楊昊, 羅凱, 黃闖, 劉釗, 賀旭, 王謙

(西北工業(yè)大學 航海學院, 陜西 西安 710072)

金屬燃料水沖壓發(fā)動機是一種依靠鋁、鎂等活潑金屬與水反應(yīng)作為燃料的噴氣式動力推進裝置, 具有能量密度高、結(jié)構(gòu)簡單等特點, 是超空泡魚雷最理想的推進器,與超空泡減阻技術(shù)一起成為研制水下高速航行器的重要技術(shù)支撐[1]。然而,在速度較低時,外流場中的水因總壓太低無法涌入燃燒室,導(dǎo)致水沖壓發(fā)動機不能工作。這一缺點制約了水沖壓發(fā)動機的工程應(yīng)用,使其工作性能受限。為了充分發(fā)揮水沖壓發(fā)動機的優(yōu)勢,迫切需要解決其在低速工況的啟動難題,本文提出利用水沖壓發(fā)動機增壓進水系統(tǒng)解決此問題。

增壓系統(tǒng)的核心是動力裝置和增壓裝置,前者將熱能轉(zhuǎn)化成機械能,后者消耗機械能提升水的靜壓力。如航天領(lǐng)域的渦輪泵,可為增壓系統(tǒng)構(gòu)型提供參考,但通常其體積較大,增壓泵比轉(zhuǎn)速較低,揚程較大,如液氫泵揚程大都在6 500 m以上[2],與水下航行器所需增壓系統(tǒng)有一定差異。蔣彬等[3]分析了微型部分進氣渦輪的流場特征,并改變相關(guān)的結(jié)構(gòu)幾何參數(shù)估計微型渦輪的氣動損失,為微型渦輪的設(shè)計及改進提供了參考;Kiely等[4]設(shè)計了輪盤直徑約25 mm,輸出功率2 kW,內(nèi)效率63%的純沖動式微型渦輪機,燃氣的質(zhì)量流量僅為2.34 g/s,遠小于超空泡所需通氣量;白小榜等[5]在對6個混流泵優(yōu)秀水力模型統(tǒng)計分析基礎(chǔ)上,對葉輪主要幾何參數(shù)計算公式中的速度系數(shù)進行了擬合,給出了混流泵的水力參數(shù)計算方法;Kuang等[6]發(fā)現(xiàn)離心泵葉輪的流動特性受輪轂傾角的影響較大;Gao等[7]發(fā)現(xiàn)合適的尾緣形狀可以顯著提高泵的效率,并降低尾緣渦強度。從公開發(fā)表的文獻來看,關(guān)于增壓進水系統(tǒng)的研究較少,其核心技術(shù)是微型渦輪機、微型增壓泵的設(shè)計,關(guān)于渦輪機和增壓泵的研究較多,但是微型渦輪機和微型水泵的研究還比較少,關(guān)于狹小空間內(nèi)二者匹配技術(shù)的文獻更為鮮見。因此,為了解決水沖壓發(fā)動機的低速啟動問題,本文提出水沖壓發(fā)動機增壓進水系統(tǒng)構(gòu)型、微型渦輪機和微型增壓泵設(shè)計方法,對渦輪機和增壓泵分別建立數(shù)值計算模型,完成了二者的匹配設(shè)計,通過仿真計算獲得了增壓系統(tǒng)的工作特性,驗證了所提系統(tǒng)構(gòu)型及設(shè)計方法的可行性。

