水下蒸汽渦輪發(fā)動(dòng)機(jī)變工況熱力特性數(shù)值分析研究

張方方，張振山，梁偉閣，王鄭力

(海軍工程大學(xué) 兵器工程系，湖北 武漢430033)

0 引言

渦輪機(jī)具有比功率大、比耗量小、輸出轉(zhuǎn)速高、運(yùn)行平穩(wěn)、機(jī)械振動(dòng)和噪聲小等優(yōu)點(diǎn)，其廣泛應(yīng)用于航空動(dòng)力［1］、艦船推進(jìn)［2］以及水下航行器推進(jìn)［3］等方面。在對(duì)水下航行器航速、安靜性要求日益增高的今日，水下渦輪發(fā)動(dòng)機(jī)勢(shì)必取代活塞機(jī)成為研究熱點(diǎn)。然而，水下渦輪機(jī)受航行器空間尺寸小、排氣背壓大等不利因素影響，其結(jié)構(gòu)及其研究成果有別于航空動(dòng)力渦輪機(jī)和艦船推進(jìn)渦輪機(jī)。

文獻(xiàn)［4］利用漸近分析方法得到了渦輪機(jī)動(dòng)葉片的非線性數(shù)學(xué)模型，該模型包括三維葉輪線彈性模型、二維葉片非線性扁殼體模型以及二者的鏈接模型，其為動(dòng)葉片氣動(dòng)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供基礎(chǔ)模型;文獻(xiàn)［5］明確了水下渦輪機(jī)數(shù)字仿真的一般步驟，為水下渦輪機(jī)數(shù)值分析提供研究思路;文獻(xiàn)［6］給出了噴嘴出口速度的計(jì)算方法，為水下渦輪機(jī)變工況特性分析奠定基礎(chǔ);文獻(xiàn)［7 -8］建立了用于深水發(fā)射裝置、以常溫壓縮空氣為工質(zhì)的渦輪機(jī)帶負(fù)載短時(shí)間啟動(dòng)過(guò)程數(shù)學(xué)模型，其為文中模型的建立提供參考;文獻(xiàn)［9］提出了計(jì)算流體力學(xué)(CFD)技術(shù)用于水下燃?xì)鉁u輪機(jī)設(shè)計(jì)的一般步驟，并將其用于渦輪機(jī)通流部分流場(chǎng)性能的預(yù)測(cè)，取得和實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合較好的仿真結(jié)果。上述文獻(xiàn)研究的水下渦輪機(jī)均以空氣、燃?xì)鉃楣べ|(zhì)，數(shù)值分析時(shí)無(wú)需考慮工質(zhì)膨脹過(guò)程中相態(tài)變化問(wèn)題，也即無(wú)需考慮工質(zhì)由氣相轉(zhuǎn)變?yōu)橐合嗟膯?wèn)題。而當(dāng)蒸汽渦輪機(jī)以超高膨脹比為設(shè)計(jì)工況時(shí)，若仍采用絕熱膨脹理論計(jì)算噴嘴，將出現(xiàn)噴嘴后工質(zhì)為液態(tài)水滴的情況，這顯然與實(shí)際情況不符。

為此，本文將在考慮過(guò)熱蒸汽絕熱指數(shù)隨溫度變化以及噴嘴內(nèi)氣流摩擦、渦旋對(duì)蒸汽加熱作用的基礎(chǔ)上，建立超高膨脹比水下汽輪機(jī)的變工況計(jì)算模型。并結(jié)合案例對(duì)變壓力比和噴嘴入口工質(zhì)溫度變化時(shí)的汽輪機(jī)熱力過(guò)程開(kāi)展仿真研究，驗(yàn)證模型的正確性。

1 數(shù)學(xué)模型

本文研究的渦輪機(jī)為部分進(jìn)氣、沖動(dòng)式、軸流式渦輪機(jī)，其通流部分結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示。

由圖1可知，水下蒸汽渦輪發(fā)動(dòng)機(jī)變工況計(jì)算包含噴嘴計(jì)算和動(dòng)葉柵計(jì)算，且渦輪級(jí)變工況能量損失不容忽視，故數(shù)學(xué)模型將從此3 個(gè)方面重點(diǎn)探討水下渦輪機(jī)的變工況數(shù)值計(jì)算。圖中各參數(shù)的物理意義可參考文獻(xiàn)［10］.

