郝小龍，張明根，王志峰，李振將，胡麗國

（北京精密機電控制設備研究所 航天伺服驅(qū)動與傳動技術實驗室，北京 100076）

0 引言

部分流泵（也稱切線增壓泵）是指在泵葉輪外徑環(huán)形腔內(nèi)局部開噴射口而部分引流輸出的泵，屬于離心泵范疇，但與普通離心泵相比，其具有無前蓋板，葉片呈徑向放射狀全開式均勻分布、泵葉輪與泵腔可保持較大的軸向間隙等獨特之處［1-2］。由于獨特的葉型與葉輪結構，使其在超高轉(zhuǎn)速下仍具備較高的揚程系數(shù)，工作過程中基本不會產(chǎn)生軸向力。該種類型泵于20 世紀40 年代由德國BARSKE U M 博士研制發(fā)明，由此也叫巴斯克（BARSKE）泵，該泵研制初期主要用于火箭發(fā)動機燃料輸送。此后在20 世紀60 年代，美國Sundstrand 公司也開始研發(fā)此類泵并推廣使用，20世紀70 年代歐洲國家和日本也逐漸研發(fā)并將此類型泵推廣應用至石油、化工和消防領域［3］?；诓糠至鞅玫膬?yōu)點，部分流泵經(jīng)常應用于輸送含有固體顆粒物質(zhì)或需要輸出較高揚程的環(huán)境中［4-6］。目前國內(nèi)從事部分流泵技術研究的著作及相關文獻較多［7-9］，但是均未涉及100 000 r/min 以上的超高轉(zhuǎn)速領域，而對于航天伺服系統(tǒng)高比功率密度的渦輪泵來說［10-11］，超高工作轉(zhuǎn)速是一種基本工況?；诖藨眯枨?，本文將針對超高速部分流泵開展試驗研究工作，以2 種外徑尺寸規(guī)格（ 22 mm，27 mm）的部分流泵為目標，通過高壓氣驅(qū)的試驗方法研究其在超高速工況下的工作特性參數(shù)，包括揚程系數(shù)、工作效率及功耗損失特性。

1 部分流泵結構

本文所研究的部分流泵基本結構如圖1 所示，泵葉輪及其在泵腔中的安裝示意如圖2 所示，所研究的2 種規(guī)格泵葉輪基本尺寸見表1。

圖1 超高速部分流泵結構示意Fig.1 Structural diagram of ultra-speed partial flow pump

圖2 超高速部分流泵裝配示意Fig.2 Assembly diagram of ultra-speed partial flow pump

表1 泵葉輪結構參數(shù)Tab.1 Structural parameters of the pump impeller

在部分流泵設計中，一般取泵腔噴射口直徑與泵葉輪出口寬度相等，由于軸向裝配間隙對部分流泵性能影響較小，因此本試驗研究中，泵與泵腔的前端軸向間隙與背部軸向間隙取相等值。

航天伺服超高速渦輪泵應用中［12-14］，部分流泵（后續(xù)簡稱泵葉輪）通常由超高速軸流渦輪驅(qū)動，泵葉輪通過螺紋或花鍵與超高速軸流渦輪軸系組件裝配，軸系組件由2 個滾動球軸承支撐并安裝于渦輪殼體中，軸系組件一般包括軸流渦輪轉(zhuǎn)子、機械密封動環(huán)、滾動軸承、軸襯套、泵葉輪及尺寸鏈調(diào)整墊片，軸流渦輪葉型一般采用小反力度渦輪葉型，渦輪軸系組件結構示意如圖3 所示。驅(qū)動軸流式渦輪的工作介質(zhì)一般為高溫高壓燃氣、高壓氫氣、氦氣、氮氣或高壓空氣等。實際工作中渦輪軸系運轉(zhuǎn)速度通常每分鐘可達數(shù)萬轉(zhuǎn)至十幾萬轉(zhuǎn)。

圖3 渦輪泵軸系結構示意Fig.3 Schematic diagram of turbopump rotor system

2 試驗原理

本試驗研究中，針對2 種外徑規(guī)格的泵葉輪1#和2#，各裝配一種軸流式渦輪軸系組件并進行運轉(zhuǎn)測試，2 種泵葉輪所配套渦輪軸系組件基本結構與圖3 方案一致。試驗過程中渦輪軸系組件通過超音速氣流驅(qū)動，超音速氣流由高壓氣源經(jīng)過超音速噴管膨脹后產(chǎn)生。根據(jù)2 種渦輪軸系組件運轉(zhuǎn)需求，配備了2 種參數(shù)的超音速噴管，試驗在專用的超高速渦輪氦吹試驗系統(tǒng)上進行，驅(qū)動渦輪的氣源工質(zhì)為常溫高壓氦氣。試驗系統(tǒng)基本組成如圖4 所示，主要由高壓氣源、手動截止閥、壓力調(diào)節(jié)閥、電磁開關、伺服控制閥、液壓缸、增壓油源組件、工控機、氣源回收罐以及各類壓力傳感器、流量計、溫度計及轉(zhuǎn)速測量傳感器等組成，試驗系統(tǒng)中所用傳感器規(guī)格、類型、生產(chǎn)廠家、測量量程及精度見表2。