1 增壓系統(tǒng)構(gòu)型研究

當前,水沖壓發(fā)動機主要應(yīng)用于超空泡航行器等高速水中兵器。超空泡航行器的巡航速度高達100 m/s,來流總壓達5 MPa,水流可自發(fā)沖入燃燒室。水沖壓發(fā)動機啟動的先決條件是有連續(xù)不斷的水進入燃燒室,一般情況下,水沖壓發(fā)動機的燃燒室壓力約為2.5 MPa[8],考慮到進口的壓力損失,航速達到90 m/s左右時駐點壓力才能夠?qū)⑼饨绾Ｋ掷m(xù)不斷地壓入燃燒室。為了解決水沖壓發(fā)動機的啟動問題,一般采用水沖壓發(fā)動機與固體火箭組合的推進方式。首先通過燃燒固體藥柱產(chǎn)生推力,使得航行器提速,直至達到水沖壓發(fā)動機的啟動條件。在加速段,超空泡尚未形成,航行器的阻力系數(shù)非常大,所需的推力更是遠大于受到的阻力,該階段需要消耗大量的能源,并且固體火箭發(fā)動機的能量密度不及水沖壓發(fā)動機的25%[9],在設(shè)計發(fā)動機時不得不留出大量空間存儲固體藥柱。因此,在有限的空間內(nèi)只能減小金屬燃料的攜帶量,這一點限制了航程的提升。水沖壓發(fā)動機的構(gòu)型方案如圖1所示。

圖1 當前水沖壓發(fā)動機構(gòu)型方案

為了生成和維持超空泡,超空泡航行器需要不斷從空化器背后向周圍流場通入非凝態(tài)氣體,氣體來源于燃燒固體藥柱生成的高溫高壓燃氣。航行器的通氣量很大,如某324 mm口徑超空泡航行器的通氣流量約為600 g/s[10],該部分燃氣蘊含大量熱能,足以驅(qū)動一套耗氣量遠小于通氣量的微型增壓裝置,在低速或零速條件下將來流壓力提升至超過水沖壓發(fā)動機的工作壓力,使得解決水沖壓發(fā)動機的低速啟動問題成為可能。水沖壓發(fā)動機的增壓進水方案如圖2所示。通過配置增壓裝置,可以大大減小水沖壓發(fā)動機的啟動速度,航行器需要攜帶的固體藥柱量也顯著減少,節(jié)省的空間可用于存儲能量密度更大的金屬燃料,進而實現(xiàn)超空泡航行器航程顯著提升。此外,解決低速或零速啟動問題后,水沖壓發(fā)動機應(yīng)用范圍可拓展至航速為40～75 m/s的高速水下航行器,可為發(fā)展多元化水中兵器提供支撐。

圖2 水沖壓發(fā)動機增壓進水方案

水沖壓發(fā)動機低速啟動困難、綜合能量密度不高,致使超空泡航行器的優(yōu)勢不能充分發(fā)揮,通過使用增壓系統(tǒng)將使解決這些問題成為可能。增壓系統(tǒng)安裝在超空泡航行器錐段,由燃氣發(fā)生器驅(qū)動渦輪機帶動增壓泵,在航行器速度較低的情況下將水增壓送入燃燒室,提前啟動水沖壓發(fā)動機,水沖壓發(fā)動機增壓系統(tǒng)模型見圖3。由于超空泡航行器的特殊性,在系統(tǒng)構(gòu)型時要充分考慮。首先,超空泡航行器空間局促,增壓系統(tǒng)必須足夠小。其次,微型渦輪機的耗氣量非常小,遠低于通氣流量,對于工作效率的要求并不苛刻。此外,增壓系統(tǒng)啟動時航行器具有一定速度,較高的來流總壓使得泵具有較大的裝置汽蝕余量,空化問題并不突出。最后,渦輪泵動力裝置和增壓裝置間通常要加減速器,但為了節(jié)省空間、降低系統(tǒng)復(fù)雜度,增壓系統(tǒng)采用不加減速器的方式進行聯(lián)接。