圖1 渦輪機(jī)通流部分示意圖Fig.1 Schematic diagram of turbine flow passage component

1.1 噴嘴的變工況計(jì)算

工質(zhì)的平均定壓比熱容cpT和絕熱指數(shù)k 可由下式求解:

式中:cpT表示T 溫度下過(guò)熱蒸汽的平均定壓比熱容;Rg為水蒸汽的氣體常數(shù)。

利用噴嘴設(shè)計(jì)工況速度因數(shù)φ0考慮絕熱膨脹中氣流摩擦和渦旋損失對(duì)工質(zhì)速度的影響，根據(jù)能量守恒定律可得噴嘴喉部工質(zhì)各臨界參數(shù)的實(shí)際值:

式中:pc、pcr、ccr、Tcr、ρcr分別為噴嘴入口工質(zhì)壓力、噴嘴喉部工質(zhì)臨界壓力、流速、溫度和密度;Tc為渦輪機(jī)噴嘴入口溫度。

由噴嘴喉部工質(zhì)的實(shí)際臨界流速ccr以及臨界密度ρcr，可得渦輪機(jī)工質(zhì)的實(shí)際秒耗量:

式中:nn為工作噴嘴數(shù);為噴嘴的流量因數(shù);At為噴嘴喉部截面積。

令渦輪機(jī)工作背壓為p1，則壓力比B =p1/pc，此時(shí)噴嘴出口工質(zhì)理想速度c1t可得

設(shè)計(jì)工況下B、c1t分別對(duì)應(yīng)設(shè)計(jì)壓力比Bs和c1st. 由于設(shè)計(jì)工況下一般不利用縮放噴嘴的斜切口使氣體補(bǔ)充膨脹加速，故此時(shí)的氣流偏轉(zhuǎn)角δ =0°，噴嘴速度因數(shù)φ=φ0.

當(dāng)實(shí)際壓力比B ＜Bs時(shí)，超音速蒸汽將在噴嘴出口處發(fā)生膨脹波。根據(jù)膨脹波形成機(jī)理和能量守恒定律計(jì)算膨脹波前、后工質(zhì)的速度ce、ca及溫度Te、Ta，進(jìn)而計(jì)算其前、后工質(zhì)馬赫數(shù)Mae和Maa:

根據(jù)普朗特-邁耶函數(shù)得氣流偏轉(zhuǎn)角δ［11］:

此時(shí)，可得膨脹波作用下的噴嘴速度因數(shù)φ =φ0cosδ.

當(dāng)實(shí)際壓力比B ＞Bs時(shí)，噴嘴出口界面處將產(chǎn)生激波。根據(jù)絕熱膨脹理論和能量守恒定律計(jì)算激波前工質(zhì)速度ce=φ0c1st、溫度Te=(cpTcTc-0.5c2e)/cpTe、馬赫數(shù)由Mae和壓力比B、Bs，根據(jù)氣體動(dòng)力學(xué)理論可得激波角β 的計(jì)算方法:

由激波角β 可求得斜激波切向速度分量Cτ和氣流偏轉(zhuǎn)角δ:

氣流通過(guò)斜激波時(shí)，切向速度分量不發(fā)生變化，即cτ=ceτ=c1τ，此時(shí)根據(jù)斜激波前后氣流的幾何關(guān)系可得法向速度分量c1n=c1τtan(β -δ). 則激波作用下的噴嘴速度因數(shù)φ 可得

