開式循環液氧煤油發動機推力調節特性分析

王 通,劉 上,姜 壘,韓紅偉

(西安航天動力研究所 液體火箭發動機技術重點實驗室,陜西 西安 710100)

0 引言

隨著航天事業和航天技術的進步,我國運載火箭發射密度不斷提高,現役常規推進劑運載火箭在我國衛星發射領域承擔著繁重的發射任務,但常規推進劑有毒,推進劑價格高,并面臨著更新換代的緊迫局面[1-2]。液氧煤油作為一種無毒推進劑組合,具有成本低、使用維護方便等優點,已經成為新一代運載火箭推進劑的主流[3-4]。美國SpaceX公司研制的“獵鷹重型”運載火箭使用了Merlin系列開式循環液氧煤油發動機為動力,以其低成本、推重比高、可靠性高在國際商業航天發射領域占據一席之地。韓國KSLV-2火箭所使用的75 t開式液氧煤油發動機也已經研制成功。

運載火箭對發動機推力調節技術有廣泛的應用需求,在啟動段故障診斷、飛行段和關機段降低載荷、調節飛行參數及子級回收精確控制方面發揮重要作用。為了滿足運載火箭不同飛行任務的要求,提高發動機對各種不同飛行任務的適應性,發動機需實現大范圍的推力調節[5]。美國SpaceX公司的Merlin-1D發動機充分利用針栓式噴注器的優勢,具備70%～100%的推力調節能力,升級之后的Merlin-1D+真空版低工況推力調節范圍拓展至55%額定推力[6]。我國開式循環液氧煤油發動機應用于運載火箭二級,由于二級關機時的過載限制,需要發動機在二次工作段或工作末段降低推力至55%工況[7-9]。

本文以開式循環液氧煤油發動機為研究對象,提出了一種新的大范圍推力調節方案,滿足發動機推力調節至55%工況的要求。通過建立發動機典型組件的靜態數學模型,并重點建立了冷卻套傳熱模型,仿真計算得到了開式循環液氧煤油發動機大范圍推力調節特性,對比分析了不同推力調節方案的優劣,其結論對開式循環液氧煤油發動機的設計和后續的應用提供了參考。

1 發動機系統簡介

本文的研究對象為開式循環液氧煤油發動機,發動機系統簡圖如圖1所示,包括推力室、燃氣發生器、氧化劑泵、燃料泵、渦輪、氧副路雙工位閥、燃料副路調節器、燃料副閥、氧主閥、燃料主閥和管路等。

圖1 開式循環液氧煤油發動機系統圖Fig.1 Open-cycle LOX/kerosene engine system diagram

發動機工作時,液氧和煤油分別從氧化劑和燃料入口進入發動機內腔,分別經氧化劑泵和燃料泵加壓后,經過氧主管路和燃料主管路后進入推力室,液氧和煤油在推力室內部進行燃燒,產生發動機的推力[10]。在泵后的液氧和煤油主管路上各有一副路,部分液氧和煤油進入燃氣發生器燃燒,產生的富燃燃氣為渦輪提供驅動工質,渦輪廢氣通入噴管擴張段繼續膨脹。渦輪與氧化劑泵和燃料泵同軸,渦輪為氧化劑泵和燃料泵提供驅動功率[11]。

2 發動機系統組件數學模型

發動機系統組件分為管路、渦輪泵、熱力組件、控制調節組合件等。借助模塊化的思維,建立發動機各個組件的數學模型,再通過壓力、流量等將各個組件連接起來形成整個發動機系統。

2.1 典型組件靜態特性模型

對于發動機典型組件的靜態特性模型,前人已經做了大量的研究,完善建立了數學模型并進行了試驗驗證。參考文獻[12—17],開式循環液氧煤油發動機主要組件非線性數學模型如下。

液路壓降方程為

(1)

氣路壓降方程為

(2)

泵特性方程為

(3)

(4)

渦輪特性方程為

Pt=ηtqmLad

(5)

推力室特性方程為

Fsv=qmIsv

(6)

rc=qmo/qmf

(7)

(8)

式中:qm為流經各組件的質量流量;qmo為氧化劑質量流量;qmf為燃料質量流量;ξ為流阻系數;ρ為密度;R為氣體常數;T為氣體溫度;a、b、c為揚程特性參數;A、B、C為功率特性參數;n為泵轉速;ηt為渦輪效率;Lab為渦輪燃氣絕熱功;Isv為比沖;pc為燃燒室室壓;At為推力室喉部面積;c*為燃燒室特征速度。

2.2 冷卻套傳熱模型

由于推力工況大范圍變化過程中燃料流量變化大,冷卻套的壁面溫度將成為限制條件。需考慮推進劑流經冷卻套溫升對整個發動機性能參數的影響。本文建立了冷卻套傳熱模型并嵌入發動機系統進行迭代計算,以計算推力調節過程中不同工況下推力室的液壁溫和氣壁溫,從而使發動機系統模型在大范圍工況變化中的仿真計算更加準確。

