李鐵磊， 劉瑞， 王志濤， 周少偉， 張君鑫， 高楚銘

(1.哈爾濱工程大學(xué) 動(dòng)力與能源工程學(xué)院，黑龍江 哈爾濱 150001； 2.哈爾濱工程大學(xué) 工程訓(xùn)練中心，黑龍江 哈爾濱 150001； 3.中國(guó)艦船研究設(shè)計(jì)中心， 湖北 武漢 430064)

采用間冷循環(huán)是提高燃?xì)廨啓C(jī)輸出功率的有效途徑。間冷器及間冷系統(tǒng)與燃機(jī)的匹配對(duì)裝置的運(yùn)行效率有很大影響，由于高壓壓氣機(jī)進(jìn)口溫度的降低，使得高壓壓氣機(jī)的工作點(diǎn)發(fā)生變化，因此燃?xì)廨啓C(jī)各個(gè)系統(tǒng)部件的匹配度需要再調(diào)節(jié)。為了把間冷循環(huán)的優(yōu)勢(shì)發(fā)揮到最大，需要對(duì)各部件的設(shè)計(jì)點(diǎn)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化；針對(duì)不同結(jié)構(gòu)的間冷系統(tǒng)，也需要對(duì)燃?xì)廨啓C(jī)和間冷系統(tǒng)之間進(jìn)行優(yōu)化匹配。

聞雪友等[1]對(duì)簡(jiǎn)單循環(huán)燃?xì)廨啓C(jī)的間冷化改造進(jìn)行了研究，分析了不同循環(huán)參數(shù)下間冷燃?xì)廨啓C(jī)的性能，并以MGT-33簡(jiǎn)單循環(huán)船用燃?xì)廨啓C(jī)為例，在保證燃?xì)獍l(fā)生器通流部分和結(jié)構(gòu)保持不變的前提下，對(duì)其進(jìn)行間冷循環(huán)改造，功率增加約34%，效率提高約4.1%。周亞峰等[2]利用溫-熵圖分析了間冷循環(huán)燃?xì)廨啓C(jī)的熱力學(xué)特征，重點(diǎn)對(duì)間冷燃?xì)廨啓C(jī)的壓比分配原則進(jìn)行研究，結(jié)果表明當(dāng)?shù)蛪簤罕?高壓壓比為0.3左右時(shí)，間冷循環(huán)燃?xì)廨啓C(jī)綜合性能最佳。此外，文獻(xiàn)[3-8]對(duì)間冷及間冷回?zé)嵫h(huán)的參數(shù)優(yōu)化做了大量的研究。在間冷器結(jié)構(gòu)優(yōu)化方面，文獻(xiàn)[9-11]做了很多研究，優(yōu)化后的間冷器結(jié)構(gòu)更緊湊，綜合性能更優(yōu)。

研究人員對(duì)間冷循環(huán)燃?xì)廨啓C(jī)性能及循環(huán)參數(shù)對(duì)性能的影響做了一定的研究，換熱器的結(jié)構(gòu)和性能優(yōu)化也有較多研究，但針對(duì)間冷系統(tǒng)與燃?xì)廨啓C(jī)的匹配方法鮮有研究。本文建立基于Matlab/Simulink和AMESim建立間冷循環(huán)燃?xì)廨啓C(jī)集成仿真模型，對(duì)燃?xì)廨啓C(jī)和間冷系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化匹配，并對(duì)不同工況下間冷系統(tǒng)三通閥的調(diào)節(jié)規(guī)律進(jìn)行優(yōu)化。

1 間冷循環(huán)燃?xì)廨啓C(jī)集成仿真方法

典型的船用燃機(jī)間冷循環(huán)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示。

圖1 間冷循環(huán)燃?xì)廨啓C(jī)結(jié)構(gòu)Fig.1 Intercooled gas turbine structure diagram