綜合以上分析，變工況下噴嘴出口工質(zhì)的實(shí)際速度c1=φclt及其偏轉(zhuǎn)角δ 可得。

1.2 動(dòng)葉柵的變工況計(jì)算

文獻(xiàn)［12］通過(guò)引入傳質(zhì)負(fù)荷參數(shù)考慮壓力對(duì)蒸汽機(jī)工質(zhì)傳遞的影響，進(jìn)而建立了汽輪機(jī)熱力循環(huán)數(shù)學(xué)模型。本文將以此為基礎(chǔ)，利用渦輪進(jìn)出口速度三角形推導(dǎo)氣動(dòng)壓力、摩擦力切向分量產(chǎn)生的輪周功。渦輪進(jìn)出口速度三角形如圖2所示。

圖2 渦輪進(jìn)出口速度三角形Fig.2 Speed triangle of turbine at inlet and outlet

圖2中，速度在u、a 方向上的投影分別對(duì)應(yīng)速度的切向分量和軸向分量，其中切向分量輸出輪周功。圖中，u 為汽輪機(jī)的輪周線速度

式中:b 為汽輪機(jī)減速器的減速比;n、ω 分別為推進(jìn)器的轉(zhuǎn)速和角速度;dm為動(dòng)葉柵平均直徑。

渦輪機(jī)設(shè)計(jì)定型后噴嘴進(jìn)氣傾斜角α1n確定，則渦輪的進(jìn)口速度三角形可解

式中:w1為變工況下氣體流入動(dòng)葉柵的相對(duì)速度，其與工作輪回轉(zhuǎn)平面的夾角為β1.

對(duì)于沖動(dòng)式渦輪，氣體流出動(dòng)葉柵的相對(duì)速度w2與w1之間存在如下關(guān)系［13］:

式中:Maw2t為工作葉片出口工質(zhì)的理想馬赫數(shù)，其中w2t=w1;w 為動(dòng)葉柵寬度;l 為葉片高度;β1n為葉片幾何流入角;ii=(β1n-β1)/β1n，為相對(duì)氣流撞擊角;ψ 為動(dòng)葉柵速度因數(shù)，并規(guī)定當(dāng)ii＞1 或ii＜-2.582時(shí)ψ =0;aψ為計(jì)算系數(shù)，并規(guī)定ii＞0 時(shí)aψ=1，ii＜0 時(shí)aψ=0.15.

渦輪機(jī)設(shè)計(jì)定型后葉片幾何流出角β2n為已知量，則渦輪的出口速度三角形可解

式中:c2為氣體流出動(dòng)葉柵的絕對(duì)速度，其與工作輪回轉(zhuǎn)平面的夾角為α2.

渦輪進(jìn)出口速度三角形求解完畢后，對(duì)單個(gè)工作葉片控制體內(nèi)的氣流列動(dòng)量定理方程，可求得工質(zhì)對(duì)動(dòng)葉柵的作用力Fu，進(jìn)而求得渦輪級(jí)的輪周功Wu和輪周效率ηu

至此，變工況下渦輪機(jī)動(dòng)葉柵的計(jì)算模型建立完畢。

1.3 變工況渦輪級(jí)能量損失計(jì)算

渦輪機(jī)運(yùn)行過(guò)程中，噴嘴損失Δhn、動(dòng)葉損失Δhb、余速損失Δhe、輪盤(pán)摩擦損失Δhfr以及葉高損失Δhl可由噴嘴、動(dòng)葉柵的建模過(guò)程得到

式中:Cf= 0.14(1 + 2.5w/dm)［S/(dm- l)0.1］/Re0.21，為輪盤(pán)摩擦系數(shù)［14］，其中，S 為輪盤(pán)與殼體間的間隙，Re 為燃?xì)饫字Z數(shù);de為噴嘴有效出口直徑;a 為實(shí)驗(yàn)系數(shù)，當(dāng)葉高損失包含扇形損失時(shí)，a =1.6.