由于推力室冷卻套是從噴管擴張段延伸至推力室頭部,長度較長且傳熱環境變化大,所以在進行冷卻套傳熱計算時將整個冷卻套分為若干段,對每一段再生冷卻推進劑的溫升進行傳熱計算,迭加后即可得到再生冷卻推進劑的溫升。對每一分段的計算主要考慮推力室的再生冷卻和氣膜冷卻,換熱過程包括推力室內高溫燃氣向推力室氣壁面的對流換熱和輻射換熱、推力室氣壁面向推力室液壁面的熱傳導和推力室液壁面向推進劑的對流換熱。傳熱過程如圖2所示。

圖2 冷卻套傳熱過程示意圖Fig.2 Schematic diagram of heat transfer process of cooling jacket

2.2.1 氣膜冷卻

由于推力室邊區的煤油液膜很快升溫進入超臨界狀態,按照氣膜假設進行氣壁側的建模。參考文獻[18],氣膜冷卻效率的計算方法為

(9)

式中:Cp為定壓比熱;u為流速;μ為動力黏度;qm為質量流量;d為燃燒室內徑;x為計算點距離氣膜起點的長度;下標g、gf分別表示燃氣參數、氣膜參數。

燃氣絕熱壁溫計算方式為

Taw=Tg-ηgf(Tg-Tgf,0)

(10)

式中:Tg為燃氣靜溫;Tgf,0為氣膜初始溫度,即煤油臨界溫度677.5 K。

2.2.2 燃氣側對流換熱

燃氣側對流換熱的熱流密度為

qg,i=hg,i(Taw,i-Twg,i)

(11)

式中:hg為燃氣側對流換熱系數;Taw、Twg為燃氣絕熱壁溫、推力室氣壁溫;下標i為每一分段的標號。

燃氣側的對流換熱系數采用Bartz方法進行計算,對流換熱系數為

(12)

在考慮推力室喉部曲率半徑的影響時,有

(13)

(14)

式中:Dt為喉部直徑;Pr為普朗特數,Pr=4kg/(9kg-5);Pc為推力室理論壓力;C*為推力室特征速度;Ai、At分別為計算截面面積、喉部截面面積;R為喉部曲率半徑;Tc為燃燒室理論溫度;k為燃氣比熱比;Ma為馬赫數。

2.2.3 燃氣側輻射換熱

燃氣側輻射換熱相比于對流換熱較小,一般根據表1插值近似求解。表中qfmax為最大輻射熱流密度,一般取推力室最大熱流密度(即喉部處的熱流密度)的10%。

表1 輻射熱流密度對應表

2.2.4 推力室壁面熱傳導

推力室壁面熱流密度為

(15)

式中:λw為推力室壁面熱導率,計算時取定性溫度為T=0.5(Twg,i+Twl,i);δw為推力室壁面厚度;Twl為推力室冷卻劑側壁溫。

2.2.5 冷卻劑側對流換熱

冷卻劑側的對流換熱的熱流密度為

ql,i=hl,i(Twl,i-Tl,i)

(16)

式中:hl為推力室冷卻劑側對流換熱系數;Tl為冷卻劑溫度。

冷卻劑側對流換熱系數計算方法為

(17)

式中:vl為冷卻劑流速,vl=Qm/(nbh),b、h為冷卻通道寬度、肋高;Qm為冷卻劑總流量;dl為冷卻通道當量直徑,dl=2bh/(b+h);n為冷卻通道數;λl為冷卻劑熱導率。

2.2.6 溫升計算

根據熱力學原理可得溫升的計算式為

(18)

式中:D為計算截面直徑;si-1為計算截面與前一截面之間的母線長度。

2.2.7 模型驗證

計算所得不同工況下的再生冷卻推進劑溫升與固定推力狀態的發動機試車實測值進行對比,結果如表2和表3所示。

表2 80%工況狀態

表3 90%工況狀態

從表2和表3可以看出,冷卻套傳熱模型的計算結果與試車實測值較為接近,在不同工況下都擁有較高的精度,可用于發動機不同工況的仿真計算。將冷卻套傳熱模型嵌入整個發動機系統中進行迭代計算,考慮了不同工況下燃料經冷卻套的溫度變化對推力室燃燒的影響,使發動機系統在大范圍變推力計算過程中的仿真結果更加準確。

3 仿真結果及分析

利用建立的系統靜態特性模型對固定推力狀態發動機性能參數進行仿真計算,將仿真計算的結果與固定推力發動機試車結果進行對比驗證,確定靜態特性模型的正確性,計算結果如圖3所示。

