楊元龍，吳金祥，鄭子都，吳煒，孫玲

中國艦船研究設(shè)計中心，湖北武漢430064

0 引 言

汽水熱力循環(huán)特性是船舶蒸汽動力系統(tǒng)的重要指標(biāo)，而汽輪給水機組的運行性能是影響船舶汽水熱力循環(huán)穩(wěn)定性的關(guān)鍵技術(shù)。在船舶航行過程中，動力系統(tǒng)頻繁切換的工況、滯后的調(diào)節(jié)動作等因素極易引起汽輪給水機組出現(xiàn)振動、飛車等現(xiàn)象，甚至將導(dǎo)致機組軸承磨損或斷軸，進而損壞設(shè)備，最終影響蒸汽動力系統(tǒng)的穩(wěn)定性和可靠性［1-5］。蒸汽動力系統(tǒng)一般配置2臺汽輪給水機組，在運行過程中采用“一備一用”的策略。當(dāng)運行給水機組不滿足增壓鍋爐的供水需求時，將自動切換備用的汽輪給水機組，以保障蒸汽動力系統(tǒng)的汽水熱力循環(huán)，但汽輪給水機組的切換過程將對船舶蒸汽動力系統(tǒng)的穩(wěn)定性造成一定沖擊［6］。

鑒于目前國外對船舶蒸汽動力系統(tǒng)的技術(shù)封鎖，鮮有關(guān)于艦用汽輪給水機組切換工況下船舶蒸汽動力系統(tǒng)響應(yīng)特性方面的研究成果［7-9］。本文擬采用模塊化建模系統(tǒng)（Modular Modeling System，MMS）熱工仿真軟件平臺［10］，建立引入汽輪給水機組切換過程的船舶蒸汽動力系統(tǒng)仿真模型，通過數(shù)值仿真，揭示汽輪給水機組切換條件下凝、給水系統(tǒng)和蒸汽系統(tǒng)循環(huán)運行的動態(tài)響應(yīng)規(guī)律，用以為汽輪給水機組的切換方案優(yōu)化提供理論支撐。

1 研究對象

1.1 汽輪給水機組切換系統(tǒng)

如圖1所示，船舶蒸汽動力系統(tǒng)的汽水循環(huán)過程如下：首先，由增壓鍋爐產(chǎn)生的蒸汽推動主汽輪齒輪機組做功，做完功的廢氣在冷凝器中冷卻成凝水；然后，凝水泵將凝水輸送至除氧器，并利用來自廢氣系統(tǒng)的廢氣對凝水進行熱力除氧；最后，增壓泵從除氧器中抽出凝水并增壓，經(jīng)水泵供給增壓鍋爐。

圖1 汽輪給水機組切換系統(tǒng)Fig.1 Turbine feed water pump system

汽輪給水機組為三聯(lián)泵組，主要包括凝水泵、增壓泵和給水泵。汽輪機驅(qū)動之后，需經(jīng)減速箱減速，才能帶動三聯(lián)泵運行。船舶蒸汽動力系統(tǒng)一般配置2臺汽輪給水機組，單臺汽輪給水機組的給水量可以保證增壓鍋爐的蒸汽產(chǎn)量，一旦給水機組的給水泵出口壓力下降至目標(biāo)值，將自動切換備用的給水機組。

1.2 仿真模型

利用MMS熱工系統(tǒng)仿真軟件平臺，建立船舶蒸汽動力系統(tǒng)的仿真模型，主要包括增壓鍋爐模型、主汽輪齒輪機組模型、汽輪給水機組模型和油水汽管路模型等，如圖2所示。其中增壓鍋爐模型主要包括氣水區(qū)模塊、煙風(fēng)區(qū)、氣包、下降管、上升管和過熱器等模塊，主汽輪齒輪機組模型主要包括汽輪機、減速器和冷凝器等模塊，汽輪給水機組模型主要包括凝水泵、增壓泵、給水泵等模塊。

圖2 汽輪給水機組仿真模型Fig.2 The simulation model of turbine feed water pump

同時，本文基于某大型蒸汽動力實驗修正了所有的仿真模型，動態(tài)仿真的偏差小于5%。限于篇幅和研究重點，本文僅示出了汽輪給水機組的仿真模型。

2 模型驗證

為了驗證仿真模型的準(zhǔn)確性，本文對仿真模型計算結(jié)果與實驗數(shù)據(jù)進行對比分析，如表1所示。其中，高速工況為主汽輪機組100%負(fù)荷運行，低速工況為主汽輪機組50%負(fù)荷運行，且全部參數(shù)均以實驗數(shù)據(jù)為基準(zhǔn)進行了歸一化處理。由表1可知，仿真數(shù)據(jù)與實驗數(shù)據(jù)基本吻合，最大相對偏差不大于2%，驗證了系統(tǒng)仿真模型的準(zhǔn)確性。

