侯 健，賀 宏，陳 聰，杜 彬，王曉華，翟文化

（西安航天動力試驗技術(shù)研究所,陜西西安710100）

發(fā)動機(jī)高模試驗技術(shù)研究

侯 健，賀 宏，陳 聰，杜 彬，王曉華，翟文化

（西安航天動力試驗技術(shù)研究所,陜西西安710100）

基于ANSYS軟件平臺，建立了發(fā)動機(jī)高模試驗系統(tǒng)傳動軸強(qiáng)度和疲勞數(shù)值仿真模型，并進(jìn)行了數(shù)值仿真與分析計算，研究了傳動軸強(qiáng)度和疲勞與位移之間的關(guān)系，得出了傳動軸設(shè)計準(zhǔn)則。通過對發(fā)動機(jī)高模試驗系統(tǒng)擴(kuò)壓器與氮氣破空設(shè)備的研究、分析與計算，得出了儲能氣缸和氮氣破空環(huán)管的設(shè)計準(zhǔn)則。采用該設(shè)計準(zhǔn)則設(shè)計的發(fā)動機(jī)高模試驗系統(tǒng)解決了發(fā)動機(jī)試驗啟動過程壓力過高、回火嚴(yán)重、發(fā)動機(jī)噴管變形等問題，試驗系統(tǒng)滿足發(fā)動機(jī)設(shè)計對高模試驗的要求。通過該試驗系統(tǒng)考核的發(fā)動機(jī)已成功應(yīng)用于發(fā)射衛(wèi)星的運(yùn)載火箭系統(tǒng)。

高模試驗；NSYS有限元分析軟件；試驗系統(tǒng)

0 引言

液體火箭發(fā)動機(jī)高空模擬試驗，簡稱高模試驗，是指在地面試驗系統(tǒng)中創(chuàng)造出一個近似高空條件下的模擬環(huán)境，使發(fā)動機(jī)在該環(huán)境里工作，并對其性能、工作參數(shù)、可靠性及工作壽命等進(jìn)行各種試驗、考核與評判[1]。火箭發(fā)動機(jī)環(huán)境模擬試驗?zāi)M的環(huán)境條件主要有：高空或空間的壓力（真空度）環(huán)境、地球大氣層內(nèi)的溫度環(huán)境、氣動加熱環(huán)境、太陽熱輻射環(huán)境等。高空環(huán)境條件對火箭發(fā)動機(jī)工作性能、熱狀態(tài)、可靠性及工作壽命等有直接影響，為了提高發(fā)動機(jī)飛行過程中的可靠性，在發(fā)動機(jī)參與運(yùn)載火箭正式飛行之前，通常要在模擬環(huán)境試驗系統(tǒng)中對發(fā)動機(jī)進(jìn)行多次試驗研究、試驗考核與工作可靠性評判。

1 高模試驗系統(tǒng)

發(fā)動機(jī)高模試驗系統(tǒng)由4部分組成，即真空艙、擴(kuò)壓器、工作平臺及發(fā)動機(jī)。其原理簡圖見圖1。

圖1 發(fā)動機(jī)高模試驗系統(tǒng)Fig.1 High altitude simulation test system of engine

真空艙為發(fā)動機(jī)提供真空工作環(huán)境，同時真空艙內(nèi)有安裝發(fā)動機(jī)的試車架，發(fā)動機(jī)與試車架為傳動軸相連。真空艙后端設(shè)置有氮氣吹除系統(tǒng)，其作用是降低真空艙內(nèi)的真空度以保護(hù)發(fā)動機(jī)噴管不受損傷，對發(fā)動機(jī)停車后的回火或局部起火進(jìn)行自動撲滅以保護(hù)發(fā)動機(jī)和真空艙內(nèi)的傳感器、測控電纜等不受高溫環(huán)境的侵蝕，利用吹氮以消除試車后真空艙內(nèi)焰氣便于拆卸擴(kuò)壓器和發(fā)動機(jī)；擴(kuò)壓器一端與真空艙相連，另一端與大氣相通，利用發(fā)動機(jī)自身排氣所產(chǎn)生的能量對真空艙抽空，以實現(xiàn)發(fā)動機(jī)高空模擬試車試驗的目的[2]。通過穿艙設(shè)置各種接管和測控電纜，對在真空環(huán)境條件下發(fā)動機(jī)模擬高空工作的性能參數(shù)，如真空推力、噴管出口壓力等進(jìn)行測量和記錄。表1是發(fā)動機(jī)高模試驗系統(tǒng)各部件的材料與尺寸。