圖3 仿真計算與試車數據對比圖Fig.3 Simulation calculation and test data contrast diagram

由圖3可得,發動機靜態特性模型仿真計算結果與發動機試車結果誤差較小,其中計算誤差最大的為發動機混合比,誤差為-5%。因而,建立的發動機靜態特性模型可用于下一步的變推力仿真計算。

4 推力調節方案對比

對于固定推力狀態的發動機,通過在發生器燃料路和液氧路設置氣蝕管,以穩定流量,能夠實現發動機穩態特性的精確控制。為實現發動機的大范圍變推力,在固定推力發動機的基礎上,主要的調節措施有通過調節渦輪功率來控制泵的輸送能力和調節主路流阻來控制進入推力室的推進劑流量。本節利用建立的系統仿真模型對現有同類發動機的5種調節方案進行仿真對比分析[19-22]。

在推力調節仿真過程中,發動機的工作參數會發生較大變化,部分參數則會激烈變化。某些參數的激變在發動機實際工作過程中會造成發動機不穩定工作或者發動機性能過低,或者受限于現有條件技術不滿足組件的自身要求,因此需要在推力調節仿真過程中對發動機部分參數進行限制。

對于本文所研究的發動機,主要有以下幾個限制因素。

1)渦輪泵轉速。主渦輪泵轉速過高會引起轉子振動過大、軸承破壞等故障,因此,主渦輪泵轉速不能高于某一允許值。

2)噴注器壓降。噴嘴壓降過低影響推進劑噴霧質量,從而有可能導致燃燒效率過低或燃燒不穩定,因此必須限制噴嘴的最低壓降。取噴注器壓降不低于0.3 MPa。

3)發生器混合比。發生器內為富燃燃燒,為了保證推進劑在富燃環境下能夠穩定燃燒,取發生器混合比不低于0.25;為了避免產生過多積碳,并防止燃氣溫度過高燒蝕渦輪轉子,取發生器混合比不高于0.45。因此,發生器混合比的調節范圍取0.25～0.45。

4)比沖。發動機比沖過小會使火箭的運載能力下降,由于總體對二級發動機的性能要求較高,在推力調節的過程中,比沖不能下降較大。因此,要求低工況下發動機理論比沖不低于325 s。

5)推力室壁溫。采用耐溫1 400 K的不銹鋼材料作為內壁,推力室最高氣壁溫度不得超過1 400 K。煤油作冷卻劑時,液壁溫度不得超過700 K。否則,液壁面由于煤油裂解而出現固體碳沉積,積碳層為絕熱層,它阻礙熱量傳遞,從而促使氣壁溫度升高以致超過上限。

4.1 氧副路調節

氧副路調節方案采用在燃氣發生器氧路上設置調節器,通過改變調節器的流阻,控制流入燃氣發生器的氧化劑流量,改變燃氣發生器的混合比,從而控制燃氣溫度,影響渦輪功率,達到調節發動機推力的目的。通過所建立的靜態特性模型對該方案進行仿真計算得到氧副路調節器流阻對發動機主要性能參數的影響,仿真結果如圖4所示。

圖4 氧副路調節方案的推力調節特性Fig.4 Thrust adjustment characteristics of adjusting the oxidizer path scheme of the gas generator

分析圖4可知,隨著氧副路調節器流阻系數增大,進入發生器的氧流量降低,發生器混合比逐漸降低,燃氣溫度逐漸降低,渦輪功率降低,推力隨之降低。在推力下降到65%時,發生器混合比下降到0.25,不能保證推進劑在富燃環境下可以穩定燃燒。因而,發生器混合比限制了這種推力調節方案的調節范圍。

4.2 渦輪燃氣分流

渦輪燃氣分流方案采用在燃氣發生器后、渦輪入口之前設置燃氣旁通管路。在管路上安裝可調節開度的耐高溫燃氣調節閥,通過調節閥芯的開度調節燃氣的旁通量,將一部分未做功的燃氣排到渦輪出口管路中,調節進入渦輪做功燃氣流量,改變渦輪做功功率,達到調節推力的目的。通過所建立的靜態特性模型對該方案進行仿真計算得到渦輪燃氣分流流量對發動機主要性能參數的影響,仿真結果如圖5所示。

圖5 渦輪燃氣分流方案的推力調節特性Fig.5 Thrust adjustment characteristics of turbine gas diversion scheme

分析圖5可知,隨著渦輪燃氣分流百分比的增大,渦輪泵轉速減小,功率降低,進入推力室推進劑流量減小,發動機比沖減小,發動機推力減小。在推力調節過程中,發生器混合比變化量較小,工作穩定。在推力下降到64%時,發動機比沖降低到325 s。因而,發動機性能要求限制了這種推力調節方案的調節范圍。