圖3 增壓系統(tǒng)示意圖

增壓系統(tǒng)的核心部件是渦輪機和增壓泵,根據(jù)水下航行器特點選用適當?shù)牟考ΡＷC系統(tǒng)綜合性能有積極意義。沖動式部分進氣渦輪機具有體積小、功率大、耗氣量低、可靠性好等特點[11],適合作為水沖壓發(fā)動機增壓進水系統(tǒng)的動力裝置。對于增壓裝置的選取,需要依據(jù)實際工作指標而定。燃燒室壓力約為2.5 MPa,泵前來流壓力2.0 MPa,此時航行器航速約為63 m/s,根據(jù)文獻[2],從泵出口到燃燒室的壓力損失大約為30%～40%,按35%的壓力損失估算得到泵的增壓要求為1.95 MPa。由于水下航行器空間有限,需增加轉(zhuǎn)速以減小泵尺寸,根據(jù)當前的工程技術(shù)水平,渦輪機和水泵的轉(zhuǎn)速可達到105r/min[12],本文以轉(zhuǎn)速105r/min的工況為例開展研究。水沖壓發(fā)動機的最佳水燃比約為3,比沖為5 000 N·s/kg[13],某324口徑的超空泡航行器航速100 m/s時所需推力約為17 000 N[10],燃料秒耗量約為3.4 kg/s,故所需水流量約為10 kg/s。由各項指標計算發(fā)現(xiàn)比轉(zhuǎn)速較高,而混流泵是一種高比轉(zhuǎn)速泵,廣泛應(yīng)用于渦輪泵[2],其結(jié)構(gòu)和性能介于離心泵和軸流泵之間,它克服了軸流泵小流量時性能不穩(wěn)定的缺點,同時也解決了離心泵不適合在低揚程下使用的問題[14]。因此,考慮使用混流泵作為水沖壓發(fā)動機增壓系統(tǒng)的增壓裝置。

2 微型渦輪機設(shè)計方法及數(shù)值驗證

2.1 微型渦輪機設(shè)計方法

沖動式部分進氣渦輪機由斜噴管和動葉珊組成,高溫、高壓工質(zhì)通過拉法爾噴管將內(nèi)能轉(zhuǎn)換成動能,再以一定角度吹向動葉柵,將工質(zhì)動能轉(zhuǎn)換成葉柵高速旋轉(zhuǎn)的機械能[11]。沖動式渦輪機結(jié)構(gòu)如圖4所示。圖中,α為噴管傾斜角;β為葉片安放角;γ為噴管擴張角;S為葉片邊緣厚度;t為葉柵截距;B為葉片寬度;de為噴管出口直徑;dcr為噴管喉部直徑。

圖4 沖動式部分進氣渦輪機示意圖

已知額定工況下渦輪機的設(shè)計參數(shù):額定功率Pt、燃燒室溫度Tc、燃燒室壓力pc、環(huán)境背壓pe、渦輪轉(zhuǎn)速n、渦輪中徑D、定熵指數(shù)k、定壓比熱容Cp、氣體常數(shù)R、噴管個數(shù)Z。本文按照以下3個步驟對沖動式渦輪機進行參數(shù)化設(shè)計。

1) 噴管參數(shù)設(shè)計

采用蘇聯(lián)維氏公式對收縮段進行設(shè)計,喉部采用圓角進行過渡,擴張段為圓錐形[11]。將燃氣在渦輪機內(nèi)的熱力學過程視作一個等熵膨脹過程,則工質(zhì)在渦輪機的等熵比焓降為

(1)

式中,Bt為渦輪機的壓比,Bt=pe/pc。

假設(shè)渦輪機的效率為ηt,取定噴管流量損失系數(shù)φm,求出工質(zhì)的質(zhì)量流量為

(2)

則噴管喉部面積為

(3)

可以求出喉部的直徑

(4)

噴管有效出口直徑為

(5)

式中,φv為速度損失系數(shù),出口速度cf為

(6)

式中,Δhpg為在噴管內(nèi)的焓降,取渦輪的反力度為0.05,則

Δhpg=Δhl(1-0.05)

(7)

噴管最小出口直徑demin和渦輪機部分進氣度ε分別為

2) 葉柵參數(shù)設(shè)計

在已知渦輪中徑及轉(zhuǎn)速的情況下,可以得到渦輪葉片的線速度u為

(10)

由速度三角形可以得出燃氣工質(zhì)在渦輪葉片入口處的相對速度ωi及葉片安裝角β分別為

根據(jù)經(jīng)驗公式可以得到葉片出口處的相對速度ωo為

ωo=(0.95-0.000 15ωi)ωi

(13)