當(dāng)渦輪級(jí)部分進(jìn)氣度ε 小于1 時(shí)存在鼓風(fēng)損失Δhw和斥氣損失Δhs，其可按以下經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算［15］:

式中:Cfl為葉片處的摩擦系數(shù);β1n為葉片幾何流入角;d1為噴嘴擴(kuò)張結(jié)束截面對(duì)應(yīng)的直徑;w 為動(dòng)葉柵寬度;ηu為輪周效率;nnz為噴嘴組數(shù);ε 和噴嘴出口橢圓面積An可由圖1中的幾何關(guān)系求得

式中:γ 為噴嘴的擴(kuò)張角。

式中:ηm為整機(jī)機(jī)械系統(tǒng)的機(jī)械效率。

2 案例仿真及分析

由建立的數(shù)學(xué)模型編寫(xiě)計(jì)算程序，對(duì)某水下渦輪發(fā)動(dòng)機(jī)變工況熱力特性進(jìn)行仿真。仿真輸入?yún)?shù)有燃燒室出口壓力pc、溫度Tc以及噴嘴設(shè)計(jì)工況速度因數(shù)φ0，并結(jié)合渦輪機(jī)噴嘴、動(dòng)葉柵的詳盡結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行仿真，可得汽輪機(jī)變工況熱力過(guò)程各參數(shù)的變化規(guī)律。

2.1 變壓力比時(shí)的渦輪機(jī)熱力計(jì)算

2.1.1 噴嘴的計(jì)算結(jié)果及分析

利用噴嘴變工況計(jì)算模型對(duì)渦輪機(jī)噴嘴內(nèi)的熱功轉(zhuǎn)換規(guī)律進(jìn)行仿真，計(jì)算結(jié)果如圖3所示。

圖3 變壓力比下渦輪機(jī)噴嘴出口工質(zhì)參數(shù)變化規(guī)律Fig.3 Variation of nozzle exit working substance parameters for turbine engine under changing pressure ratio

圖3(a)、圖3(b)分別給出了噴嘴出口工質(zhì)理想速度c1t和實(shí)際速度c1、工質(zhì)偏轉(zhuǎn)角δ 和噴嘴速度因數(shù)φ 隨渦輪機(jī)實(shí)際壓力比的變化規(guī)律。由圖3(a)可知，理想速度c1t隨著實(shí)際壓力比的升高逐漸減小，該變化趨勢(shì)符合(4)式蘊(yùn)含的規(guī)律。由圖3(b)可知，隨著壓力比的增加，偏轉(zhuǎn)角δ 呈現(xiàn)先減小而后增大的規(guī)律，并在設(shè)計(jì)壓力比Bs處取得最小值δ=0°，這是由于設(shè)計(jì)工況下噴嘴出口處既不發(fā)生膨脹波也不產(chǎn)生激波;當(dāng)實(shí)際壓力比B ＞Bs時(shí)，噴嘴出口存在激波，且隨著壓力比B 的增加斜激波逐步向正激波轉(zhuǎn)變，工質(zhì)偏轉(zhuǎn)角δ 將逐步增大;當(dāng)B ＜Bs時(shí)，噴嘴出口存在膨脹波，且隨著壓力比B 的減小膨脹波效應(yīng)越明顯，工質(zhì)偏轉(zhuǎn)角越大。噴嘴速度因數(shù)φ 在設(shè)計(jì)壓力比下取得最大值φ0，且隨著偏轉(zhuǎn)角δ 的增加而減小，符合圖2(b)中所示的變化規(guī)律。由c1=c1tφ 可知，設(shè)計(jì)工況下c1=c1tφ0;當(dāng)B ＞Bs時(shí)，c1t、φ 均隨著壓力比B 的增加而減小致使實(shí)際速度c1不斷減小;當(dāng)B ＜Bs時(shí)，c1t、φ 的變化先后起主導(dǎo)作用致使實(shí)際速度隨著的減小呈現(xiàn)先增大而后減小的趨勢(shì)。

由渦輪機(jī)噴嘴的仿真結(jié)果及分析可知，噴嘴出口工質(zhì)各參數(shù)的變化規(guī)律反映了變工況下渦輪機(jī)噴嘴的工作特性，進(jìn)而驗(yàn)證了變工況下噴嘴計(jì)算模型建立與仿真的正確性。