表1 發(fā)動機(jī)高模試驗系統(tǒng)部件的材料與尺寸Tab.1 Material and dimension of assemblies in high altitude simulation test system for engine

表2是發(fā)動機(jī)高模試驗系統(tǒng)工作參數(shù)范圍。

表2 發(fā)動機(jī)高模試驗系統(tǒng)工作參數(shù)范圍Tab.2 Range of operating parameters of high altitude simulation test system for engine

發(fā)動機(jī)高模試驗開始前，通過抽吸系統(tǒng)對高模試驗系統(tǒng)進(jìn)行預(yù)抽真空，當(dāng)內(nèi)部壓力小于3 kPa后，開始啟動發(fā)動機(jī)，發(fā)動機(jī)啟動后，產(chǎn)生的高速高溫燃?xì)?，使得真空艙?nèi)部壓力急劇升高，當(dāng)內(nèi)部壓力大于外部環(huán)境壓力時，打開擴(kuò)壓器尾部堵蓋，發(fā)動機(jī)繼續(xù)工作，同時通過設(shè)置在真空艙內(nèi)的傳感器對發(fā)動機(jī)的真空推力、室壓、燃料和氧化劑流量、振動、加速度、燃燒室工作溫度等性能參數(shù)按照設(shè)計部門的要求進(jìn)行同步實時測量和記錄，試車結(jié)束時，按照停車程序進(jìn)行關(guān)機(jī)。

表3是發(fā)動機(jī)高模試驗系統(tǒng)傳動軸設(shè)計要求。

表3 發(fā)動機(jī)高模試驗系統(tǒng)傳動軸設(shè)計要求Tab.3 Design requirements of drive shaft in high altitude simulation test system of engine

2 傳動軸數(shù)值仿真

利用ANSYS Workbench軟件建立仿真模型，對試車架傳動軸的強(qiáng)度、形變、應(yīng)力、應(yīng)變等進(jìn)行仿真計算和分析。本文采用ANSYS Workbench中靜力載荷分析模型（Static Structural） 進(jìn)行強(qiáng)度分析[3-4]。強(qiáng)度分析是靜力載荷分析，施加在傳動軸上的載荷和彈性約束為50 kN，該分析結(jié)果用于計算由那些不包括慣性和阻尼效應(yīng)的載荷作用于結(jié)構(gòu)或部件上引起的形變、應(yīng)力、應(yīng)變等。根據(jù)強(qiáng)度分析結(jié)果再進(jìn)行疲勞分析。在對傳動軸進(jìn)行疲勞分析時，運(yùn)用了名義應(yīng)力法抗疲勞設(shè)計理論。它以材料或零件的S－N曲線為基礎(chǔ)，對照結(jié)構(gòu)疲勞危險部位的應(yīng)力集中系數(shù)和名義應(yīng)力，結(jié)合疲勞累積理論，校核疲勞強(qiáng)度或計算疲勞使用壽命。在獲得相關(guān)材料的S－N曲線以及通過強(qiáng)度計算分析應(yīng)力集中和危險部位以完成結(jié)構(gòu)件抗疲勞設(shè)計。