參考沖動式部分進氣渦輪機的葉柵設(shè)計經(jīng)驗參數(shù)[5]:葉片高Hb=1.2de;葉片寬Bb=1.48de;葉柵截距tb=0.85de;葉片邊緣厚度Sb=0.06de;葉片數(shù)Zn=πD/tb;壓力面圓弧半徑R1=Bb/2cosβ;吸力面半徑R2=R1-tbsinβ。

3) 性能參數(shù)核算

渦輪的單位圓周功率為

Pu=u(cfcosα-u+ωocosβ)

(14)

渦輪機的輪盤摩擦損失為

(15)

式中,ρe為燃氣在渦輪出口處的密度,可表示為

(16)

渦輪機的部分進氣效率為

(17)

渦輪機的漏氣效率約為

(18)

式中,σ為徑向間隙。則可以計算出渦輪機的內(nèi)效率為

(19)

將這個效率值回代到公式(2)中,進行迭代計算,直到兩者相差不大為止。

為驗證上述設(shè)計方法,參考ARL實驗室2 kW級渦輪機[4],設(shè)計指標見表1。

表1 渦輪機設(shè)計指標

工質(zhì)氣體常數(shù)為404 kJ/(kg·K),定熵指數(shù)為1.29,取速度系數(shù)0.93,流量系數(shù)0.98,按照設(shè)計指標求解渦輪機結(jié)構(gòu)參數(shù),發(fā)現(xiàn)最大偏差不超過5%,結(jié)果見表2。

表2 渦輪結(jié)構(gòu)參數(shù)對比

2.2 數(shù)值方法驗證

為了探索可靠的旋轉(zhuǎn)機械數(shù)值方法,建立與文獻[4]一致的渦輪機三維流場模型,進行數(shù)值仿真并與實驗結(jié)果對比。仿真使用對低雷諾數(shù)跨音速渦輪流場適應(yīng)性較好的Spalart-Allmaras湍流模型求解。其控制方程可表示為:

連續(xù)方程

(20)

動量方程

(21)

能量方程

(22)

設(shè)置噴管入口為總溫總壓入口,流域出口為壓力出口。在噴管與軸向間隙、葉柵進口與軸向間隙、葉柵出口處與后端流域連接處等交界面設(shè)置interface。采用MRF模型,將葉柵流域旋轉(zhuǎn)速度設(shè)置為435 000 r/min。

在網(wǎng)格劃分方面,利用ICEM-CFD軟件劃分結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。為了使后端空腔流域不影響葉柵流動狀態(tài),取后端空腔流域為葉寬的5倍。相鄰斜噴管的布放角度為25°,噴管和葉柵裝配的軸向間隙為1 mm。最終的整體網(wǎng)格劃分如圖5所示。

圖5 部分進氣渦輪機流域網(wǎng)格劃分圖

為方便與文獻[4]進行比對,給出內(nèi)效率ηt計算公式

(23)

式中:T為轉(zhuǎn)矩渦輪機的輸出力矩;ω為渦輪轉(zhuǎn)動的角速度。

考慮到文獻[4]中并無葉頂間隙的數(shù)據(jù),為此建立了葉頂間隙分別為0.05,0.1 mm的仿真模型進行驗證。由表3可知,葉頂間隙對渦輪機內(nèi)效率有較大影響,其中葉頂間隙為0.05 mm時的仿真結(jié)果與實驗幾乎一致。

表3 2 kW渦輪機仿真結(jié)果對比

2.3 設(shè)計結(jié)果的數(shù)值驗證

采用2.1節(jié)提出的設(shè)計方法,針對增壓進水系統(tǒng)的渦輪機進行參數(shù)設(shè)計,并采用2.2節(jié)建立的數(shù)值方法,對設(shè)計結(jié)果開展仿真計算。已知增壓泵增壓要求為1.95 MPa,流量Q為10 kg/s, 可知揚程H為195 m,假設(shè)泵設(shè)計點效率ηp為70%,可根據(jù)Pt=ρgHQ/ηp估算渦輪機功率約為27 kW。取渦輪中徑為100 mm,噴管斜切角15°,噴管擴張角8°,最終渦輪機設(shè)計結(jié)果見表4。