圖4 氣吹試驗系統(tǒng)原理Fig.4 Schematic diagram of gas blowing test system

表2 試驗系統(tǒng)所用傳感器匯總Tab.2 Summary of sensors used in the test system

試驗系統(tǒng)基本工作原理：由高壓氣源提供初級能源，高壓氣源經(jīng)手動截止閥開啟后，經(jīng)過壓力調(diào)節(jié)閥調(diào)至需要的合適氣源壓力工況下，通過電磁開關控制高壓氣路的開啟與關閉，電磁開關由工控機遠程控制。電磁開關打開后，高壓氣源直接抵達超音速噴管入口處，并經(jīng)過超音速噴管噴脹加速至超音速后以均勻直線流吹動軸流式渦輪超高速運轉(zhuǎn)，渦輪同軸驅(qū)動泵葉輪工作，做功后的低壓氣流由氣源回收罐回收。渦輪軸系運轉(zhuǎn)過程中，泵葉輪入口液壓油由增壓油源組件提供，泵增壓后的介質(zhì)通過伺服控制閥控制流量，控制液壓缸往復運動，液壓缸低壓油再回流至增壓油源組件形成工作循環(huán)，泵的工作介質(zhì)采用15#航空液壓油，其密度為850 kg/m3。

試驗方法：試驗運行過程中給定恒定的氣源壓力進行連續(xù)供氣，泵在高速運轉(zhuǎn)情況下，通過控制伺服閥調(diào)節(jié)泵出口輸出流量模擬變負載，每個輸出流量維持一定的穩(wěn)定時間，輸出流量穩(wěn)定過程中實測泵葉輪的轉(zhuǎn)速及輸出壓力，通過改變泵輸出流量實測轉(zhuǎn)速及輸出壓力的變化情況。轉(zhuǎn)速的測量通過在渦輪軸系組件上開鍵槽，當軸系旋轉(zhuǎn)過程中，鍵槽經(jīng)過電渦流位移傳感器時會產(chǎn)生變化的脈沖信號，將高頻脈沖信號通過頻壓轉(zhuǎn)換器后轉(zhuǎn)變?yōu)殡S轉(zhuǎn)速變化的連續(xù)電壓曲線實現(xiàn)轉(zhuǎn)速測量，試驗系統(tǒng)中泵的流量測點設置在泵入口前端低壓管路。試驗過程中檢測的物理量有噴管入口處高壓氣源壓力、溫度、泵工作轉(zhuǎn)速、泵入口壓力、輸出流量及出口壓力，超音速噴管的排氣背壓為0.2 MPa。

3 試驗數(shù)據(jù)及分析

3.1 試驗數(shù)據(jù)

對1#和2#2 種規(guī)格泵葉輪在試驗系統(tǒng)中以氦氣作工質(zhì)進行運轉(zhuǎn)試驗，試驗測試次數(shù)及氣源壓力工況條件，試驗情況見表3。

表3 試驗情況匯總Tab.3 Summary of tests

試驗系統(tǒng)中泵輸出流量通過伺服閥控制后輸出至液壓缸，驅(qū)動液壓缸活塞左右移動，活塞移動到兩端極限位置換向瞬間對泵輸出流量有短時切斷影響，因此試驗系統(tǒng)中采集到的流量曲線存在較寬幅度的波動。經(jīng)過分析泵實際輸出流量對應于活塞移動在最中間位置最大速度時，此位置對應的流量值是實測流量曲線的中的峰值，因此后續(xù)試驗數(shù)據(jù)分析過程中均取每段流量穩(wěn)定情況下曲線最上限值及與此流量值對應的泵進、出口壓力和轉(zhuǎn)速進行分析。從試驗曲線結果看，除流量實測變化范圍較大外，氣源壓力、轉(zhuǎn)速、泵入口壓力及出口壓力變化幅度均很小，各試驗值取對應曲線上中點可以滿足分析精度要求，1#泵實測曲線如圖5，6 所示，2#泵實測曲線如圖7，8 所示。

圖5 1#泵5 MPa 氦吹試驗測試結果Fig.5 Test results of 5 MPa helium blowing test from 1# pump

圖6 1#泵6 MPa 氦吹試驗測試結果Fig.6 Test results of 6 MPa helium blowing test from 1# pump

圖7 2#泵7.5 MPa 氦吹試驗測試結果Fig.7 Test results of 7.5 MPa helium blowing test from 2# pump