表1 仿真數(shù)據(jù)與實驗數(shù)據(jù)對比Table 1 Comparison of simulation data and experiment data

3 仿真結(jié)果分析

以某船舶的蒸汽動力系統(tǒng)為仿真對象，分別在高、低速工況下動態(tài)切換汽輪給水機組，研究切換作業(yè)對凝、給水系統(tǒng)循環(huán)和蒸汽系統(tǒng)循環(huán)的影響規(guī)律。汽輪給水機組的切換過程定義為：瞬時速關(guān)給水機組，同時快速啟動備用給水機組并升速至穩(wěn)定運行狀態(tài)。在仿真計算中，所有參數(shù)均以運行機組高速工況為基準(zhǔn)進行歸一化處理，主要參數(shù)值如表2所示。

表2 動態(tài)仿真數(shù)據(jù)的變化情況Table 2 Variation of simulation data

3.1 給水機組切換對凝、給水循環(huán)的影響

圖3所示為在高、低速工況下進行動態(tài)切換的汽輪給水機組轉(zhuǎn)速變化曲線。由圖3可知，在切換過程中，運行給水機組的轉(zhuǎn)速急劇下降，同時在汽輪給水機組的超調(diào)控制作用下，備用給水機組的轉(zhuǎn)速迅速升高而后逐漸降速至穩(wěn)定運行狀態(tài)。關(guān)閉運行汽輪給水機組的速關(guān)閥之后，在0～6 s內(nèi)，高、低速工況下的機組轉(zhuǎn)速均快速下降，但備用機組的進汽閥仍處于空行程運動階段（進汽閥未流入蒸汽），故備用機組的轉(zhuǎn)速均保持為0。隨后，備用機組啟動并升速，高速工況下升至最高轉(zhuǎn)速的用時為9 s，低速工況下升至最高轉(zhuǎn)速的用時為6 s。同時，原運行給水機組的轉(zhuǎn)速緩慢下降至0。

圖3 不同工況下的汽輪給水機組轉(zhuǎn)速對比Fig.3 Comparison of turbine feed water pump speed under different working conditions

圖4所示為在高、低速工況下進行動態(tài)切換的給水泵出口壓力變化曲線。在切換過程中，在給水機組轉(zhuǎn)速的驅(qū)動下，運行機組給水泵出口的壓力迅速下降，而備用機組給水泵出口壓力迅速升高而后逐漸降低至穩(wěn)定運行狀態(tài)。

圖4 不同工況下給水泵出口壓力對比Fig.4 Comparison of feed water pump outlet pressure under different working conditions

圖5 不同工況下的冷凝器水位對比Fig.5 Comparison of condenser water level under different working conditions

圖6 不同工況下的冷凝器壓力對比Fig.6 Comparison of condenser pressure under different working conditions

圖5和圖6所示為在高、低速工況下進行動態(tài)切換的冷凝器水位和壓力的變化曲線。在低速工況下，主冷凝器水位是先升高而后逐漸降低至目標(biāo)水位，究其原因：在運行給水機組速關(guān)過程中，凝水泵停止抽吸冷凝器的凝水，從而造成冷凝器的水位快速升高；隨著備用給水機組的切換運行，冷凝器內(nèi)的凝水將抽吸至除氧器，所以冷凝器的水位將逐漸下降至目標(biāo)值。在高速工況下，備用給水機組快速投入運行后，冷凝器水位持續(xù)升高，這是由于該工況下蒸汽動力系統(tǒng)的汽水循環(huán)負(fù)荷較高，給水機組未能將冷凝器內(nèi)的凝水快速送至除氧器，所以造成冷凝器的水位持續(xù)升高。

圖7和圖8所示為在高、低速工況下進行動態(tài)切換的除氧器水位和壓力的變化曲線。在低速工況下，除氧器的水位和壓力均是先升高而后逐漸降低至目標(biāo)值，究其原因：在運行給水機組的速關(guān)過程中，增壓泵和給水泵停止抽吸除氧器的給水，同時凝水泵停止向除氧器輸送凝水，最終導(dǎo)致除氧器的水位升高；隨著備用給水機組的切換運行和轉(zhuǎn)速超調(diào)，備用機組凝水泵送至除氧器的凝水流量增加，除氧器的加熱蒸汽流量相應(yīng)增加，進而除氧器水位也相應(yīng)升高；隨著備用機組的轉(zhuǎn)速降低，凝水泵輸送凝水的流量減小，除氧器的加熱蒸汽流量相應(yīng)減小，故除氧器的壓力也隨之降低。同時，由于增壓泵和給水泵的抽吸作用，除氧器的水位快速下降。在高速工況下的給水機組切換過程中，除氧器水位持續(xù)降低至極低水位，究其原因：在汽水循環(huán)流量較大的工況下，增壓泵和給水泵組成的串聯(lián)泵抽吸做功能力較強，而凝水泵的抽吸做功能力較弱，從而導(dǎo)致除氧器的水位失衡；在切換給水機組時，除氧器水位進一步急劇降至極低水位。