表4 渦輪設(shè)計參數(shù)

采用網(wǎng)格節(jié)點數(shù)為268萬的計算域劃分結(jié)果,在設(shè)計工況參數(shù)條件下開展仿真計算,獲得計算結(jié)果見表5,仿真計算所得渦輪機功率與設(shè)計值的相對偏差為3.7%。

表5 渦輪機仿真結(jié)果

3 增壓泵的設(shè)計方法及數(shù)值驗證

3.1 增壓泵設(shè)計方法

為了不增加系統(tǒng)復(fù)雜度,渦輪機與增壓泵同軸直聯(lián),因此設(shè)計增壓泵時不僅要保證額定轉(zhuǎn)速下流量、揚程滿足要求,還必須使泵力矩與2.3節(jié)得出的渦輪機力矩匹配。由于微型泵設(shè)計理論并不成熟[15],使用傳統(tǒng)方法可能會存在一定偏差,需要在初次設(shè)計的基礎(chǔ)上,結(jié)合理論分析產(chǎn)生偏差的原因,有針對性地對葉輪參數(shù)進行修正,并通過數(shù)值計算的方式進行驗證,經(jīng)過多次迭代修正,最終使增壓泵達到設(shè)計要求。

已知額定工況下增壓泵的設(shè)計參數(shù):流量Q、揚程H、轉(zhuǎn)速n。葉輪的主要設(shè)計參數(shù)包括進口直徑Dj、出口直徑D2、出口寬度b2等,按以下三部分內(nèi)容完成葉輪參數(shù)求解。

1) 葉輪進口直徑參數(shù)計算

葉輪進口直徑Dj與葉輪進口速度有關(guān),提高進口速度會降低泵的抗汽蝕性能以及水利效率,葉輪進口速度V0采用速度系數(shù)法確定[5]

(24)

式中,KV0為葉輪進口速度系數(shù),用(25)式計算

(25)

式中,ns為比轉(zhuǎn)速,用(26)式計算

(26)

可以求得葉輪的有效直徑

(27)

dh為軸徑,可得葉輪進口直徑Dj為

(28)

2) 葉輪出口直徑參數(shù)計算

通常認為葉輪出口直徑對流量與揚程曲線形狀和水利效率影響極大,按(29)式計算

(29)

式中,u2為出口圓周速度

(30)

式中,Ku2為出口直徑的圓周速度系數(shù),采用(31)式計算

Ku2=0.131 19×0.943 24ns+0.000 93ns+0.916 2

(31)

3) 葉輪出口寬度參數(shù)計算

葉輪出口寬度對揚程曲線有較大影響,較大的出口寬度會導(dǎo)致?lián)P程曲線出現(xiàn)駝峰。葉輪出口寬度按(32)式計算

(32)

式中,ψ2為葉輪出口平均排擠系數(shù),一般取0.9～0.95,葉輪出口軸面速度為

(33)

使用上述設(shè)計方法完成葉輪設(shè)計,初步設(shè)計結(jié)果見表6。

表6 葉輪初步設(shè)計主要參數(shù)

3.2 增壓泵的數(shù)值建模及驗證

仿真過程采用定常不可壓縮壓力基三維求解器,湍流模型為standardk-ω[15],流動工質(zhì)為液態(tài)水,壁面邊界設(shè)為無滑移絕熱邊界條件。設(shè)置對流項的求解格式為高階求解格式,湍流數(shù)值項的求解格式為二階格式,殘差收斂精度為1×10-5。為了更真實地模擬增壓泵的工作過程,進出口邊界條件采用壓力進口,壓力出口。流域包括旋轉(zhuǎn)部分和靜止部分,在葉輪和壓水室交界面處設(shè)置interface,采用MRF模型,以旋轉(zhuǎn)的葉輪作為參考系處理增壓泵流場,采用穩(wěn)態(tài)方法計算非穩(wěn)態(tài)問題[16]。

