水沖壓發動機增壓進水系統構型及性能研究

楊昊, 羅凱, 黃闖, 劉釗, 賀旭, 王謙

(西北工業大學 航海學院, 陜西 西安 710072)

金屬燃料水沖壓發動機是一種依靠鋁、鎂等活潑金屬與水反應作為燃料的噴氣式動力推進裝置, 具有能量密度高、結構簡單等特點, 是超空泡魚雷最理想的推進器,與超空泡減阻技術一起成為研制水下高速航行器的重要技術支撐[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,導致水沖壓發動機不能工作。這一缺點制約了水沖壓發動機的工程應用,使其工作性能受限。為了充分發揮水沖壓發動機的優勢,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動機增壓進水系統解決此問題。

增壓系統的核心是動力裝置和增壓裝置,前者將熱能轉化成機械能,后者消耗機械能提升水的靜壓力。如航天領域的渦輪泵,可為增壓系統構型提供參考,但通常其體積較大,增壓泵比轉速較低,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,并改變相關的結構幾何參數估計微型渦輪的氣動損失,為微型渦輪的設計及改進提供了參考;Kiely等[4]設計了輪盤直徑約25 mm,輸出功率2 kW,內效率63%的純沖動式微型渦輪機,燃氣的質量流量僅為2.34 g/s,遠小于超空泡所需通氣量;白小榜等[5]在對6個混流泵優秀水力模型統計分析基礎上,對葉輪主要幾何參數計算公式中的速度系數進行了擬合,給出了混流泵的水力參數計算方法;Kuang等[6]發現離心泵葉輪的流動特性受輪轂傾角的影響較大;Gao等[7]發現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。從公開發表的文獻來看,關于增壓進水系統的研究較少,其核心技術是微型渦輪機、微型增壓泵的設計,關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,關于狹小空間內二者匹配技術的文獻更為鮮見。因此,為了解決水沖壓發動機的低速啟動問題,本文提出水沖壓發動機增壓進水系統構型、微型渦輪機和微型增壓泵設計方法,對渦輪機和增壓泵分別建立數值計算模型,完成了二者的匹配設計,通過仿真計算獲得了增壓系統的工作特性,驗證了所提系統構型及設計方法的可行性。

1 增壓系統構型研究

當前,水沖壓發動機主要應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,水流可自發沖入燃燒室。水沖壓發動機啟動的先決條件是有連續不斷的水進入燃燒室,一般情況下,水沖壓發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將外界海水持續不斷地壓入燃燒室。為了解決水沖壓發動機的啟動問題,一般采用水沖壓發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生推力,使得航行器提速,直至達到水沖壓發動機的啟動條件。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,并且固體火箭發動機的能量密度不及水沖壓發動機的25%[9],在設計發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。水沖壓發動機的構型方案如圖1所示。

圖1 當前水沖壓發動機構型方案

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動機的工作壓力,使得解決水沖壓發動機的低速啟動問題成為可能。水沖壓發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,節省的空間可用于存儲能量密度更大的金屬燃料,進而實現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,水沖壓發動機應用范圍可拓展至航速為40～75 m/s的高速水下航行器,可為發展多元化水中兵器提供支撐。

圖2 水沖壓發動機增壓進水方案

水沖壓發動機低速啟動困難、綜合能量密度不高,致使超空泡航行器的優勢不能充分發揮,通過使用增壓系統將使解決這些問題成為可能。增壓系統安裝在超空泡航行器錐段,由燃氣發生器驅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,提前啟動水沖壓發動機,水沖壓發動機增壓系統模型見圖3。由于超空泡航行器的特殊性,在系統構型時要充分考慮。首先,超空泡航行器空間局促,增壓系統必須足夠小。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,但為了節省空間、降低系統復雜度,增壓系統采用不加減速器的方式進行聯接。

圖3 增壓系統示意圖

增壓系統的核心部件是渦輪機和增壓泵,根據水下航行器特點選用適當的部件對保證系統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],適合作為水沖壓發動機增壓進水系統的動力裝置。對于增壓裝置的選取,需要依據實際工作指標而定。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,需增加轉速以減小泵尺寸,根據當前的工程技術水平,渦輪機和水泵的轉速可達到105r/min[12],本文以轉速105r/min的工況為例開展研究。水沖壓發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。由各項指標計算發現比轉速較高,而混流泵是一種高比轉速泵,廣泛應用于渦輪泵[2],其結構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動機增壓系統的增壓裝置。