依據(jù)強(qiáng)度分析結(jié)果，運(yùn)用名義應(yīng)力法對傳動軸進(jìn)行疲勞分析時，采用Miner法則線性疲勞累積損傷理論[5]研究傳動軸疲勞機(jī)理。研究發(fā)現(xiàn)，傳動軸的疲勞損傷是由發(fā)動機(jī)頻繁試驗不斷施加的循環(huán)載荷作用于傳動軸而使其產(chǎn)生損傷并不斷積累而造成的，傳動軸疲勞累積達(dá)到破壞極限時吸收的凈功W與疲勞載荷的歷史無關(guān)，疲勞破壞程度與其應(yīng)力循環(huán)次數(shù)成正比。假設(shè)傳動軸在某級應(yīng)力下達(dá)到破壞時的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為N1，經(jīng)ni次應(yīng)力循環(huán)而疲勞損傷吸收的凈功為W1，根據(jù)Miner理論，傳動軸疲勞損傷準(zhǔn)則為

式中Di表示應(yīng)力水平為s時傳動軸材料的疲勞損傷，即當(dāng)D＞1時，傳動軸發(fā)生疲勞破壞。傳動軸發(fā)生疲勞破壞時的總循環(huán)次數(shù)為：

式中：NT為傳動軸發(fā)生疲勞破壞時的總循環(huán)次數(shù)；c和m分別為與傳動軸結(jié)構(gòu)和材料有關(guān)的常數(shù)。傳動軸材料應(yīng)力與壽命關(guān)系的S-N曲線可表示為

式中：ni為傳動軸第i級應(yīng)力水平下經(jīng)過的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)；Ni為傳動軸第i級應(yīng)力水平下傳動軸達(dá)到破壞時的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。根據(jù)公式 (3)和公式（4）可計算出公式 (2)中的NT。

利用材料的屈服極限和強(qiáng)度極限估算材料的S-N曲線[6]。疲勞與應(yīng)力、應(yīng)變有關(guān)，它們之間的關(guān)系可以用S-N曲線表示。低循環(huán)疲勞曲線見公式（5）和（6）[7]。

式中：Sa為應(yīng)力幅，MPa；E為材料的彈性模量，MPa；Nf為疲勞循環(huán)次數(shù)；φ為材料斷面收縮率；σ-1為材料抗疲勞持久極限，MPa。根據(jù)傳動軸材料性能參數(shù)、傳動軸工作情況，取ST=500 MPa，σ-1=297 MPa，E=206 GPa，φ=60%，于是，可得S-N曲線數(shù)值，見表4。該數(shù)值是試車架傳動軸強(qiáng)度和疲勞ANSYS仿真計算模型的性能參數(shù)。

利用上述公式（1）～（6）和表4 S-N曲線數(shù)值，對試車架傳動軸進(jìn)行ANSYS Workbench仿真計算。試車架傳動軸強(qiáng)度、應(yīng)力與疲勞數(shù)值仿真流程框圖見圖2。

表4 S-N曲線Tab.4 S-N curves

圖2 試車架傳動軸強(qiáng)度與疲勞數(shù)值仿真流程框圖Fig.2 Flow chart of intensity and fatigue numerical simulation for drive shaft in test system

2.1 傳動軸強(qiáng)度分析

傳動軸的楊氏彈性模量E=2.05×1011，泊松比μ=0.29。傳動軸一端的法蘭與試車架傳力軸剛性連接，法蘭根部有R3圓角過渡，傳動軸另一端與彈簧板彈性連接，彈簧板與試車架連接，試車架固定在地面，用于測量發(fā)動機(jī)真空推力的力傳感器安裝在試車架上用于測量發(fā)動機(jī)真空推力。根據(jù)傳動軸結(jié)構(gòu)，利用ANSYS有限元分析軟件中的SOLID92單元進(jìn)行建模。該模型具有二次位移型函數(shù)，可建立三維實體結(jié)構(gòu)模型，用以模擬傳動軸蠕變、應(yīng)變、應(yīng)力等參數(shù)；選定模擬單元，建立傳動軸模型后，對傳動軸模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。