2.1.2 動(dòng)葉柵的計(jì)算結(jié)果及分析

利用動(dòng)葉柵變工況計(jì)算模型對(duì)汽輪機(jī)動(dòng)葉柵內(nèi)的熱功轉(zhuǎn)換規(guī)律進(jìn)行仿真，結(jié)果如圖4所示。

圖4 變壓力比下渦輪機(jī)動(dòng)葉柵計(jì)算結(jié)果Fig.4 Calculated results of turbine cascade under changing pressure ratio

圖4(a)給出了氣流撞擊角i 和動(dòng)葉柵速度因數(shù)ψ 隨渦輪機(jī)實(shí)際壓力比B 的變化規(guī)律。由圖4(a)可知，設(shè)計(jì)工況下i=β1n-β1=0°，符合渦輪機(jī)動(dòng)葉柵設(shè)計(jì)要求;當(dāng)B ＞Bs時(shí)，c1、u 均減小，且u 的變化速度因推進(jìn)器的慣性作用而小于c1;由進(jìn)口速度三角形可知，c1的減小起主導(dǎo)作用時(shí)β1增加，進(jìn)而使氣流撞擊角i 為負(fù)，且隨著c1的減小i 不斷減小;同理，當(dāng)B ＜Bs時(shí)，c1的變化起主導(dǎo)作用使得氣流撞擊角先增大而后減小。由i 的變化情況可分析速度因數(shù)ψ 的變化規(guī)律。當(dāng)i ＞0°時(shí)，氣流方向偏向葉型的凹面，此時(shí)有較大的氣流沖擊損失，對(duì)應(yīng)圖中i 處于最大正值時(shí)動(dòng)葉柵速度因數(shù)取得最小值;當(dāng)i ＜0°時(shí)，氣流方向偏向葉型的凸面，此時(shí)的氣流沖擊損失將小于i ＞0°時(shí)的情況;i ＜0°時(shí)，速度因數(shù)ψ 隨著i的減小呈現(xiàn)拋物線變化趨勢(shì)，并在i = -1.42°時(shí)取得最大值ψ =0.849. 圖4(b)給出了動(dòng)葉柵輪周功Wu和輪周效率ηu隨渦輪機(jī)實(shí)際壓力比B 的變化規(guī)律。分析輪周功的計(jì)算公式Wu=u(w1× cos β1+w2cos β2n)可知，實(shí)際速度c1減小則w1、w2、u 均減小且β1增大，其共同作用致使Wu減小，故動(dòng)葉柵輪周功Wu與噴嘴出口工質(zhì)實(shí)際速度c1有相同的變化趨勢(shì);分析輪周效率的另一計(jì)算公式ηu=1 -(Δhn+Δhb+Δhe)/h*a 可知，噴嘴損失Δhn、動(dòng)葉損失Δhb對(duì)ηu影響較大，也即動(dòng)葉柵輪周效率ηu與噴嘴速度因數(shù)φ 和動(dòng)葉柵速度因數(shù)ψ 密切相關(guān);由φ、ψ 的變化趨勢(shì)不難得到輪周效率ηu如圖4(b)所示的變化趨勢(shì):設(shè)計(jì)壓力比下ηu同φ 一樣取得最大值;當(dāng)B ＞Bs時(shí)，ψ 先增大后減小的作用致使ηu在Bs＜B ＜0.073 4 內(nèi)下降速度低于φ，而后隨著ψ 的減小，ηu下降速度增大;當(dāng)B ＜Bs時(shí)，由于ψ 的減小使得ηu下降速度大于φ. 總體來(lái)講，渦輪機(jī)輪周效率與噴嘴速度因數(shù)具有相同的變化規(guī)律。

由渦輪機(jī)動(dòng)葉柵的仿真結(jié)果及分析可知，動(dòng)葉柵各參數(shù)的變化規(guī)律反映了變工況下動(dòng)葉柵的工作特性，進(jìn)而驗(yàn)證了模型建立與仿真的正確性。