在網(wǎng)格劃分方面,由于葉輪型線扭曲度特別大,且壓水室隔舌處網(wǎng)格過渡很難處理,因此建模過程中,在不影響流場的前提下忽略尖角和細微的局部結(jié)構(gòu)。葉輪進口到出口的網(wǎng)格分布規(guī)則,過渡平滑,且對葉片周圍流域有所加密,以保證CFD計算時葉片附近流動的精確性。增壓泵3D模型及網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖6所示。

圖6 3D模型及網(wǎng)格劃分

初步設(shè)計仿真結(jié)果如表7所示,增壓值滿足要求,但是力矩和流量都偏小,相對偏差分別為20.1%和26%,出現(xiàn)偏差的原因是常規(guī)設(shè)計理論不適用于微型泵設(shè)計[15]。

表7 初步設(shè)計仿真結(jié)果

增壓泵力矩與渦輪機力矩不匹配會導(dǎo)致轉(zhuǎn)速發(fā)生變化,從而使整個增壓系統(tǒng)偏離設(shè)計點,效率下降。為使流量達到設(shè)計要求,并使增壓泵力矩與渦輪機力矩匹配,需要依據(jù)理論結(jié)合數(shù)值計算對增壓泵主要參數(shù)進行迭代修正?？紤]到葉輪流道中軸向漩渦的作用,在做出一些合理假設(shè)后,嚴敬證明[17]

(34)

式中:ω是葉輪旋轉(zhuǎn)角速度;β2是葉輪出口安放角。根據(jù)公式(34),流量與葉輪出口直徑正相關(guān),在改變出口直徑的同時,應(yīng)相應(yīng)改變進口直徑,以確保良好的汽蝕性能。在增加葉輪尺寸以后,泵功率的增加將導(dǎo)致力矩也增加,故此方法可以達到增加泵流量和力矩的目的。在不改變其他參數(shù)的情況下,通過反復(fù)迭代,發(fā)現(xiàn)將Dj增加到23.7 mm,將D2增加到23.5 mm,修改后的仿真結(jié)果與目標值相對偏差不超過3.2%,結(jié)果見表8。

表8 修改后仿真結(jié)果

4 增壓系統(tǒng)工作特性分析

4.1 微型渦輪機流場分析

超音速噴管的流場特性對渦輪機的做功能力有至關(guān)重要的影響。由圖7可知,燃氣工質(zhì)在噴管內(nèi)持續(xù)膨脹,內(nèi)能轉(zhuǎn)換成動能導(dǎo)致馬赫數(shù)逐漸增大。微型噴管比常規(guī)噴管在工質(zhì)流動時黏性損失更大[3],導(dǎo)致噴管內(nèi)的音速點后移至喉部下游處,同時噴管壁面厚度逐漸增加,一直延伸到A,B點處,導(dǎo)致A,B點處的馬赫數(shù)變小。此外,由(6)式可以計算出噴管出口馬赫數(shù)為3.06,而數(shù)值計算結(jié)果馬赫數(shù)約為3.1,說明數(shù)值計算結(jié)果可靠,噴管設(shè)計合理。

圖7 斜噴管馬赫數(shù)分布

從圖8可看出,高速氣流由噴管進入葉柵,并在軸向間隙和葉柵流道的入口處進一步膨脹,在最左側(cè)流道內(nèi)氣流馬赫數(shù)增加至3.4左右。此后高速工質(zhì)作用在葉柵壓力面上,將動能轉(zhuǎn)換成葉柵旋轉(zhuǎn)的機械能,馬赫數(shù)急劇下降產(chǎn)生激波,使吸力面邊界層厚度增加,并逐漸延伸,直到葉柵中部發(fā)生脫離。在葉柵出口處馬赫數(shù)降低到0.9,進出口處馬赫數(shù)比值約為0.26,即最左側(cè)葉柵能將工質(zhì)70%左右的動能轉(zhuǎn)換成葉珊旋轉(zhuǎn)的機械能,葉柵做功能力強。而且渦輪機效率達到57.8%,仿真功率與設(shè)計功率偏差為3.7%,渦輪機滿足設(shè)計要求。