傳動軸模型網(wǎng)格劃分完成后，進(jìn)行約束設(shè)定，傳動軸一端與發(fā)動機(jī)連接，另一端與試車架連接，與試車架相連接的端面在X，Y，Z方向上的位移約束為零。根據(jù)發(fā)動機(jī)實際工況，在與發(fā)動機(jī)連接端面上，施加50 kN的載荷和彈性約束對傳動軸進(jìn)行強(qiáng)度分析，經(jīng)過計算，傳動軸在50 kN工作載荷下的強(qiáng)度與位移關(guān)系曲線見圖3。傳動軸在50 kN工作載荷下，強(qiáng)度變化范圍為0.15～37.06 MPa，位移變化范圍為0～0.025 mm。由此說明在50 kN工作載荷下傳動軸的內(nèi)應(yīng)力可達(dá)到37.06 MPa，變形量可達(dá)0.025 mm。變形集中位置在底座與傳動軸連接部位。

圖3 傳動軸強(qiáng)度與位移關(guān)系曲線Fig.3 Relationship between strength and displacement of transmission shaft

2.2 傳動軸疲勞分析

傳動軸在發(fā)動機(jī)試車過程中會產(chǎn)生較大振動，振幅幅值可達(dá)到41 800 m/s2。在振動過程中，傳動軸內(nèi)部會積聚交變應(yīng)力，該應(yīng)力可能導(dǎo)致傳動軸出現(xiàn)低周疲勞斷裂。

圖4 安全系數(shù)、損傷系數(shù)與使用壽命關(guān)系圖Fig.4 Relationship of safety factor and damage coefficient with service life

根據(jù)傳動軸材料抗疲勞使用極限，選擇傳動軸設(shè)計使用壽命為500次[8]，將表4中S-N曲線數(shù)值輸入ANSYS傳動軸疲勞模型，進(jìn)行仿真計算，計算結(jié)果見圖4所示。由圖4可見，50 kN工作載荷下，傳動軸工作次數(shù)為380～1 455次，安全系數(shù)為0.14，損傷系數(shù)為0.34～1.31。傳動軸工作壽命次數(shù)小于設(shè)計使用壽命500次，安全系數(shù)小于1，損傷系數(shù)大于1的部位集中在試車架底座與傳動軸連接處，由此說明，試車架底座與傳動軸連接部位存在疲勞隱患，容易發(fā)生疲勞斷裂。

3 設(shè)計準(zhǔn)則

3.1 傳動軸

通過對傳動軸在50 kN載荷下的強(qiáng)度和疲勞仿真分析可知，試車架底座與傳動軸連接部位存在疲勞隱患。為此，通過增大試車架底座與傳動軸接觸截面面積，以分散集中在試車架底座與傳動軸間由于工作載荷所產(chǎn)生的應(yīng)力，從而達(dá)到提高傳動軸強(qiáng)度和使用壽命的目的。傳動軸結(jié)構(gòu)示意圖見圖5。

傳動軸根部R3圓角過渡部位斜率λ=1:1.5。

對圖5所示的傳動軸進(jìn)行ANSYS分析計算，求解傳動軸根部應(yīng)力分布、變形量以及使用壽命。

圖5 傳動軸結(jié)構(gòu)示意圖Fig.5 Structural diagram of transmission shaft

傳動軸根部應(yīng)力分布ψ=0.08～12.48 MPa；

傳動軸根部最大應(yīng)力ψmax=12.48 MPa；

傳動軸根部最大變形量Δ=0.008 mm；

傳動軸使用壽命N=691～1787次。

由工程材料手冊可知，傳動軸2Cr13的屈服強(qiáng)度σs=441 MPa，則其許用應(yīng)力為

式中：σs為屈服強(qiáng)度；k為安全系數(shù)，在靜載荷情況下，k=1.5～2.0，選取k=2.0計算傳動軸最小許用應(yīng)力［σmin］。

由公式 (7)計算可得：

由此可見，傳動軸根部最大應(yīng)力小于其最小許用應(yīng)力，即ψmax＜［σmin］，故傳動軸工作是可靠的，傳動軸設(shè)計是正確的。由表3高模試驗系統(tǒng)傳動軸設(shè)計要求可知，該傳動軸滿足設(shè)計要求。

