渦輪沖壓組合發(fā)動機供水泵設計與試驗

柏文峰，李 昆

(中國航發(fā)控制系統(tǒng)研究所，江蘇無錫214063)

1 引言

新世紀以來，空間低成本投送、對超遠程目標的快速打擊及全球范圍的高速運輸?shù)龋际沟脤h程和高超聲速的空天飛行器的需求日益增加。高超聲速空天飛行器的發(fā)展面臨一系列技術(shù)挑戰(zhàn)，其中動力是決定性因素之一。相比于其他動力，渦輪沖壓組合(TBCC)發(fā)動機更符合高超聲速空天飛行器對動力的需求[1]。世界各航空強國對此開展了大量研究，如美國的TBCC/RTA計劃[2-3]、德國的Sanger計劃[4]、日本的HYPR計劃[5]等。但從目前發(fā)展情況看，TBCC發(fā)動機無論是采用串聯(lián)還是并聯(lián)形式，均存在高速渦輪發(fā)動機、寬馬赫數(shù)工作范圍沖壓發(fā)動機以及綜合熱防護與熱管理等技術(shù)難題。考慮到現(xiàn)有技術(shù)基礎(chǔ)，采用射流預冷系統(tǒng)基于渦輪風扇發(fā)動機開展空天動力研究，對原渦輪發(fā)動機繼承性強，改動量小，尤其適于發(fā)掘現(xiàn)有型號的潛力，滿足國內(nèi)空天飛行器對動力的迫切需要[6]。

作為TBCC發(fā)動機重要系統(tǒng)之一的射流預冷系統(tǒng)，其高壓力、大流量離心式供水泵的設計是關(guān)鍵。供水泵的主要功能是在射流預冷系統(tǒng)工作時，通過渦輪發(fā)動機所提供的燃油控制打開進口活門，提供一定流量與壓力的水；射流預冷系統(tǒng)不工作時，進口活門關(guān)閉，另提供自循環(huán)冷卻的水。由于離心泵具有尺寸小、抗氣蝕以及污染能力強等優(yōu)點[7]，被廣泛用于航空以及民用液壓產(chǎn)品中。在航空發(fā)動機燃油系統(tǒng)中，離心泵常作為增壓泵使用，但增壓值一般不超過1.0 MPa。因此，現(xiàn)有的航空產(chǎn)品無法滿足大流量、高壓力供水泵需求，而這類離心泵設計方法目前國內(nèi)鮮有研究。同時，依據(jù)傳統(tǒng)離心泵設計方法，需經(jīng)歷理論計算[8-9]、模型、樣件、試驗、修模再到樣件的循環(huán)設計過程，迭代周期長，成本較高。隨著現(xiàn)代設計手段的提高，特別是CFD技術(shù)[10-11]的成熟，根據(jù)CFD流場仿真結(jié)果修正模型，再進行試驗，可大大縮短設計迭代的時間。本文以傳統(tǒng)的理論計算為基礎(chǔ)，借助CFD仿真手段設計了供水泵，其結(jié)構(gòu)為非接觸離心式供水泵，可以在任意流量下工作，且沒有回水循環(huán)，可控制介質(zhì)溫度升高過快。供水泵的試驗結(jié)果與仿真結(jié)果對比證明，設計的供水泵滿足設計要求，為渦輪沖壓組合發(fā)動機的研制打下了基礎(chǔ)。

2 供水泵關(guān)鍵參數(shù)設計

一般而言，射流預冷系統(tǒng)工作時，供水泵流量達18 000 L/h，出口壓力達5 MPa以上；而不工作時，流量又接近0。長時間旋轉(zhuǎn)但不供水的工況，會產(chǎn)生大量功耗損失導致溫度升高。因此，需設計一組引射器，從葉輪背部引水經(jīng)引射器回水箱進行冷卻；同時在蝸殼表面設計一圈冷卻流道，達到充分散熱的效果。此外，供水泵工作涉及到水、控制用燃油等介質(zhì)，為滿足耐腐蝕要求，供水泵蝸殼選用鋁鎂合金，表面硬質(zhì)陽極化處理，葉輪和擴散管采用鈦合金材料；為滿足介質(zhì)間的動密封要求，選擇格蘭圈與石墨環(huán)機械密封形式。