1.1 間冷循環(huán)燃?xì)廨啓C(jī)仿真模型

本文基于容積慣性法[12-13]建立燃?xì)廨啓C(jī)仿真模型，包括壓氣機(jī)模塊、渦輪模塊、燃燒室模塊、轉(zhuǎn)子模塊和容積模塊。

1)壓氣機(jī)/渦輪模塊。

在仿真建模中，將壓氣機(jī)劃分為特性模塊和熱力計(jì)算模塊。特性模塊折合流量Gcor與效率η分別為：

Gcor=f(π,ncor)

(1)

η=(Gcor,ncor)

(2)

式中：ncor為折合轉(zhuǎn)速；π為壓比。

熱力計(jì)算模塊采用變比熱計(jì)算方法。渦輪模塊建模原理與壓氣機(jī)相同，不再?gòu)?fù)述。

2)燃燒室模塊。

將燃燒室模塊簡(jiǎn)化為一個(gè)容積，考慮其內(nèi)部能量的變化，根據(jù)質(zhì)量守恒和能量守恒建立模型：

(3)

(4)

式中：PBout為燃燒室出口壓力；TBout為燃燒室出口溫度；V為燃燒室容積；GBin、Gf、GBout分別為燃燒室進(jìn)口流量、燃油流量、出口流量；hBin為燃燒室進(jìn)口焓值；hBout為燃燒室出口焓值；Rg為氣體常數(shù)；Cp為燃?xì)獾谋葻帷?/p>

3)轉(zhuǎn)子模塊。

在動(dòng)態(tài)過(guò)程中，作用在轉(zhuǎn)子上的力矩不平衡導(dǎo)致轉(zhuǎn)子加速或減速，根據(jù)動(dòng)量矩定律建立轉(zhuǎn)子模塊的數(shù)學(xué)模型：

(5)

式中：n為轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速；NT、NC分別為渦輪和壓氣機(jī)的功率；J為軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。

4)容積模塊。

將燃機(jī)各部件之間視為一個(gè)容積，忽略容積內(nèi)溫度的變化，用集總參數(shù)P表示容積內(nèi)氣體的平均壓力，根據(jù)質(zhì)量守恒建立容積模塊的數(shù)學(xué)模型：

(6)

式中：Gin、Gout分別為容積進(jìn)口與出口工質(zhì)流量；Tout為容積出口工質(zhì)溫度。

本文根據(jù)上述數(shù)學(xué)模型，基于Matlab/Simulink建立燃?xì)廨啓C(jī)仿真模型。

1.2 間冷系統(tǒng)仿真模型

船用間冷循環(huán)燃?xì)廨啓C(jī)的間冷系統(tǒng)通常采用一臺(tái)機(jī)上氣-液換熱器和一臺(tái)機(jī)外液-液換熱器組成的“液體耦合式換熱器”[14]，即通過(guò)內(nèi)回路中的淡水冷卻來(lái)自低壓壓氣機(jī)的高溫空氣，再通過(guò)海水冷卻內(nèi)回路中的淡水。間冷系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖2所示。

圖2 間冷系統(tǒng)結(jié)構(gòu)Fig.2 Intercooling system structure diagram

機(jī)上換熱器采用板翅式換熱器，機(jī)外換熱器采用板式換熱器。間冷系統(tǒng)工作時(shí)，內(nèi)回路中的循環(huán)水泵將水箱內(nèi)的水抽出，冷卻水流經(jīng)機(jī)上換熱器，冷卻來(lái)自低壓壓氣機(jī)的空氣；此后，溫度上升的冷卻水流經(jīng)機(jī)外換熱器，通過(guò)海水將其冷卻。當(dāng)燃?xì)廨啓C(jī)工作在不同工況時(shí)，可調(diào)節(jié)三通閥的開(kāi)度，以控制進(jìn)入機(jī)外換熱器的流量，達(dá)到最優(yōu)的間冷效果。

基于AMESim建立的間冷系統(tǒng)仿真模型如圖3所示。

圖3 基于AMESim的間冷系統(tǒng)仿真模型Fig.3 Simulation model of intercooling system based on AMESim

