1、 第8章仿真實例分析8.1燃機的穩態變工況仿真結果及分析某型2萬kW分軸燃機的額定工況點參數如下： 大氣溫度288 K； 大氣壓力101320 Pa； 軸功率 20220 kW； 燃氣發生器轉速8498 r/min； 動力渦輪轉速3600 r/min； 燃氣初溫1443 K； 壓氣機壓比18.4； 壓氣機空氣流量65 kg/s；壓氣機出口壓力1864380 Pa； 壓氣機出口溫度703 K；高壓渦輪進口壓力1771161 Pa；燃料量4729.9 kg/h； 動力渦輪進口壓力390100 Pa； 動力渦輪進口溫度1041 K； 高壓渦輪膨脹比4.54； 動力渦輪膨脹比3.85； 發動機排氣溫度

2、 803 K； 燃機效率36%；穩態變工況仿真模型是利用部件特性曲線來進行變工況計算的，要滿足各部件共同工作的條件就必須利用試湊法來平衡方程。為了減少反復試湊運算次數，可以一開始給定許多選定的工作點，然后用做圖法解平衡方程。具體計算步驟如下：(1) 計算燃氣發生器的等溫比線。假設的值，在壓氣機通用特性曲線上某一等轉速線上取點（取點的工作可以借用專用的取點工具getdata，取得越多越好，但是受等轉速線本身長度的限制），利用該模型進行計算，確定高壓渦輪有效功和壓氣機耗功的差值為零或者最小的那一點，該點即為燃氣發生器的一個共同工作點，記錄該點所有的參數值，壓比，燃氣發生器轉速，動力渦輪輸出功率和轉

3、速等等。保持值不變，對其他的等轉速線進行同樣的計算，連接所記錄的點就得到一條等溫比線。另取一些的值，重復上面的計算就可以得到多條等溫比線。 (2) 計算燃機的共同工作線。 由步驟1可以得到等溫線與壓氣機各條等轉速線的交點的參數值，那么就可以作出燃氣輪機裝置的特性網，在特性網上繪出螺旋槳負荷特性線。負荷特性與特性網上的交點，即為負荷與燃氣輪機的共同工作點。整理這些共同工作點的參數值，即可得到任意兩個參數之間的關系曲線。計算結果如圖4.2至圖4.6所示，圖中表示是動力渦輪的輸出功率與耗油量、燃機效率、燃氣初溫、動力渦輪輸出轉速、壓氣機壓比之間的關系。圖4.2 動力渦輪的輸出功率與耗油量的關系曲線圖

4、4.3 燃機效率與動力渦輪輸出功率的關系曲線3T圖4.4 燃氣初溫與動力渦輪輸出功率的關系曲線圖4.5 動力渦輪轉速和輸出功率的關系曲線圖4.6 壓氣機壓比與動力渦輪功率的關系曲線表4.1 燃機穩態參數實驗數據和仿真結果的比較負荷（%）主機功率（kW）耗油量（kg/h）燃氣初溫（K）主機轉速（rpm）實驗仿真實驗仿真實驗仿真實驗仿真10020220200104729.9465014431460360035808016176160074030398513861367329033434080888022243723971207119027022650204044410015181542104310

5、5120552090將燃機穩態參數仿真計算結果與實驗數據相比較，如表4.1所示，仿真值與實驗值比較接近，誤差均在2%以內。8.2燃機的動態仿真結果當燃機滿負荷運行，突減60%負荷，燃機輸出轉速設定值n2s由3600rpm降至1763rpm時，燃氣發生器轉速n1、動力渦輪輸出轉速n2以及燃氣初溫*3T圖4.8 突減60%負荷燃氣發生器轉速n1變化曲線圖4.9 突減60%負荷動力渦輪輸出轉速n2變化曲線3T圖4.10 突減60%負荷燃氣初溫仿真結果的正確性分兩步來檢驗：(1) 當主機重新歸于穩定運行之后，各參數的值是否等于40%負荷時各參數的值。經檢驗各參數的誤差2%以內，在允許誤差范圍之內，說明

6、主機模型的精度達到要求。(2) 檢驗動態過程的趨勢是否正確。仿真結果基本反映了實際過程負荷突變時各參數的動態響應。主機在突減負荷時，動力渦輪的轉速會有一突增，接著在主機的控制系統的作用下，根據所帶負荷的多少重新設定主機調速器的轉速，在調速器的作用下，減少了燃機的供油量，轉速就會下降，最后穩定在轉速設定值附近（有差調節的情況）。燃機的供油量減少，導致燃氣初溫減小。從圖4.8至圖4.10可以看出主機模型各參數的變化趨勢與實際情況相符合。燃燃并車過程仿真 并車過程的關鍵是控制兩臺燃機的轉速相等而實現并車，并且完成負載功率的重新分配。要使兩臺燃機轉速相等有多種方式，最常見的是保持其中一臺燃機轉速不變，

7、另一臺燃機加速或減速靠近該燃機的轉速實現并車。這里采用的是加速并車的方式。并車的具體過程是首先1號燃機在額定工況運行，承擔所有的負載，2號燃機處于惰轉狀態下進行并車操作。這時1號燃機端3S離合器處于嚙合狀態，2號燃機端3S離合器處于脫開狀態。并車開始后，2號燃機開始加速向1號燃機的轉速靠攏，當2號燃機的轉速和1號燃機的轉速達到同步時，2號燃機端3S離合器開始嚙合。一旦2號燃機端3S離合器嚙合后，功率負載開始從1號燃機轉移到2號燃機上。1號燃機的輸出功率逐漸減小，2號燃機的輸出功率逐漸增加，直到兩臺燃機的輸出功率達到比例設定值，由于是同型燃機，這里設定的比例值為0.531。 仿真工況為：并車前1

8、號燃機在額定狀態下運行，額定轉速為3600rpm，負載阻力矩為53639Nm。2號燃機并車前轉速為3500rpm，空載運行。并車轉速設定為3600rpm。成功并車后，25秒開始進行變轉速仿真實驗，轉速由3600rpm降至3500rpm。在采用主從調速器并車方案時，設1號燃機調速器為主調速器，2號燃機調速器為從調速器。仿真結果如圖4.17至圖4.22所示32。 主從調速器并車控制方案仿真結果：主從調速器并車過程轉速曲線主從調速器并車過程扭矩曲線主從調速器并車過程3S離合器中間件位移曲線平行式功率反饋調速器并車過程轉速曲線平行式功率反饋調速器并車過程扭矩曲線平行式功率反饋調速器并車過程中間件位移曲線結果分析 無論是采用主從調速器并車方案還是采用平行式功率反饋調速器并車控制方案，在并車過程的開始階段，3S離合器就完成了嚙合，并且并車后兩臺燃機承擔的負荷都達到了均衡分配。但是采用主從調速器并車控制方案的并車時間要比平行式功率反饋調速器并車控制方案的并車時間長，比較圖4.18和圖4.21可以看出，后者負荷轉移的速度要快一些。分析原因主要是因為主從調速器方案，主調速器的轉速設定值是不變的，從調速器是根據主調速器輸出的油門位置與自身調速器輸出的油門位置兩者之間的差異來修正從調速器的轉速給定值，跟蹤主調速器，以達到雙機功率平衡(或所希望的功率分配比)的，因此從控制