3.2 擴(kuò)壓器

發(fā)動機(jī)高模試驗系統(tǒng)中的擴(kuò)壓器由筒體、堵蓋、儲能氣缸、支架等組成，其結(jié)構(gòu)示意圖見圖6。在發(fā)動機(jī)進(jìn)行試驗時，用機(jī)械泵對系統(tǒng)抽真空，此時發(fā)動機(jī)處于真空環(huán)境狀態(tài)，作用在堵蓋上的力有外界大氣壓力和密封摩擦阻力，大氣壓力由外向里作用在堵蓋上，摩擦阻力由里向外作用在堵蓋上，大氣壓力大于摩擦阻力，發(fā)動機(jī)噴管處于受力狀態(tài)。為使發(fā)動機(jī)噴管不受外力作用，需設(shè)計儲能氣缸，用儲能氣缸提供的作用力來平衡作用在堵蓋上的大氣壓力和摩擦阻力的合力，儲能氣缸作用力的方向為由里向外作用在堵蓋上。由此，在發(fā)動機(jī)試車啟動瞬間，作用在堵蓋上的合力為零，發(fā)動機(jī)在真空環(huán)境下處于靜力靜態(tài)平衡狀態(tài)，發(fā)動機(jī)噴管不受外力作用，可有效保護(hù)發(fā)動機(jī)，使發(fā)動機(jī)處于安全狀態(tài)。

圖6 擴(kuò)壓器結(jié)構(gòu)示意圖Fig.6 Structural diagram of diffuser

打開堵蓋所需的最小作用力，即儲能氣缸所需要提供的最小作用力，為作用在堵蓋上由外向里的大氣壓力與由里向外作用在堵蓋上橡膠密封圈產(chǎn)生的密封摩擦阻力的合力。

式中:p當(dāng)?shù)卮髿鈮簽樵囓嚺_當(dāng)?shù)卮髿鈮毫?，kPa；p艙內(nèi)壓力為真空艙擴(kuò)壓器系統(tǒng)抽真空后內(nèi)部壓力值，kPa；A作用面積為大氣壓在堵蓋上的有效作用面積；擴(kuò)壓器出口堵蓋密封槽中徑M＝843 mm；大氣壓有效作用面積A作用面積=0.558 m2；f為壓力系數(shù)；d為橡膠O形圈橫截面直徑，mm；d=10 mm；D為橡膠O形圈內(nèi)徑，mm；D=83.1mm；E為彈性模量；β為橡膠O形圈高度系數(shù)；H為橡膠O形圈在密封槽內(nèi)被壓縮后的剩余高度 (mm)。

由公式 (9)計算可得：

堵蓋密封圈產(chǎn)生的密封摩擦阻力與橡膠O形圈壓縮比有關(guān)，在真空密封條件下，橡膠O形圈的壓縮比ε=20%[10]。

橡膠O形圈的壓縮比ε=20%，高度系數(shù)β= 0.8時，壓力系數(shù)f=0.13；硅橡膠邵氏硬度HA= 60時，彈性模量E=35 MPa。由公式10計算，可得：

由公式 (8)計算，可得：

則作用在堵蓋內(nèi)側(cè)表面的由里向外的最小作用力，即F堵蓋=36.18 kN。

根據(jù)上述分析計算可知，為平衡作用在堵蓋上由外向里的大氣壓力與由里向外作用在堵蓋上橡膠密封圈產(chǎn)生的密封摩擦阻力的合力，儲能氣缸必須提供的最小作用力F堵蓋=36.18 kN。據(jù)此，設(shè)計儲能氣缸。