1.3 Simulink/AMESim接口模塊

為實(shí)現(xiàn)Matlab/Simulink中燃?xì)廨啓C(jī)模型與AMESim中間冷系統(tǒng)模型的聯(lián)合仿真，建立接口模塊如圖4所示。Matlab/Simulink中燃?xì)廨啓C(jī)模型輸出低壓壓氣機(jī)出口流量G_IC_in、出口壓力P_IC_in、出口溫度T_IC_in、閥門(mén)開(kāi)度valve_opening 4個(gè)變量，通過(guò)接口模塊將數(shù)據(jù)傳入AMESim模型中作為邊界條件，AMESim將計(jì)算后的機(jī)上間冷器出口壓力P_IC_out、出口溫度T_IC_out 2個(gè)變量傳回Matlab/Simulink中，作為高壓壓氣機(jī)的邊界條件。

圖4 Simulink/AMESim接口模塊Fig.4 Simulink/AMESim interface module

2 燃?xì)廨啓C(jī)與間冷系統(tǒng)優(yōu)化匹配

間冷燃?xì)廨啓C(jī)運(yùn)行時(shí)，低壓壓氣機(jī)出口空氣進(jìn)入間冷器，經(jīng)淡水冷卻至某一溫度后再進(jìn)入高壓壓氣機(jī)繼續(xù)壓縮?？諝饬鹘?jīng)間冷器產(chǎn)生的溫降對(duì)整機(jī)性能有很大影響，針對(duì)燃?xì)廨啓C(jī)的不同工況，需要調(diào)節(jié)間冷系統(tǒng)使其和燃?xì)廨啓C(jī)匹配，發(fā)揮出間冷燃?xì)廨啓C(jī)的最優(yōu)性能。

在燃?xì)廨啓C(jī)性能參數(shù)和間冷系統(tǒng)結(jié)構(gòu)已經(jīng)確定的情況下，可優(yōu)化的參數(shù)只有海水流量、淡水流量和三通閥開(kāi)度。考慮到燃?xì)廨啓C(jī)實(shí)際運(yùn)行時(shí)的穩(wěn)定性及可靠性問(wèn)題，本文的優(yōu)化策略為：1)在設(shè)計(jì)點(diǎn)工況，優(yōu)化海水流量與淡水流量，獲得最優(yōu)的燃機(jī)設(shè)計(jì)點(diǎn)性能；2)在非設(shè)計(jì)點(diǎn)工況，海水流量與淡水流量不再變化，三通閥開(kāi)度為唯一變量，通過(guò)閥門(mén)開(kāi)度調(diào)節(jié)淡水在主路與支路的分配比例，間接控制高壓壓氣機(jī)進(jìn)口溫度，獲得所需的整機(jī)性能。

2.1 燃?xì)廨啓C(jī)與間冷系統(tǒng)設(shè)計(jì)點(diǎn)性能匹配

本文采用“液體耦合式換熱器”，通過(guò)內(nèi)循環(huán)的淡水將機(jī)上換熱器和機(jī)外換熱器耦合起來(lái)，海水和淡水的換熱能力是相互影響的。不同海水流量的影響如圖5～7所示。

圖5 不同海水流量對(duì)熱效率的影響Fig.5 Effect of different circulating seawater mass flow on thermal efficiency

對(duì)不同海水流量的影響分析如下：

1)不考慮淡水流量的影響時(shí)，以淡水流量為150 kg/s為例，海水流量從60 kg/s增加至200 kg/s，熱效率提高約1.3%，耗油率降低約1.3%，輸出功率提高約9.2%；但隨著海水流量的提高，各參數(shù)的提升幅度越來(lái)越小，說(shuō)明海水流量對(duì)燃機(jī)性能的影響有極值；