2.1.3 渦輪機(jī)熱力特性計(jì)算結(jié)果及分析

考慮渦輪級(jí)能量損失模型，對(duì)壓力比下渦輪機(jī)的熱力特性進(jìn)行計(jì)算，結(jié)果如圖5所示。

圖5 變壓力比下渦輪機(jī)熱力特性計(jì)算結(jié)果Fig.5 Thermal characteristic calculated results of turbine engine under changing pressure ratio

圖5給出了渦輪機(jī)內(nèi)效率ηi及其有效功率Pe隨渦輪機(jī)實(shí)際壓力比B 的變化規(guī)律。首先分析內(nèi)效率ηi的變化規(guī)律，ηi在輪周效率ηu的基礎(chǔ)上考慮了Δhfr、Δhl、Δhw、Δhs，由于這些損失并非渦輪級(jí)能量損失的主要部分，不改變輪周效率ηu的變化趨勢(shì)，故內(nèi)效率ηi與ηu、φ 具有相同的變化規(guī)律。其次分析有效功率Pe的變化規(guī)律，變壓力比下ηm可視為定值，而內(nèi)效率ηi與噴嘴速度因數(shù)φ 具有相同的變化規(guī)律，則渦輪機(jī)有效功率即噴嘴出口工質(zhì)實(shí)際速度大小c1決定了渦輪機(jī)有效功率Pe的變化規(guī)律。

綜合上述分析知，對(duì)于研究機(jī)型，變壓力比下渦輪機(jī)噴嘴速度因數(shù)決定了渦輪機(jī)內(nèi)效率及其輪周效率的變化規(guī)律，噴嘴出口工質(zhì)實(shí)際速度決定了渦輪機(jī)有效功率及其輪周功的變化規(guī)律。

2.2 噴嘴入口溫度變化時(shí)的渦輪機(jī)熱力計(jì)算

利用建立的水下汽輪機(jī)變工況計(jì)算模型，對(duì)噴嘴入口工質(zhì)溫度Tc變化時(shí)的渦輪機(jī)熱力特性進(jìn)行仿真計(jì)算，得到設(shè)計(jì)背壓p1=p1s和非設(shè)計(jì)背壓p1分別為0.10 MPa、0.26 MPa 下渦輪機(jī)內(nèi)效率ηi及其有效功率Pe的變化規(guī)律，如圖6所示。

圖6 噴嘴入口溫度變化時(shí)的渦輪機(jī)熱力計(jì)算結(jié)果Fig.6 Thermal characteristic calculated results of turbine engine along with temperature variation of nozzle entrance

由圖6(a)可知，設(shè)計(jì)工況和非設(shè)計(jì)工況下渦輪機(jī)內(nèi)效率ηi均隨著噴嘴入口溫度Tc的增加而近似線性減小，且減小量十分有限，可見(jiàn)渦輪機(jī)內(nèi)效率對(duì)噴嘴入口工質(zhì)溫度不敏感。噴嘴入口溫度由520 ℃增至580 ℃的過(guò)程中，不同工作背壓p1下的渦輪機(jī)內(nèi)效率變化量Δηi不同:當(dāng)p1分別為0.10 MPa、p1s、0.26 MPa 時(shí)，Δηi分別對(duì)應(yīng)0.003 03、0.002 70、0.002 63. 由此可知，當(dāng)p1在一定范圍內(nèi)變化時(shí)，相同噴嘴入口溫度變化量對(duì)應(yīng)的渦輪機(jī)內(nèi)效率變化量Δηi隨p1的增大而減小。比較相同噴嘴入口溫度、不同工作背壓下的渦輪機(jī)內(nèi)效率數(shù)值大小可知:設(shè)計(jì)工況下內(nèi)效率最大，這是由于非設(shè)計(jì)工況下，噴嘴出口處存在膨脹波或激波，致使噴嘴速度因數(shù)下降，且由2.1 節(jié)變壓力比下渦輪機(jī)內(nèi)效率ηi的變化規(guī)律可知，噴嘴速度因數(shù)φ 減小必然導(dǎo)致非設(shè)計(jì)工況下內(nèi)效率ηi的降低;相對(duì)設(shè)計(jì)背壓p1s有相同壓力變化量的兩p1對(duì)應(yīng)的ηi不相同，其中較小p1對(duì)應(yīng)的內(nèi)效率ηi更小。

