級巡邏船，該船排水量約1600 t，船長90 m，設計航速26 kn。采用雙機雙槳的推進型式，每套推進系統由一臺高速柴油機經過齒輪箱減速后驅動調距槳，推進系統結構如圖1 所示。船東提出的緊急制動指標為停船距離不超過4 倍船長，該指標遠高于規范要求，因此在設計階段準確預估緊急停船性能并采取措施進行優化十分必要。

圖1 推進系統結構示意圖Fig.1 Propulsion system layout

1.1 動力傳遞模型及平衡方程

船舶運動是三大部件配合的結果[3]，發動機輸出的功率、扭矩通過推進器產生推力，推力作用于船體，實現船舶的運動，這種配合一般稱為船-機-槳匹配，其動力傳遞模型如圖2 所示。

圖2 船-機-槳配合動力傳遞示意圖Fig.2 Ship-engine-propeller system power transmission diagram

船舶緊急制動是船-機-槳配合的一種形式，其動力學方程為：

1.2 影響船舶緊急制動的因素

1.2.1 船舶質量及附加質量

船舶質量和附加質量越大，船舶制動跡程就越大。船舶質量即排水量，排水量與船舶的主尺度和船型有關，為分析排水量與緊急制動性能的關系，引入緊急制動衡準參數無因次跡程，有

式中：ST′為 無因次跡程；S T為停船跡程；L為船長。將船舶排水量以主尺度的形式表達為：

式中： Δ為排水量；k為系數；Cb為方形系數；K1為船長與型寬之比；K2為型寬與吃水之比。

船舶動態附加質量與船舶質量成正比，即：

需說明的是，船舶的主尺度和排水量在初步設計階段已經確定，即船舶質量和附加質量在船舶設計之初正確定，因此無法通過改變該參數來調整船舶緊急制動指標。

1.2.2 船舶阻力

船舶阻力包括靜水阻力、波浪中阻力增加和空氣阻力[4]。靜水阻力與船型和船舶附體有關，當船舶線型和附體設計確定后即為定值，因此無法通過改變靜水阻力調整船舶的緊急制動性能。而船舶在波浪中航行時的阻力增加與船舶運行時的水動力環境有關，海況、水深和操舵等均對其有較大影響，這些因素與船舶實際操縱有關，無法通過設計改變，可見在規定緊急制動指標時應同時明確測試條件。沈定安等[5]指出影響船舶制動性能的因素還有淺水效應、堤岸影響等，這些因素都影響船舶阻力，進而影響制動性能。

1.2.3 螺旋槳推力

螺旋槳推力與整個推進系統有關。就本文所研究的推進系統而言，柴油機性能、齒輪箱及軸系效率、調距槳特性均對螺旋槳推力有影響，推進系統各組成設備之間存在多種匹配關系，如柴油機轉速與螺旋槳轉速匹配關系、柴油機負荷與螺旋槳螺距之間的匹配關系等。可見通過改變推進系統各組成設備的性能以及匹配關系可對船舶緊急制動性能產生影響。

直接影響螺旋推力改變的因素是調距槳螺距調整速率，緊急制動的過程實際是螺旋槳減小推力并產生倒車推力的過程，具體是通過改變螺旋槳轉速和螺距實現的，調距槳螺距的變化速率與調距槳液壓系統能力有關[6]，設計可通過增加液壓系統流量等方式提升調距速率，以減小船舶停船航跡。

在船-機-槳匹配模型里，螺旋槳實際為柴油機的負載，而柴油機的性能將制約調距槳螺距和轉速的調節，包括柴油機的運行區域、加減速性能和調速性能等，因此在計算船舶緊急制動性能時，應使負載變化不能超出柴油機的限制。柴油機持續工作時，其負荷不能超過MCR 曲線，但在船舶加速或緊急制動過程中，可短時使其超過MCR，可取110%MCR 作為負荷限制線[7]。在仿真計算時，需同柴油機確認是否允許短時使用110%MCR，還有些柴油機在加速或減速時以DBR 曲線作為負荷限制線。

傳動和軸系系統對螺旋槳推力的影響主要是由于傳動效率造成的，在緊急制動性能計算時，應盡可能準確計算傳動效率。傳動功率損失主要是傳動部件在運行過程中摩擦、發熱等造成的，如彈性聯軸器、齒輪箱傳動裝置、軸承等，在仿真計算時需分別進行計算。

2 緊急停船數學模型各變量的處理

2.1 船舶質量和阻力

船舶排水量在船舶設計之初就已確定，本文研究對象排水量約m= Δ=1600 t。

通常，附加質量為排水量的0.03～0.06 倍[8]，Lewandowski E 等指出附加質量與船舶主尺度有關，通常可假設為船舶質量的0.05～0.1 倍[9]。本文取0.05 倍的船舶質量，即md=80 t.