2)不考慮海水流量的影響時(shí)，以海水流量為200 kg/s為例，隨著淡水流量的增加，熱效率/耗油率/輸出功率的變化呈拋物線趨勢(shì)，說(shuō)明淡水流量過(guò)大時(shí)，海水對(duì)淡水的冷卻能力不足，反而導(dǎo)致整機(jī)性能下降；

3)綜合二者，海水流量的增加使燃機(jī)性能提高，海水流量越大，燃機(jī)性能的提升幅度越小，考慮到體積和重量等因素，海水流量不能無(wú)限增加，應(yīng)取一合適值；結(jié)合當(dāng)前海水流量的換熱能力，如果淡水流量太大，會(huì)導(dǎo)致海水對(duì)其冷卻不足，降低機(jī)上換熱器的效率，故針對(duì)本文所述的間冷循環(huán)燃?xì)廨啓C(jī)，海水流量選擇200 kg/s，淡水流量選擇100 kg/s。匹配后的間冷循環(huán)燃?xì)廨啓C(jī)性能參數(shù)如表1所示。

圖6 不同海水流量對(duì)耗油率的影響Fig.6 Effect of different circulating seawater mass flow on fuel consumption

圖7 不同海水流量對(duì)輸出功率的影響Fig.7 Effect of different circulating seawater mass flow on power

表1 燃?xì)廨啓C(jī)與間冷系統(tǒng)匹配后的設(shè)計(jì)點(diǎn)性能

2.2 間冷系統(tǒng)三通閥調(diào)節(jié)規(guī)律

間冷燃?xì)廨啓C(jī)運(yùn)行在不同工況時(shí)，間冷器進(jìn)口的溫度與流量不同，可通過(guò)調(diào)節(jié)三通閥開(kāi)度來(lái)調(diào)節(jié)主路與支路的流量分配，間接的控制間冷器出口的溫度。本文建立溫度控制模塊，在間冷器出口不發(fā)生冷凝的情況下，工況1.0、0.85、0.7、0.55及0.4分別對(duì)應(yīng)溫度為330、328、323、323、323 K。

在該溫度控制規(guī)律下，得到三通閥的調(diào)節(jié)規(guī)律如圖8所示?？梢钥闯?，在0.7工況以上，閥門(mén)開(kāi)度變化很小，考慮到實(shí)際機(jī)組的可靠性問(wèn)題，在0.7工況以上可以保持閥門(mén)開(kāi)度0.05不變，在0.7工況以下時(shí)，閥門(mén)開(kāi)度線性增大。

圖8 不同工況下閥門(mén)調(diào)節(jié)規(guī)律Fig.8 Valve regulation law under different working conditions

3 間冷燃機(jī)發(fā)電模式動(dòng)態(tài)特性仿真研究

3.1 發(fā)電模式下線性加減載過(guò)程

為了使電網(wǎng)的頻率恒定，當(dāng)發(fā)電機(jī)組被燃?xì)廨啓C(jī)帶動(dòng)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，需要調(diào)整動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)速，使得轉(zhuǎn)速恒等于3 000 r/min。當(dāng)機(jī)組負(fù)載階段性線性規(guī)律變化時(shí)，經(jīng)過(guò)加減載過(guò)程，轉(zhuǎn)速、溫度和其他參數(shù)會(huì)產(chǎn)生超調(diào)量，這是由于系統(tǒng)會(huì)產(chǎn)生轉(zhuǎn)動(dòng)慣性和熱慣性。所以，需要給出適當(dāng)?shù)呢?fù)載變化梯度，以避免過(guò)熱和過(guò)度旋轉(zhuǎn)。