氣缸活塞直徑D氣缸=100 mm，氣缸活塞面積S氣缸=0.0079 m2，操縱氣體壓力p=5 MPa。

氣缸提供的最大推力Fmax=p×S氣缸=39.5 kN。

當(dāng)氣缸氣源壓力在0～5 MPa范圍內(nèi)調(diào)節(jié)時，儲能氣缸推力可在0～39.5 kN范圍內(nèi)變化，從而以平衡作用在堵蓋上由外向里的大氣壓力與由里向外作用在堵蓋上橡膠密封圈產(chǎn)生的密封摩擦阻力的合力F堵蓋=36.18 kN。

3.3 氮氣破空管

發(fā)動機(jī)高模試車試驗結(jié)束、發(fā)動機(jī)停車之前，需要對試驗系統(tǒng)真空艙進(jìn)行氮氣破空，其目的是：降低真空艙內(nèi)的真空度以保護(hù)發(fā)動機(jī)噴管不受損傷；對發(fā)動機(jī)停車后的回火或局部起火進(jìn)行自動撲滅以保護(hù)發(fā)動機(jī)和真空艙內(nèi)的傳感器、測控電纜等不受高溫環(huán)境的侵蝕；利用吹氮以消除試車后真空艙內(nèi)焰氣便于拆卸擴(kuò)壓器和發(fā)動機(jī)。

圓環(huán)狀氮氣破空管H1，H2和H3安裝位置見圖7。環(huán)管H1位于真空艙后端，環(huán)管通徑為DN32，沿環(huán)管周向在環(huán)管徑向方向均勻開孔，以利于氮氣在高空模擬試驗裝置真空艙內(nèi)擴(kuò)散；環(huán)管H2和H3位于真空艙前端，環(huán)管H2通徑為DN32，環(huán)管H3通徑為DN20，環(huán)管H2和H3氮氣出氣孔方向為軸向，即指向發(fā)動機(jī)方向，發(fā)動機(jī)高模試車停車前同時打開氮氣環(huán)管H1和H2，為真空艙提供氮氣破空，環(huán)管H3作為消防備用。

圖7 氮氣破空環(huán)管位置示意圖Fig.7 Position diagram for nitrogen pressure piercing ring pipe

環(huán)管H1，H2和H3設(shè)計準(zhǔn)則與使用規(guī)范見表5。

表5 環(huán)管H1、H2和H3設(shè)計準(zhǔn)則與使用規(guī)范Tab.5 Design criteria and application specifications of ring pipe H1,H2 and H3

環(huán)管H1，H2和H3設(shè)計準(zhǔn)則與使用規(guī)范經(jīng)過發(fā)動機(jī)高模試車試驗檢驗是正確的。發(fā)動機(jī)高模試車試驗結(jié)束、發(fā)動機(jī)停車之前氮氣破空程序為：在5 MPa壓力下，控制環(huán)管H1+H2的閥門-1 s時同時打開進(jìn)氣，氮氣流量為2.95 kg/s，20 s后關(guān)閉控制環(huán)管H1+H2的閥門，氮氣破空結(jié)束，由此可使發(fā)動機(jī)噴管受力平衡、不會產(chǎn)生失穩(wěn)現(xiàn)象，又可抑制真空艙內(nèi)回火。