為獲得準確的船舶阻力數據，本文研究對象在瑞典國立船模試驗水池進行了模型試驗，得到了較完整的伴流系數、推力減額、相對旋轉效率等數據，其阻力曲線如圖3 所示。

圖3 阻力曲線Fig.3 Ship resistance curve

2.2 傳動系統

傳動系統主要包括主機與齒輪箱連接的聯軸器、齒輪箱和軸系，傳動系統最主要的功能是傳遞功率、扭矩和推力。傳動系統中各類聯軸器和軸承在運行中均存在功率損耗，特別是軸系較長的船舶，傳動系統的功率損耗較大，一般傳動系統效率在90%～95%之間，在緊急制動模型中不能忽略。通常聯軸器由于發熱等引起的功率損失很小，可忽略不計，在計算中應包含齒輪箱、中間軸承和尾軸承的功率損失，其值可表示為。

式中：Pf為傳動系統功率損失；Pfg為齒輪箱功率損失；Pfr為中間軸承功率損失；Pf s為尾軸承功率損失。齒輪和軸承的功率損失一般由供貨廠商提供，在無數據的情況下，齒輪箱可按效率98%～99% 計算，軸承按每只99.5%計算。

齒輪和軸承的功率損失一般由供貨廠商提供，在無數據的情況下，齒輪箱可按效率98%～99% 計算，軸承按每只99.5%計算。本文傳動系統效率按95%計算，即Pf=0.05PS。

2.3 螺旋槳

螺旋槳通過吸收主機發出的功率產生推力，對于采用調距槳推進的船舶，在緊急制動過程中，螺旋槳旋向不會改變，而是通過改變螺距比實現推力的變化。在緊急制動計算中，需給出螺旋槳推力和扭矩的數值。其推力T和扭矩MP可表示為：

式中：KT為螺旋槳推力系數；KQ為螺旋槳扭矩系數；ρ為水的密度， k g/m3；n為螺旋槳的轉速， r /min；D為螺旋槳直徑，m 。

可看出，已知螺旋槳的推力系數和扭矩系數即可求得螺旋槳推力和扭矩的大小。推力系數和扭矩系數一般可通過模型敞水試驗獲得，螺旋槳設計者會提供設計槳的推力系數和扭矩系數，但一般情況下推力系數和扭矩系數是以第一象限部分給出的。而船舶在緊急制動過程中，螺旋槳的工作范圍會超出第一象限，此時需要螺旋槳四象限特性，使用調距槳的船舶是通過調節螺距比實現正倒車的，軸轉速始終為正值，因此只需第一和第四象限[10]。本文研究對象使用的調距槳進行了模型試驗，圖4 和圖5為該調距槳第一、四象限特性圖。

圖4 不同螺距下推力系數曲線Fig.4 Thrust coefficient curve under various pitch

圖5 不同螺距下扭矩系數曲線Fig.5 Torque coefficient curve under various pitch

進速比J的關系為：

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3 仿真結果及討論

為在設計階段掌握該船的緊急制動性能，建立仿真模型對其緊急制動性能進行仿真計算。柴油機及傳動部分利用GT-SUITE 軟件的GT-Power 模塊建立，船和螺旋槳部分利用Matlab/Simulink 建立。本仿真重點對不同調距速率下的緊急制動跡程進行對比分析。

3.1 仿真準確度分析

基于本文構建的仿真方法和模型，對一型已交付使用的船舶進行緊急制動仿真計算，并與該型船的緊急制動性能實船試驗數據對比，以驗證本文仿真方法和模型的準確性。該船船型與本文研究對象類似，船長112 m，仿真和實船試驗得到的緊急制動結果如圖6 所示，從仿真結果來看，停船航跡程為360 m，實船試航測定的停船航跡程為363 m，可見仿真結果較為準確。

圖6 緊急制動仿真計算結果Fig.6 Crash-stop simulation result

3.2 仿真結果分析

為了對比主動進行緊急制動和不主動制動的差別，進行2 個典型的慣性滑行操縱情況的仿真；在主動緊急制動操縱下，為對比主機轉速匹配的影響，在調距槳調距速率一致的情況下，對主機恒轉速和變轉速的情況進行對比；為分析調距槳變螺距速率對緊急制動性能的影響，進行了2 種不同變螺距速率下的制動性能仿真。仿真結果如表1 所示。