圖9和圖10所示為在高、低速工況下進行動態(tài)切換的鍋爐汽包水位和壓力的變化曲線。在切換過程中，備用機組的轉(zhuǎn)速無法滿足增壓鍋爐的供水需求，故氣包水位下降，而氣包壓力相應(yīng)升高；隨著備用機組增速至目標(biāo)轉(zhuǎn)速，隨即滿足增壓鍋爐的供水需求，故氣包水位快速升高，而氣包壓力相應(yīng)下降。從圖中還可以發(fā)現(xiàn)，由于增壓泵和給水泵的做功能力較強，故在高、低速工況下切換汽輪給水機組均可通過增壓來滿足鍋爐的供水需求。

圖7 不同工況下的除氧器水位對比Fig.7 Comparison of deaerator water level under different working conditions

圖8 不同工況下的除氧器壓力對比Fig.8 Comparison of deaerator pressure under different working conditions

圖9 不同工況下的氣包水位對比Fig.9 Comparison of drum water level under different working conditions

圖10 不同工況下的氣包壓力對比Fig.10 Comparison of drum pressure under different working conditions

3.2 給水機組切換對蒸汽循環(huán)的影響

圖11所示為在高、低速工況下進行動態(tài)切換的廢氣壓力變化曲線。從圖中可以看出，在高、低速工況下，廢氣壓力均先升高而后降低至控制目標(biāo)值，究其原因：廢氣主要向除氧器提供加熱蒸汽，在運行機組關(guān)閉過程中，凝水泵送至除氧器的凝水流量減小，故加熱蒸汽的流量隨之減小，進而導(dǎo)致廢氣提供給除氧器的加熱蒸汽減少；同時，由于廢氣系統(tǒng)壓力控制的滯后慣性作用，最終導(dǎo)致廢氣壓力迅速升高。隨著備用機組的切換運行，凝水泵將輸送大量凝水至除氧器，廢氣系統(tǒng)將提供更多的加熱蒸汽至除氧器，故廢氣系統(tǒng)的壓力逐漸降低并恢復(fù)至控制目標(biāo)值。

圖11 不同工況下的廢氣壓力對比Fig.11 Comparison of exhaust steam pressure under different working conditions

圖12所示為在高、低速工況下進行動態(tài)切換的微過熱蒸汽壓力變化曲線。由圖12可知，在低速工況下進行切換作業(yè)的微過熱蒸汽壓力波動較小，而高速工況下的波動較大，究其原因：在高速工況下，氣水循環(huán)的流量較大，在給水機組切換過程中除氧器的耗汽量減小，導(dǎo)致向除氧器提供加熱蒸汽的廢氣系統(tǒng)壓力升高，而微過熱蒸汽系統(tǒng)向廢氣系統(tǒng)的補汽流量快速降低，同時由于微過熱蒸汽壓力控制回路存在控制慣性，最終導(dǎo)致微過熱蒸汽系統(tǒng)的壓力快速升高。圖13所示為在高、低速工況下進行動態(tài)切換的過熱蒸汽壓力變化曲線。由圖可知，高、低速工況下汽輪給水機組切換過程對過熱蒸汽壓力的影響較小。

4 結(jié) 論

根據(jù)汽輪給水機組的切換原理，建立基于MMS的船舶蒸汽動力全系統(tǒng)仿真模型，分析了在高、低速工況下切換汽輪給水機組的蒸汽動力系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)規(guī)律，并結(jié)合實驗數(shù)據(jù)驗證了仿真模型精度，得到如下結(jié)論：

1）在高、低速工況下，備用汽輪給水機組能夠快速啟動并滿足鍋爐的供水需求。

圖12 不同工況下的微過熱蒸汽壓力對比Fig.12 Comparison of micro superheated steam pressure under different working conditions

圖13 不同工況下的過熱蒸汽壓力對比Fig.13 Comparison of superheated steam pressure under different working conditions

2）受限于汽輪給水機組的結(jié)構(gòu)特征和系統(tǒng)控制的滯后慣性，低速工況切換后系統(tǒng)能夠穩(wěn)定運行，而高速工況切換后全系統(tǒng)的氣水循環(huán)表現(xiàn)出不穩(wěn)定的運行狀態(tài)，即冷凝器水位快速升至極高值，除氧器水位急劇降至極低值，且廢氣和微過熱蒸汽壓力的波動較大。

根據(jù)動力系統(tǒng)特性的仿真分析結(jié)果，后續(xù)將重點改進凝水再循環(huán)回路和給水旁通回路的控制策略，進一步提升汽輪給水機組切換工況下船舶蒸汽動力系統(tǒng)的氣水循環(huán)運行性能。