2.1 設計性能要求

供水泵的主要性能指標：泵進口壓力0.4～0.5 MPa；泵輸出流量為18 000 L/h時出口壓力不小于5.4 MPa，泵輸出流量為0時出口壓力不大于6.0 MPa；泵的最高轉(zhuǎn)速為22 000 r/min，最大傳動功率不大于80 kW，工作環(huán)境最高溫度為165℃。

2.2 性能參數(shù)設計

(1)設計點

供水泵的設計點為：進出口壓差Δp=5 MPa，輸出流量Q=18 000 L/h，額定轉(zhuǎn)速n=22 000 r/min。

(2)揚程

式中：ρ為水的密度，g為重力加速度。

(3)比轉(zhuǎn)速

根據(jù)離心泵比轉(zhuǎn)速，可估算泵的總效率η=0.57。

(4)輸入扭矩

2.3 葉輪設計

(1)輪轂半徑

式中：[τ]為許用剪切應力。考慮安全余量，取D=33 mm。

(2)進口直徑

式中：D0為進口當量直徑，按照進口流速推薦值取44 mm。

(3)出口直徑

離心泵出口圓周速度[8]：

式中：vm2為出口軸面速度；β2為葉片出口角度，取14°；H∞表示無限葉片數(shù)的揚程。

離心泵出口直徑：

(4)葉輪寬度

式中：kb為葉輪出口寬度系數(shù)。

(5)葉片數(shù)

式中：β1為葉片進口角度，取21°。

2.4 蝸殼設計

(1)基圓直徑

式中：kD3為基圓直徑系數(shù)，取1.09。

(2)進口寬度

式中：a為葉輪蓋板厚度；c為常數(shù)，一般為0.002～0.008 m，取0.004 m。(3)斷面面積

式中：v3表示蝸殼中液流速度。

2.5 擴散管設計

擴散管的作用是以最小的損失將葉輪出口的一部分動能變成壓力能，使流入壓出管路的水流速滿足要求。為此，擴散管的擴散角不能過大，否則水力損失會增加。擴散角一般為8°～12°，取10°。

3 建模與仿真

3.1 模型處理

使用UG軟件繪制供水泵過流部件結(jié)構(gòu)三維模型(圖1)，并抽取充滿水介質(zhì)的內(nèi)部流道三維模型(圖 2)。

3.2 網(wǎng)格劃分及邊界條件

使用流場仿真軟件PumpLinx將供水泵模型切分成不同功能塊，通用功能塊可根據(jù)結(jié)構(gòu)相似自動優(yōu)化網(wǎng)格。供水泵屬于離心式葉片泵，主要包括進口區(qū)、出口區(qū)和增壓區(qū)三個功能塊。不同功能塊之間重疊的部分建立交互面，交互面上的流體特性相同。利用PumpLinx對供水泵的三個功能區(qū)分別進行網(wǎng)格劃分，如圖3所示。網(wǎng)格大部分為六面體網(wǎng)格，增壓區(qū)網(wǎng)格密度約為進出口區(qū)的2倍。

對于離心式泵，邊界條件一般設置進口壓力和出口流量，仿真得到出口壓力。此處進口壓力設置為 0.4 MPa，出口流量分別為 1 000、3 000、6 000、16 000、18 000 L/h。