由圖6(b)可知，設(shè)計(jì)工況和非設(shè)計(jì)工況下渦輪機(jī)有效功率均隨著噴嘴入口溫度的增加而近似線性增加。噴嘴入口溫度由520 ℃增至580 ℃的過(guò)程中，不同工作背壓p1下的渦輪機(jī)有效功率變化量ΔPe不同:當(dāng)p1分別為0.10 MPa、p1s、0.26 MPa 時(shí)，ΔPe分別為3.608 kW、3.447 kW、2.849 kW. 由此可知，當(dāng)p1在一定范圍內(nèi)變化時(shí)，相同噴嘴入口溫度變化量對(duì)應(yīng)的ΔPe隨p1的增大而減小。比較相同噴嘴入口溫度、不同工作背壓下的渦輪機(jī)有效功率數(shù)值大小知，p1越低渦輪機(jī)輸出的有效功率越大，其原因在于工作背壓降低，噴嘴出口工質(zhì)實(shí)際速度增加，進(jìn)而引起渦輪機(jī)有效功率增加。

3 結(jié)論

本文在建立水下渦輪發(fā)動(dòng)機(jī)變工況熱力特性計(jì)算模型的基礎(chǔ)上，對(duì)某特種蒸汽渦輪發(fā)動(dòng)機(jī)變壓力比以及噴嘴入口工質(zhì)溫度變化時(shí)的熱力過(guò)程開(kāi)展仿真研究，得到如下結(jié)論:

1)文中建立的水下渦輪發(fā)動(dòng)機(jī)變工況熱力特性計(jì)算模型能夠較好反映該型動(dòng)力裝置實(shí)際工作過(guò)程中的能量轉(zhuǎn)化規(guī)律，可作為渦輪發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)態(tài)特性研究的基礎(chǔ)模型。

2)與噴嘴入口溫度相比，渦輪機(jī)內(nèi)效率對(duì)其壓力比的變化更為敏感。

3)對(duì)于研究機(jī)型，變壓力比下噴嘴速度因數(shù)決定了渦輪機(jī)內(nèi)效率及其輪周效率的變化規(guī)律，噴嘴出口工質(zhì)實(shí)際速度決定了渦輪機(jī)有效功率及其輪周功的變化規(guī)律。

References)

［1］ 趙堅(jiān)，于明. 航空發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪盤(pán)振動(dòng)模態(tài)與聲模態(tài)分析研究［J］.兵工學(xué)報(bào)，2010，31(1):179 -183.ZHAO Jian，YU Ming. Vibrational and acoustic modal analyses of gas turbine disk in aeroengine［J］. Acta Armamentarii，2010，31(1):179 -183. (in Chinese)

［2］ 李磊，敖良波，李元生，等.船用高壓比大流量增壓器渦輪多學(xué)科設(shè)計(jì)優(yōu)化［J］.兵工學(xué)報(bào)，2010，31(5):574 -579.LI Lei，AO Liang-bo，LI Yuan-sheng，et al. Multidisciplinary design optimization for marine supercharger turbo［J］. Acta Armamentarii，2010，31(5):574 -579. (in Chinese)

［3］ Osborne G F. The spearfish propulsion system［J］. GEC Review，1998，13(3):150 -162.

［4］ Rodriguez J M.A nonlinear model of a turbine blade by asymptotic analysis［J］. International Journal of Applied Mathematics and Compurter Science，2002，12(1):101 -113.