圖8 動葉柵半葉高處馬赫數(shù)分布

4.2 增壓泵流場分析

泵的靜壓分布和絕對速度矢量分布如圖9～10所示。由圖9可以看出,由于葉片對水做功,導(dǎo)致靜壓值有層次地逐漸增加。其中,在流道內(nèi)壓力梯度明顯,葉片壓力面附近比吸力面壓力大,到葉片出口處壓力基本趨于一致,壓力呈現(xiàn)明顯的非軸對稱性特點。在壓水室內(nèi),流速的降低使靜壓不斷增加,在出口處達到最大。增壓泵流場最小壓力為1.1 MPa,高于室溫下水的工程空化壓力3 540 Pa,增壓泵并未出現(xiàn)空化現(xiàn)象。從圖10可以看出,流體流入葉輪時沿半徑增加方向流速逐漸增加,流出葉輪進入壓水室時流速逐漸降低,在出口處趨于均勻。葉輪及壓水室流線分布光滑合理、不紊亂,沒有出現(xiàn)漩渦及二次回流。而且蝸殼中低速流體占主導(dǎo),說明增壓泵能有效將流體動能轉(zhuǎn)換成壓力能。

圖9 靜壓分布云圖 圖10 速度矢量分布云圖

由圖11可知,泵揚程、效率隨流量變化趨勢與理論是一致的;泵的揚程隨流量增加而下降,并且沒有出現(xiàn)駝峰,效率隨流量增加先增加后減小,符合泵性能曲線的特點[14]。并且在設(shè)計工況下數(shù)值計算結(jié)果和目標值最大偏差不超過3.2%,表明數(shù)值模擬能準確預(yù)測增壓泵性能。通過對增壓泵不同工況下的性能預(yù)測分析可以看出:在發(fā)動機啟動加速階段即小流量工況下,增壓泵保持了75%以上的效率,沒有出現(xiàn)一般水泵在小流量時容易失穩(wěn)的現(xiàn)象,能將進水壓力增加至少3.1 MPa,使水持續(xù)不斷地涌入燃燒室。在發(fā)動機巡航階段即設(shè)計流量工況下,增壓泵能以74.5%的效率將進水壓力增加2.0 MPa,為發(fā)動機巡航狀態(tài)時提供足夠的推力,使水沖壓發(fā)動機的啟動速度降低至63 m/s。并且各個狀態(tài)下增壓泵都能維持高效運轉(zhuǎn)。因此,該增壓泵在增壓能力和效率上能夠保證水沖壓發(fā)動機的平穩(wěn)運行。

圖11 增壓泵性能曲線

綜上所述,微型渦輪機、增壓泵設(shè)計方法及其仿真結(jié)果可靠,增壓系統(tǒng)綜合效率達到43.2%,各項指標滿足設(shè)計要求。

5 結(jié) 論

為了解決水沖壓發(fā)動機的低速啟動問題,本文提出了增壓進水系統(tǒng)構(gòu)型方案和設(shè)計方法,建立了增壓進水系統(tǒng)流場仿真模型,通過仿真計算驗證了設(shè)計方法,得到了增壓進水系統(tǒng)工作性能。主要結(jié)論有:

1) 提出了微型渦輪機+混流泵的增壓進水系統(tǒng)構(gòu)型方案,利用超空泡航行器通氣系統(tǒng)中燃氣發(fā)生器生成的高溫燃氣驅(qū)動增壓進水系統(tǒng),可有效提升進水壓力。

2) 提出了微型渦輪機和高速混流泵的修正設(shè)計方法,建立了增壓進水系統(tǒng)仿真計算模型,增壓系統(tǒng)仿真結(jié)果與目標值偏差小于3.2%。

3) 對增壓進水系統(tǒng)進行了性能分析,發(fā)現(xiàn)該系統(tǒng)可將進水壓力增加2.0 MPa,將某水沖壓發(fā)動機的啟動速度從90 m/s降低至63 m/s。