圖8 2#泵8.5 MPa 氦吹試驗測試結果Fig.8 Test results of 8.5 MPa helium blowing test from 2# pump

3.2 結果分析

根據(jù)氦氣工質(zhì)類型（絕熱指數(shù)k=1.667）、超音速噴管幾何結構尺寸（主要指噴管的喉部直徑，擴展角度及噴管出口直徑）及噴管前進氣總壓p0、總溫t0噴管排氣背壓p1實測值，根據(jù)空氣動力學相關理論可以精確地計算出氣體等熵膨脹后的機械功率L，詳細計算過程可以參考文獻［13］或有關氣體動力學書籍。根據(jù)試驗系統(tǒng)中所用軸流式渦輪的速比效率特性關系［13］，通過渦輪轉(zhuǎn)速可以分析出渦輪對氣體膨脹機械功的轉(zhuǎn)換效率，進而得出渦輪輸出的軸功率W1。渦輪輸出的軸功率經(jīng)過軸承運轉(zhuǎn)損失與機械密封摩擦損失后再傳遞至泵軸輸入，泵軸輸入功率W2按下式計算：

式中 W2——泵軸輸入功率，kW；

W1——渦輪輸出功率，kW；

ω ——泵軸角速度，rad/s；

T —— 機械密封與軸承運轉(zhuǎn)過程中的摩擦力矩，實測值為0.15 N·m；

N ——泵軸轉(zhuǎn)速，r/min。

泵實際輸出的液壓功率W3按下式計算：

式中 W3——泵輸出液壓功率，kW；

P ——經(jīng)過泵后液體介質(zhì)增高壓力，MPa；

Q ——泵輸出流量，L/min；

Pd——泵出口壓力，MPa；

Ps——泵入口壓力，MPa。

泵揚程系數(shù)ψ按下式計算：

式中 ρ —— 泵工作介質(zhì)的密度，15#航空液壓油密度為850 kg/m3；

V ——泵葉輪外徑線速度，m/s；

d ——泵葉輪外徑，mm。

對圖5～8 曲線中氦氣壓力、泵輸出流量、泵入口壓力、出口壓力及泵軸轉(zhuǎn)速進行取值，并按式（1）～（3）進行分析。為對比分析，將1#泵在氦氣壓力5.0，6.0 MPa 下試驗得出的揚程系數(shù)、功耗損失及工作效率與泵轉(zhuǎn)速關系繪制坐標曲線如圖9 所示。將2#泵在氦氣壓力7.5，8.5 MPa 下試驗得出的揚程系數(shù)、功耗損失及工作效率與泵轉(zhuǎn)速關系繪制坐標曲線，如圖10 所示。

圖9 1#泵試驗結果曲線Fig.9 Test result curve of 1# pump

圖10 2#泵試驗結果曲線Fig.10 Test result curve of 2# pump

4 結論

（1）外徑22 mm 的泵葉輪其揚程系數(shù)隨泵轉(zhuǎn)速的升高呈下降趨勢，在轉(zhuǎn)速從85 200 r/min 升高至125 000 r/min 時，揚程系數(shù)從0.87 降至0.67；外徑27 mm 的泵其揚程系數(shù)隨泵轉(zhuǎn)速的升高變化趨勢不明顯，在轉(zhuǎn)速從102 000 r/min 升高至138 000 r/min 時，揚程系數(shù)在0.50～0.61 間緩慢變化。

（2）2 種規(guī)格的泵，其功耗損失隨著轉(zhuǎn)速的升高基本上程直線增加，工作效率隨轉(zhuǎn)速的升高程直線下降，85 200 r/min 超高速運轉(zhuǎn)工況以上外徑22 mm 的泵其最高工作效率不超過0.38，102 200 r/min 轉(zhuǎn)速以上外徑27 mm 的泵其最高工作效率不超過0.21。

（3）在氣源輸入功率近似視為恒功率輸入情況下，泵的功耗損失占據(jù)了絕大部分，從試驗結果來看，外徑22，27 mm 的泵葉輪在轉(zhuǎn)速分別達到125 000，138 000 r/min 時，泵功耗分別達到14，45 kW，泵的功耗損失主要用于泵輪的攪油和輪盤摩擦損失，因此對于超高速部分流泵的設計，在超高速運轉(zhuǎn)情況下功耗損失是一個非常突出的問題，也是超高速部分流泵設計時應該主要考慮的因素。

（4）由于部分流泵屬于無前后蓋板全開式結構，因此在工作過程中泵自身容積效率較低，內(nèi)泄非常嚴重，外徑22，27 mm 泵葉輪在輸出壓力分別達到11，15 MPa 以上時，輸出流量近似為0。