表1 緊急停船仿真結果Tab.1 Crash-stop simulation result

3.2.1 工況1：螺旋槳拖轉零推力制動過程仿真

首先對螺旋槳零推力工（T=0）況進行仿真計算，該工況具體過程為：船舶達到最大航速并穩定航行時，兩舷軸系同時脫排，螺距處于最大正車螺距位。螺旋槳拖轉工況下，螺旋槳沒有輸入功率，受水動力作用自然拖轉，船舶無動力，此時船主要在水、空氣的阻力作用下逐漸減速，隨著航速降低阻力也會降低，因此航速變化速率越來越小。如圖7 所示，該工況下停船過程非常緩慢，時間超過3500 s 后航速仍大于0，停船距離超過36.7 倍船長。

圖7 螺旋槳拖轉工況仿真計算結果Fig.7 Simulation result of propeller windmilling

3.2.2 工況2：螺旋槳鎖軸零轉速制動過程仿真

為了對比螺旋槳在水中拖轉和不旋轉對制動性能的影響，進一步計算螺旋槳鎖軸（n=0）的工況。操縱過程為：當船舶達到最大航速穩定航行時，將主機與軸系脫開，并將軸系鎖住。仿真結果如圖8 所示，與拖轉相比，由于螺旋槳無法旋轉使得阻力增加，因此航速下降更快，停船過程有所加快，時間超過3500 s后航速仍大于0，停船距離大于13.3 倍船長。

圖8 螺旋槳鎖軸工況仿真計算結果Fig.8 Simulation result of propeller locked

首先按照調距槳廠商提供的標準調距速率進行仿真，調距速率為1.5°/s。為了盡量提升緊急制動性能，提出柴油機變轉速的策略，即當正車推力減小時，使主機減速以增加正車推力減小速率，當螺旋槳開始產生負推力時，增加主機轉速以增加負推力增加的速率。仿真結果如圖9 所示，制動開始后約5 s 后產生負推力，41.5 s 后船停止，停船距離為3.32 倍船長。

3.2.4 工況4：柴油機變轉速螺距快速減小過程仿真

為進一步提升緊急制動性能，通過增加調距槳液壓系統流量等方式，提高調距速率，即由1.5°/s 提高到2°/s。仿真結果如圖10 所示，與工況3 相比，在柴油機轉速控制策略一致的情況下，產生負推力的時間提前到約4 s，37 s 后船停止，停船距離為2.89 倍船長。可見，該方案緊急停船性能有明顯的改善。

圖10 柴油機轉速先減后加螺距角快速減小工況仿真計算結果Fig.10 Simulation result of variable engine speed and fast pitch setting speed

3.2.5 工況5：柴油機恒轉速螺距快速減小過程仿真

為驗證不同主機轉速匹配策略的影響，對主機恒轉速策略進行仿真，具體策略為：船舶達到最大航速并穩定運行，此時柴油機工作在額定轉速，啟動緊急制動程序，推進控制系統控制柴油機轉速不變，調距槳以每2°/s 的速率降螺距，柴油機在整個過程中不超負荷。仿真結果如圖11 所示，執行緊急停船后約5 s開始產生負推力，38.9 s 后船停止，停船距離為2.96倍船長。可見，在緊急制動過程中保持主機恒轉速，雖然主機不易超負荷，但推力的改變速率小于變轉速策略，停船時間和距離比變轉速策略有所增加。

圖11 柴油機恒轉速螺距角快速減小仿真計算結果Fig.11 Simulation result of constant engine speed and fast pitch setting speed

可知，主機采用先降速再升速的策略、螺旋槳以較快速率變距時，可實現較優的緊急停船性能，因此該巡邏船實船以2°/s 作為調距槳的調距指標，以變轉速作為控制系統的操控策略。

4 結 語

本文分析了影響艦船緊急制動性能的主要因素，并以某巡邏船為研究對象，對緊急制動性能進行仿真，可得以下結論：

1）影響艦船緊急制動性能的因素主要有船舶質量及附加質量、船舶阻力和推進器推力等，其中在設計中優化主機與螺旋槳的匹配控制策略、調整調距槳的螺距變化速率是提升緊急制動性能的有效途徑，其原理為改變推進器的推力變化速率。

2）在不采取主動措施的情況下，艦船制動距離和時間均很長，通過采取主動措施，該巡邏船緊急制動距離可控制在3 倍船長以內。

3）對于柴油機-調距槳推進的艦船，采用變轉速策略比恒轉速策略具有更好的緊急制動性能，停船距離減小了2.44%。

4）調距槳螺距變化速率對緊急制動性能有較大影響，提高螺旋槳調距速率可有效減小緊急制動時間和距離，調距速率加快33%，停船距離將減少13%。