2 微型渦輪機設計方法及數值驗證

2.1 微型渦輪機設計方法

沖動式部分進氣渦輪機由斜噴管和動葉珊組成,高溫、高壓工質通過拉法爾噴管將內能轉換成動能,再以一定角度吹向動葉柵,將工質動能轉換成葉柵高速旋轉的機械能[11]。沖動式渦輪機結構如圖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計參數:額定功率Pt、燃燒室溫度Tc、燃燒室壓力pc、環境背壓pe、渦輪轉速n、渦輪中徑D、定熵指數k、定壓比熱容Cp、氣體常數R、噴管個數Z。本文按照以下3個步驟對沖動式渦輪機進行參數化設計。

1) 噴管參數設計

采用蘇聯維氏公式對收縮段進行設計,喉部采用圓角進行過渡,擴張段為圓錐形[11]。將燃氣在渦輪機內的熱力學過程視作一個等熵膨脹過程,則工質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。

假設渦輪機的效率為ηt,取定噴管流量損失系數φm,求出工質的質量流量為

(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,出口速度cf為

(6)

式中,Δhpg為在噴管內的焓降,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) 葉柵參數設計

在已知渦輪中徑及轉速的情況下,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

根據經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計經驗參數[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。

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

表1 渦輪機設計指標

工質氣體常數為404 kJ/(kg·K),定熵指數為1.29,取速度系數0.93,流量系數0.98,按照設計指標求解渦輪機結構參數,發現最大偏差不超過5%,結果見表2。

表2 渦輪結構參數對比

2.2 數值方法驗證

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

連續方程

(20)

動量方程

(21)

能量方程

(22)

設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置interface。采用MRF模型,將葉柵流域旋轉速度設置為435 000 r/min。

在網格劃分方面,利用ICEM-CFD軟件劃分結構化網格。為了使后端空腔流域不影響葉柵流動狀態,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。最終的整體網格劃分如圖5所示。

圖5 部分進氣渦輪機流域網格劃分圖

為方便與文獻[4]進行比對,給出內效率ηt計算公式

(23)

式中:T為轉矩渦輪機的輸出力矩;ω為渦輪轉動的角速度。

考慮到文獻[4]中并無葉頂間隙的數據,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效率有較大影響,其中葉頂間隙為0.05 mm時的仿真結果與實驗幾乎一致。

表3 2 kW渦輪機仿真結果對比

2.3 設計結果的數值驗證

采用2.1節提出的設計方法,針對增壓進水系統的渦輪機進行參數設計,并采用2.2節建立的數值方法,對設計結果開展仿真計算。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,假設泵設計點效率ηp為70%,可根據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°,最終渦輪機設計結果見表4。

表4 渦輪設計參數

采用網格節點數為268萬的計算域劃分結果,在設計工況參數條件下開展仿真計算,獲得計算結果見表5,仿真計算所得渦輪機功率與設計值的相對偏差為3.7%。

表5 渦輪機仿真結果

3 增壓泵的設計方法及數值驗證

3.1 增壓泵設計方法

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

已知額定工況下增壓泵的設計參數:流量Q、揚程H、轉速n。葉輪的主要設計參數包括進口直徑Dj、出口直徑D2、出口寬度b2等,按以下三部分內容完成葉輪參數求解。

1) 葉輪進口直徑參數計算

葉輪進口直徑Dj與葉輪進口速度有關,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采用速度系數法確定[5]

(24)

式中,KV0為葉輪進口速度系數,用(25)式計算

(25)

式中,ns為比轉速,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,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致揚程曲線出現駝峰。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,一般取0.9～0.95,葉輪出口軸面速度為

(33)

使用上述設計方法完成葉輪設計,初步設計結果見表6。

表6 葉輪初步設計主要參數

3.2 增壓泵的數值建模及驗證

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],流動工質為液態水,壁面邊界設為無滑移絕熱邊界條件。設置對流項的求解格式為高階求解格式,湍流數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。流域包括旋轉部分和靜止部分,在葉輪和壓水室交界面處設置interface,采用MRF模型,以旋轉的葉輪作為參考系處理增壓泵流場,采用穩態方法計算非穩態問題[16]。