3.3 收斂性準則

采用PumpLinx進行流場仿真。其中，穩(wěn)態(tài)仿真用來判斷供水泵仿真的收斂性及其流量壓力特性，瞬態(tài)仿真得到供水泵流場隨時間變化的過程。對于瞬態(tài)仿真，每個仿真步均應達到收斂標準。用穩(wěn)態(tài)仿真結(jié)果作為初始條件，可大大提高瞬態(tài)仿真的收斂性。PumpLinx使用相對殘差作為收斂標準，對于供水泵相對殘差值一般設置為0.1。

3.4 仿真結(jié)果

通過仿真得到供水泵設計點的壓力分布，見圖4。可看出，介質(zhì)經(jīng)過葉輪作用壓力能增大，在出口擴散管端進一步將速度能轉(zhuǎn)化為壓力能，從而使供水泵出口壓力持續(xù)增高。

圖5為PumpLinx仿真單時間步殘差曲線。仿真誤差隨著迭代步數(shù)的增加而逐步降低，經(jīng)過8步仿真迭代計算，各性能參數(shù)仿真的相對誤差均達到0.1以下，仿真過程收斂性較好。

仿真得到供水泵出口壓力隨時間的變化曲線，見圖6。可見，供水泵初始轉(zhuǎn)動時出口壓力波動較大，之后逐漸趨于穩(wěn)定。壓力脈動頻率約為1 800 Hz，與根據(jù)供水泵轉(zhuǎn)速及葉輪葉片數(shù)計算的理論脈動頻率1 833 Hz基本一致。供水泵額定轉(zhuǎn)速時，仿真得到各流量點的出口壓力值，結(jié)果見表1。

表1 壓力-流量特性仿真結(jié)果Table 1 Simulation results of pressure and flow characteristic

4 試驗驗證

圖7示出了供水泵性能試驗原理圖。水箱里的水經(jīng)過低壓泵增壓進入供水泵進口，然后從出口引出，經(jīng)過壓力調(diào)節(jié)閥回到水箱中。在供水泵進、出口處分別設置壓力計1與壓力計2實時測量進口和出口壓力，在出口處設置流量計1實時測量出口流量。滑油箱中的滑油經(jīng)過滑油泵進入供水泵傳動系統(tǒng)以潤滑和冷卻軸承。

通過試驗器調(diào)節(jié)低壓泵轉(zhuǎn)速，給定供水泵進口壓力為0.4 MPa。測試了額定轉(zhuǎn)速下不同流量對應的供水泵出口壓力。表2為壓力-流量特性試驗結(jié)果。

表2 壓力-流量特性試驗結(jié)果Table 2 Test results of pressure and flow characteristic

圖8給出了額定轉(zhuǎn)速時流量分別為1 000、31 000、61 000、161 000、181 000 L/h下的進出口壓差值對比。由圖可知，5個流量點下仿真得到的進出口壓差平均值為5.02 MPa，試驗得到的進出口壓差平均值為5.15 MPa，二者誤差較小，為2.6%，可見仿真可信性較高。

對于離心泵，其揚程與流量的理論關(guān)系為：

供水泵額定轉(zhuǎn)速下，根據(jù)下式，流量18 000 L/h與流量0對應的揚程差為92 m。

根據(jù)揚程計算對應的壓差值為0.92 MPa。考慮到非設計點下供水泵水力損失較大，小流量情況下出口壓力相比理論值小得多，因此兩流量點之間的實際壓差相比理論計算值更小——試驗得到供水泵在工作流量范圍內(nèi)進出口壓差僅為0.10 MPa。

5 結(jié)論

通過理論計算、建模仿真和試驗驗證表明，所設計的供水泵在泵輸出流量為18 000 L/h時出口壓力不小于5.4 MPa，達到了TBCC發(fā)動機對供水泵的設計要求，實現(xiàn)了預期目標。仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)誤差僅2.6%，具有較高的置信度。此外，對于離心式泵類產(chǎn)品常見的氣蝕等流場現(xiàn)象，隨著CFD技術(shù)的發(fā)展，后期可以利用流場仿真等方法做進一步研究。

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