［5］ 聶衛(wèi)東，趙寬明，孫開(kāi)鋒，等.魚(yú)雷渦輪機(jī)數(shù)字仿真［J］.魚(yú)雷技術(shù)，2007，15(4):14 -17.NIE Wei-dong，ZHAO Kuan-ming，SUN Kai-feng，et al. Digital simulation of torpedo turbine［J］. Torpedo Technology，2007，15(4):14 -17. (in Chinese)

［6］ 羅凱，黨建軍，王育才.渦輪發(fā)動(dòng)機(jī)噴管出口速度的估計(jì)方法［J］.魚(yú)雷技術(shù)，2009，17(1):44 -47.LUO Kai，DANG Jian-jun，WANG Yu-cai. Estimation method of nozzle exit speed for torpedo turbine engine［J］. Torpedo Technology，2009，17(1):44 -47. (in Chinese)

［7］ 練永慶，田兵，王樹(shù)宗，等.空氣渦輪泵發(fā)射系統(tǒng)發(fā)射過(guò)程仿真分析［J］.兵工學(xué)報(bào)，2011，32(2):155 -162.LIAN Yong-qing，TIAN Bing，WANG Shu-zong，et al. Simulation and analysis of the launching process of air-turbine pump launch system［J］. Acta Armamentarii，2011，32(2):155 -162. (in Chinese)

［8］ 練永慶，徐勤超，王樹(shù)宗. 空氣渦輪機(jī)帶負(fù)載啟動(dòng)過(guò)程仿真［J］.機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2011，47(8):191 -198.LIAN Yong-qing，XU Qin-chao，WANG Shu-zong. Simulation of startup process of air turbine with load［J］. Chinese Journal of Mechanical Engineering，2011，47(8):191 -198. (in Chinese)

［9］ 陳剛，伊進(jìn)寶，師海潮.基于ANSYS CFX 的魚(yú)雷渦輪機(jī)通流流場(chǎng)及性能計(jì)算方法［J］.魚(yú)雷技術(shù)，2012，20(4):285 -294.CHEN Gang，YI Jin-bao，SHI Hai-chao. Numerical simulation of torpedo turbine flow passage field and performance using ANSYS CFX［J］. Torpedo Technology，2012，20(4):285 -294. (in Chinese)

［10］ Zhang F F，Zhang Z S，Zhu Rui. Optimization design study on a new type underwater turbine engine［J］.Advanced Materials Research，2014，850/851:292 -295.

［11］ 王保國(guó)，劉淑艷.氣體動(dòng)力學(xué)［M］. 北京:北京理工大學(xué)出版社，2005.WANG Bao-guo，LIU Shu-yan. Gas dynamics［M］. Beijing:Beijing Institute of Technology Press，2005. (in chinese)

［12］ Grkovic V R，Zivkovic D S，Gutesa M M.A new approach in combined heat and power stream turbine thermodynamic cycles computations［J］.Thermal Science，2012，16(2):399 -407.

［13］ 韓勇軍，楊赪石，彭博.渦輪機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)變工況過(guò)程內(nèi)效率建模與仿真［J］.魚(yú)雷技術(shù)，2009，17(5):58 -62.HAN Yong-jun，YANG Cheng-shi，PENG Bo. Modeling and simulation of inner efficiency in non-design condition for torpedo turbine［J］. Torpedo Technology，2009，17(5):58 -62. (in Chinese)

［14］ 錢(qián)志博，曹偉.水下航行器燃?xì)鉁u輪動(dòng)力系統(tǒng)的多目標(biāo)函數(shù)優(yōu)化［J］.機(jī)械科學(xué)與技術(shù)，2006，25(1):91 -94.QIAN Zhi-bo，CAO Wei. Multiple optimization design for an underwater vehicle’s gas turbine propulsion system［J］. Mechanical Science and Technology，2006，25(1):91 -94. (in Chinese)

［15］ 趙寅生.魚(yú)雷渦輪機(jī)原理［M］. 西安:西北工業(yè)大學(xué)出版社，1995.ZHAO Yin-sheng. Torpedo turbine principle［M］. Xi’an:Northwestern Polytechnical University Press，1995. (in Chinese)