在網格劃分方面,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構。葉輪進口到出口的網格分布規則,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模型及網格劃分結果如圖6所示。

圖6 3D模型及網格劃分

初步設計仿真結果如表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%,出現偏差的原因是常規設計理論不適用于微型泵設計[15]。

表7 初步設計仿真結果

增壓泵力矩與渦輪機力矩不匹配會導致轉速發生變化,從而使整個增壓系統偏離設計點,效率下降。為使流量達到設計要求,并使增壓泵力矩與渦輪機力矩匹配,需要依據理論結合數值計算對增壓泵主要參數進行迭代修正。考慮到葉輪流道中軸向漩渦的作用,在做出一些合理假設后,嚴敬證明[17]

(34)

式中:ω是葉輪旋轉角速度;β2是葉輪出口安放角。根據公式(34),流量與葉輪出口直徑正相關,在改變出口直徑的同時,應相應改變進口直徑,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。在不改變其他參數的情況下,通過反復迭代,發現將Dj增加到23.7 mm,將D2增加到23.5 mm,修改后的仿真結果與目標值相對偏差不超過3.2%,結果見表8。

表8 修改后仿真結果

4 增壓系統工作特性分析

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重要的影響。由圖7可知,燃氣工質在噴管內持續膨脹,內能轉換成動能導致馬赫數逐漸增大。微型噴管比常規噴管在工質流動時黏性損失更大[3],導致噴管內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,導致A,B點處的馬赫數變小。此外,由(6)式可以計算出噴管出口馬赫數為3.06,而數值計算結果馬赫數約為3.1,說明數值計算結果可靠,噴管設計合理。

圖7 斜噴管馬赫數分布

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,在最左側流道內氣流馬赫數增加至3.4左右。此后高速工質作用在葉柵壓力面上,將動能轉換成葉柵旋轉的機械能,馬赫數急劇下降產生激波,使吸力面邊界層厚度增加,并逐漸延伸,直到葉柵中部發生脫離。在葉柵出口處馬赫數降低到0.9,進出口處馬赫數比值約為0.26,即最左側葉柵能將工質70%左右的動能轉換成葉珊旋轉的機械能,葉柵做功能力強。而且渦輪機效率達到57.8%,仿真功率與設計功率偏差為3.7%,渦輪機滿足設計要求。

圖8 動葉柵半葉高處馬赫數分布

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,導致靜壓值有層次地逐漸增加。其中,在流道內壓力梯度明顯,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,壓力呈現明顯的非軸對稱性特點。在壓水室內,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,增壓泵并未出現空化現象。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,沒有出現漩渦及二次回流。而且蝸殼中低速流體占主導,說明增壓泵能有效將流體動能轉換成壓力能。

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]。并且在設計工況下數值計算結果和目標值最大偏差不超過3.2%,表明數值模擬能準確預測增壓泵性能。通過對增壓泵不同工況下的性能預測分析可以看出:在發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,沒有出現一般水泵在小流量時容易失穩的現象,能將進水壓力增加至少3.1 MPa,使水持續不斷地涌入燃燒室。在發動機巡航階段即設計流量工況下,增壓泵能以74.5%的效率將進水壓力增加2.0 MPa,為發動機巡航狀態時提供足夠的推力,使水沖壓發動機的啟動速度降低至63 m/s。并且各個狀態下增壓泵都能維持高效運轉。因此,該增壓泵在增壓能力和效率上能夠保證水沖壓發動機的平穩運行。

圖11 增壓泵性能曲線

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

5 結 論

為了解決水沖壓發動機的低速啟動問題,本文提出了增壓進水系統構型方案和設計方法,建立了增壓進水系統流場仿真模型,通過仿真計算驗證了設計方法,得到了增壓進水系統工作性能。主要結論有:

1) 提出了微型渦輪機+混流泵的增壓進水系統構型方案,利用超空泡航行器通氣系統中燃氣發生器生成的高溫燃氣驅動增壓進水系統,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計方法,建立了增壓進水系統仿真計算模型,增壓系統仿真結果與目標值偏差小于3.2%。

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