模擬機(jī)組從0.3工作狀態(tài)到1.0工作狀態(tài)的加(減)載過(guò)程，將加減載時(shí)間分別設(shè)置為20 s、40 s和60 s，觀察每個(gè)參數(shù)的變化規(guī)律。50 s前燃?xì)廨啓C(jī)在0.3工作狀態(tài)下穩(wěn)定運(yùn)行，50 s時(shí)負(fù)荷開(kāi)始變化，線性加載至1.0工作狀態(tài)，200 s時(shí)從1.0工作狀態(tài)開(kāi)始線性減載至0.3工作狀態(tài)。加減載過(guò)程中各個(gè)參數(shù)的變化規(guī)律如圖9所示，隨著負(fù)載開(kāi)始增加，施加在動(dòng)力渦輪軸兩端的扭矩變得不平衡，轉(zhuǎn)速減少。此時(shí)進(jìn)行PID調(diào)節(jié)。當(dāng)燃油閥打開(kāi)時(shí)，燃油流量增加，動(dòng)力渦輪的輸出扭矩逐漸增大，這與負(fù)載扭矩的變化率幾乎相同。此時(shí)速度不會(huì)減慢，自動(dòng)平衡到一個(gè)恒定的速度，略有波動(dòng)。當(dāng)加載過(guò)程完成時(shí)，動(dòng)力渦輪的速度恢復(fù)到其設(shè)定值?？梢钥闯觯?fù)載系數(shù)越快，動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)速的變化越大。加載速度越快，每個(gè)參數(shù)對(duì)應(yīng)的變化就越快。如果負(fù)載梯度過(guò)大，溫度和速度的超調(diào)量就會(huì)很大，說(shuō)明發(fā)電機(jī)組在線性加載過(guò)程中考慮過(guò)熱、超轉(zhuǎn)的影響。

圖9 發(fā)電模式下負(fù)載線性變化的仿真結(jié)果Fig.9 Simulation results of linear load changes in generation mode

圖10顯示了負(fù)載線性加載和負(fù)載降低時(shí)低壓和高壓壓氣機(jī)運(yùn)行線的變化。可以看出，低壓壓氣機(jī)和高壓壓氣機(jī)在動(dòng)態(tài)過(guò)程中的變化是相反的，加載過(guò)程中，低壓壓氣機(jī)遠(yuǎn)離喘振邊界，高壓壓氣機(jī)接近喘振邊界；減載過(guò)程中，低壓壓氣機(jī)靠近喘振邊界，高壓壓氣機(jī)遠(yuǎn)離喘振邊界。這是因?yàn)樵谌S燃?xì)廨啓C(jī)的加減載過(guò)程中，燃料量的變化首先影響高壓渦輪的入口溫度，高壓軸的質(zhì)量輕，轉(zhuǎn)速下降，因此高壓軸轉(zhuǎn)速的變化比低壓軸更快。加速時(shí)，高壓軸轉(zhuǎn)速先增加，低壓壓氣機(jī)吸氣量增加，壓比略有增加，故靠近喘振邊界，低壓壓氣機(jī)耗功減少，遠(yuǎn)離喘振邊界，減速時(shí)情況相反。

圖10 發(fā)電模式下負(fù)載線性變化的壓氣機(jī)運(yùn)行線變化Fig.10 Compressor operating line change with linear load change in generation mode

因此，在線性減載過(guò)程中，減載率受轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和體積慣量影響越快，超速和流量超調(diào)越大，低壓壓氣機(jī)越靠近喘振邊界；高壓壓氣機(jī)在加、減載過(guò)程中喘振裕度變化不太明顯，但有必要確定是否高壓壓氣機(jī)在加載過(guò)程中超速。

3.2 發(fā)電模式下負(fù)載突增突減過(guò)程

本文對(duì)各種控制策略下負(fù)載功率階躍變化的動(dòng)態(tài)過(guò)程進(jìn)行仿真分析。負(fù)載功率的初始值設(shè)置為37 MW，在100 s和200 s時(shí)將負(fù)載功率突降6 MW，在300 s和400 s時(shí)將負(fù)載功率突增6 MW。圖11 顯示了負(fù)載突然增加或減少時(shí)每個(gè)參數(shù)改變的規(guī)律。當(dāng)負(fù)載功率突減6 MW時(shí)，動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)速瞬間上升至約3 050 r/min，在PID控制燃油閥關(guān)小的過(guò)程中，燃機(jī)輸出功率隨燃油閥關(guān)小而下降，動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)速逐漸降低，大約20 s后轉(zhuǎn)速再次達(dá)到平衡。在這2種控制策略中，間冷器的空氣出口溫度發(fā)生變化或保持不變，都不會(huì)影響動(dòng)力渦輪的速度和功率，說(shuō)明此時(shí)間冷器氣側(cè)出口溫度的變化只影響部件間的匹配關(guān)系。