4 高模試驗系統(tǒng)驗證

4.1 傳動軸

在傳動軸根部徑向和軸向分別安裝應(yīng)變式力傳感器，在發(fā)動機(jī)試驗過程中分別測量傳動軸徑向和軸向的平均受力載荷，傳動軸徑向平均載荷為F徑向=19.19 MPa，傳動軸軸向平均載荷F軸向= 25.89 MPa，傳動軸徑向和軸向?qū)崪y平均受力載荷與傳動軸ANSYS計算結(jié)果－傳動軸根部最大應(yīng)力ψmax＝12.48 MPa數(shù)量級相同，且它們均小于傳動軸最小許用應(yīng)力［σmin］＝220.5 MPa。由此可見，傳動軸ANSYS強(qiáng)度與疲勞數(shù)值仿真模型是合理的，仿真分析和計算結(jié)果一致。發(fā)動機(jī)高模試車試驗表明，傳動軸連接可靠、強(qiáng)度滿足試驗工藝要求。發(fā)動機(jī)高模試車試驗結(jié)束后，對傳動軸外表面進(jìn)行了表面無損檢測，檢測結(jié)果表明，傳動軸表面未出現(xiàn)裂紋等缺陷。

4.2 擴(kuò)壓器

試驗證明：當(dāng)氣缸壓力調(diào)至1.1 MPa時，儲能氣缸產(chǎn)生的推力F氣缸=36.18 kN。該作用力作用在真空艙堵蓋上，力的方向為由里向外。該作用力與作用在堵蓋上由外向里的大氣壓力與由里向外作用在堵蓋上橡膠密封圈產(chǎn)生的密封摩擦阻力的合力F堵蓋=36.18 kN相平衡。此時作用在發(fā)動機(jī)噴管上的凈合力為零。因此，在發(fā)動機(jī)高模試車試驗系統(tǒng)起動前靜平衡的瞬間，發(fā)動機(jī)噴管受凈載荷為零，發(fā)動機(jī)處于安全狀態(tài)。由此表明，發(fā)動機(jī)高模試車試驗系統(tǒng)起動前的靜平衡狀態(tài)滿足發(fā)動機(jī)設(shè)計對發(fā)動機(jī)高模試車試驗所提出的要求。

4.3 氮氣破空管

在發(fā)動機(jī)高模試車試驗停車前，-1.75 s時打開控制環(huán)管H2的閥門，-1.35 s時打開控制環(huán)管H1的閥門；此時氮氣分別進(jìn)入控制環(huán)管H2和環(huán)管H1的閥門，控制環(huán)管H2的閥門在0.75s內(nèi)完成建壓，控制環(huán)管H1的閥門在0.35 s內(nèi)完成建壓；在-1 s時同時打開控制環(huán)管H1+H2的閥門進(jìn)氣，進(jìn)行氮氣破空；20 s后關(guān)閉控制環(huán)管H1+ H2的閥門，氮氣破空結(jié)束。試驗表明：在5 MPa壓力下，通過控制環(huán)管H1+H2閥門的氮氣流量為2.95 kg/s，采用該試車工藝規(guī)范，發(fā)動機(jī)停車瞬間發(fā)動機(jī)受力平衡且抑制了回火，發(fā)動機(jī)未產(chǎn)生失穩(wěn)現(xiàn)象。由此證明，氮氣破空環(huán)管設(shè)計準(zhǔn)則與使用規(guī)范滿足發(fā)動機(jī)高模試車試驗系統(tǒng)技術(shù)要求。