從圖11(c)和(d)中可以看出，若給定間冷系統(tǒng)流量調(diào)節(jié)曲線，間冷器的出口溫度隨著燃?xì)廨啓C(jī)運(yùn)行條件的變化而升高或降低；用PID控制間冷器保持氣體側(cè)出口溫度恒定，間接冷卻器的氣體側(cè)出口溫度會(huì)隨著燃?xì)廨啓C(jī)工況的變化而升高或降低，PID控制器調(diào)節(jié)水泵轉(zhuǎn)速，改變循環(huán)水流量，保持氣體側(cè)出口溫度恒定，調(diào)整時(shí)，溫度波動(dòng)約為0.5 ℃。從圖11(e)、(f)中可以看出，間冷器氣側(cè)出口溫度的控制規(guī)律會(huì)影響高、低壓轉(zhuǎn)子的匹配，且高、低壓轉(zhuǎn)子變化趨勢(shì)相反。

圖11 發(fā)電模式下負(fù)載突變的仿真結(jié)果Fig.11 Simulation results of step load changes in generation mode

圖12顯示出了當(dāng)模擬時(shí)間為100～400 s時(shí)，即負(fù)載功率從31～25 MW再到31 MW時(shí)壓氣機(jī)運(yùn)行線的變化。結(jié)合圖10和11可以看出，間冷器氣側(cè)出口溫度會(huì)影響低壓壓氣機(jī)的穩(wěn)態(tài)運(yùn)行線，溫度越高，低壓壓氣機(jī)運(yùn)行現(xiàn)距離喘振邊界越近，而間冷器氣側(cè)出口溫度對(duì)高壓壓氣機(jī)的穩(wěn)態(tài)運(yùn)行線無(wú)影響，只改變高壓壓氣機(jī)在運(yùn)行線上的工作狀態(tài)點(diǎn)。這是因?yàn)殚g冷器氣側(cè)出口溫度升高時(shí)，高壓壓氣機(jī)折合轉(zhuǎn)速降低，通過(guò)的質(zhì)量流量減少，高壓壓氣機(jī)壓比降低，低壓壓氣機(jī)壓比稍有增加。

圖12 發(fā)電模式下負(fù)載突變的壓氣機(jī)運(yùn)行線變化Fig.12 Change of compressor operating line with step load change in generation mode

4 結(jié)論

1)海水流量的增加使燃機(jī)性能提高，海水流量越大，燃機(jī)性能的提升幅度越??；結(jié)合當(dāng)前海水流量的換熱能力，如果淡水流量太大，會(huì)導(dǎo)致海水對(duì)其冷卻不足，降低機(jī)上換熱器的效率。

2)在間冷循環(huán)燃機(jī)實(shí)際運(yùn)行時(shí)，可通過(guò)調(diào)節(jié)間冷系統(tǒng)三通閥的開(kāi)度來(lái)控制間冷器的出口溫度。考慮實(shí)際運(yùn)行時(shí)機(jī)組的可靠性，在0.7以上工況，可以將閥門(mén)固定在某一開(kāi)度；在0.7以下工況時(shí)，閥門(mén)開(kāi)度線性增大。

3)本文以間冷循環(huán)燃?xì)廨啓C(jī)發(fā)電模式為例，對(duì)其典型動(dòng)態(tài)過(guò)程進(jìn)行的仿真實(shí)驗(yàn)，為間冷燃機(jī)控制策略的制定提供參考。