4.4 發(fā)動機(jī)高模試車

在圖1所示的發(fā)動機(jī)高模試驗系統(tǒng)中安裝發(fā)動機(jī)，發(fā)動機(jī)沿軸線方向與試車架傳動軸固定，在試車架傳動軸后端軸向安裝應(yīng)變式力傳感器，以測量發(fā)動機(jī)真空推力；在真空艙頂端、擴(kuò)壓器出口處和發(fā)動機(jī)噴管附近的結(jié)構(gòu)件上分別安裝應(yīng)變式壓力傳感器，以實時在線測量各處的壓力變化，引射系統(tǒng)壓力實測值p1，p2，p3，p4和p5見表6；最后，安裝擴(kuò)壓器出口堵蓋，發(fā)動機(jī)已處于完全密閉的試驗系統(tǒng)之中。發(fā)動機(jī)高模試車試驗準(zhǔn)備工作完成，隨后通過真空機(jī)組對試驗系統(tǒng)抽真空。當(dāng)試驗系統(tǒng)內(nèi)的真空度達(dá)到3 kPa時，拆除堵蓋螺栓，打開儲能氣缸并送氣，當(dāng)儲能氣缸氣源壓力達(dá)到1.1 MPa時，作用在堵蓋上的靜態(tài)凈合力為零。此時，啟動發(fā)動機(jī)，按照預(yù)先制定的試驗程序進(jìn)行試驗，并實時在線測量發(fā)動機(jī)各種工作參數(shù)。在發(fā)動機(jī)按照試驗程序停車前-1 s時，打開控制環(huán)管H1+H2的閥門，對試驗系統(tǒng)進(jìn)行氮氣破空，發(fā)動機(jī)停車，高模試驗結(jié)束。發(fā)動機(jī)高模試驗發(fā)動機(jī)工作參數(shù)實測結(jié)果與設(shè)計要求見表6。

表6 發(fā)動機(jī)高模試車主要參數(shù)對比結(jié)果Tab.6 Comparison of main parameters of engine high altitude simulation test

由表6可見，發(fā)動機(jī)高模試驗發(fā)動機(jī)工作參數(shù)實測結(jié)果完全滿足設(shè)計要求。由此表明：發(fā)動機(jī)高模試驗系統(tǒng)中的傳動軸ANSYS強(qiáng)度與疲勞數(shù)值仿真模型和數(shù)值仿真分析計算是合理的，傳動軸、儲能氣缸和氮氣破空環(huán)管設(shè)計準(zhǔn)則是正確的。

5 結(jié)論

對發(fā)動機(jī)高空模擬試驗系統(tǒng)傳動軸進(jìn)行了ANSYS強(qiáng)度與疲勞數(shù)值仿真分析與計算，研究了傳動軸強(qiáng)度和疲勞與位移之間的關(guān)系，得出了傳動軸設(shè)計準(zhǔn)則；研究、分析、和計算了儲能氣缸和氮氣破空設(shè)備，得出了儲能氣缸設(shè)計準(zhǔn)則和氮氣破空環(huán)管設(shè)計準(zhǔn)則與使用規(guī)范。采用該規(guī)范設(shè)計的發(fā)動機(jī)高模試驗系統(tǒng)滿足發(fā)動機(jī)設(shè)計對發(fā)動機(jī)試驗所提出的要求。通過該試驗系統(tǒng)考核的發(fā)動機(jī)已成功地應(yīng)用于發(fā)射衛(wèi)星的運(yùn)載火箭。

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（編輯：王建喜）

Study on high altitude simulation test technology of engine

HOU Jian,HE Hong,CHEN Cong,DU Bin,WANG Xiaohua,ZHAI Wenhua
（Xi’an Aerospace Propulsion Test Technology Institute,Xi’an 710100,China）

The strength and fatigue numerical simulation model of transmission shaft of the engine high altitude simulation test system was built on the basis of ANSYS software platform.The numerical simulation and analysis calculation were conducted.By studying the relationship of the transmission shaft strength and fatigue with displacement,the design guidelines for the transmission shaft were obtained.By study,analysis and calculation for the diffuser and nitrogen pressure piercing equipment of the engine high altitude simulation test system,the design criteria of storage energy cylinder and nitrogen pressure piercing ring pipe were achieved.The problems of over-high pressure,serious tempering and nozzle deformation occurred in the process of engine start for its test were solved with the engine high altitude simulation test system designed with the design criteria.The test system can meet the requirements of the engine high altitude simulation test.The engine which passed the examination bymeans ofthe test system has been mounted in the launch vehicle for satellite launch.

high altitude simulation test;ANSYS finite element analysis software;test system

V434-34

A

1672-9374(2016)06-0081-08

2016-01-22；

2016-03-26

侯健（1987—），女，碩士，研究領(lǐng)域為液體火箭發(fā)動機(jī)試驗技術(shù)