4.3 主路雙路節流

主路雙路節流方案采用分別在發動機氧化劑主路和燃料主路供應管路設置節流裝置,在推力調節的過程中,逐漸增大節流裝置流阻,增大供應系統阻力,減小進入推力室和發生器的推進劑流量,從而達到調節發動機推力的目的。通過所建立的靜態特性模型對該方案進行仿真計算得到了主路節流時推力與發動機主要性能參數的對應關系,仿真結果如圖6所示。

圖6 主路雙路節流方案的推力調節特性Fig.6 Thrust adjustment characteristics of two-way throttle scheme in main circuit

分析圖6可知,增大主路節流裝置流阻,進入推力室和發生器的推進劑流量減少,渦輪泵轉速下降,推力室壓力下降,發動機推力減小。由于增大了供應系統的阻力,渦輪部分功率耗散在供應系統中,發動機比沖下降。在推力調節過程中,發生器混合比變化較小,工作穩定。在推力下降到58%時,發動機比沖下降到325 s。因而,發動機性能要求限制了這種推力調節方案的調節范圍。當推力下降到55%時,發動機比沖為324.36 s,可以作為備選方案考慮。

4.4 副路雙路調節

副路雙路調節器調節方案采用在燃氣發生器氧路和燃料路均設置調節器,通過調節進入燃氣發生器的流量控制燃氣發生器內的燃燒狀況,進一步影響渦輪功率,達到調節發動機推力的目的。通過所建立的靜態特性模型對該方案進行仿真計算得到了調節器變化時推力與發動機主要性能參數的對應關系,仿真結果如圖7所示。

圖7 副路雙路調節方案的推力調節特性Fig.7 Thrust adjustment characteristics of two-way adjustment scheme in bypass

由圖7分析可知,燃氣發生器氧路和燃料路調節器流阻增大時,燃氣發生器燃料噴注壓降下降,流入燃氣發生器內的推進劑流量下降,導致渦輪泵轉速下降,功率下降,進入推力室的推進劑流量減少,低工況下推力室燃燒效率下降,發動機比沖下降,但仍在合理范圍內,推力下降。在發動機推力下降到51%時,燃氣發生器燃料噴注壓降下降到0.3 MPa,噴嘴壓降過低可能影響推進劑噴霧質量,從而有可能導致燃燒效率過低或燃燒不穩定。

4.5 氧副路雙工位閥+燃料副路調節器

在現有固定推力發動機方案的基礎上,本文提出了一種新的大范圍推力調節方案,發生器燃料路設置調節器,發生器氧化劑路設置雙工位閥,分兩檔切換。在發動機的推力調節過程中,通過調節燃料副路調節器和氧副路雙工位閥控制進入燃氣發生器的推進劑流量和混合比,改變推進劑在燃氣發生器內燃氣的性能參數;高溫燃氣的性能參數變化進而影響渦輪泵的功率,渦輪泵功率變化使得進入推力室的推進劑壓力和流量發生變化;流入推力室的推進劑的流量和壓力變化使得發動機推力發生變化,以實現開式循環液氧煤油發動機推力的大范圍調節。

通過上述分析確定調節方式為:在額定工況下先增大燃料路的調節器流阻到75 MPa/(kg/s)2,此時發生器混合比升高至0.438,再切換氧副路的雙工位閥至小開度狀態,此時發生器混合比快速降低為0.253,再增大調節器流阻直至推力達到55%工況,發生器混合比恢復至0.37～0.40的設計范圍。通過發動機靜態特性模型的仿真計算,得到了調節器流阻變化對發動機主要性能參數的影響。仿真結果如圖8所示。

從圖8中可以看出,在推力調節過程中,燃料副路調節器流阻系數增大,進入燃氣發生器的燃料流量下降,發生器內混合比上升;由于混合比上升對發生器溫度的影響大于流量減少的影響,燃氣發生器溫度上升,所產生驅動渦輪的高溫燃氣溫度上升,渦輪泵轉速略有上升;轉速上升導致進入推力室的推進劑流量上升,推力室室壓上升,發動機推力上升,但由于進入冷卻套的燃料流量增大,液壁溫略有下降。在發生器混合比達到0.438時,調節氧副路雙工位副閥至最小開度,發生器混合比快速下降至0.253,發生器溫度、渦輪泵轉速、推力室室壓和發動機推力快速下降,推力室氣壁溫下降、液壁溫上升。燃料副路調節器流阻系數繼續增大,至發生器混合比恢復至0.37～0.40的設計范圍,推力達到55%工況。

圖8 氧副路雙工位閥+燃料副路調節器方案推力調節特性Fig.8 Thrust adjustment characteristics of the gas generator oxygen path setting double-position valve and the fuel path setting regulator scheme

在推力調節過程中,燃氣發生器中混合比變化較大,但仍處于正常工作的下限混合比0.25到產生積碳量較大的混合比0.45之間;發生器燃氣溫度先升高,仍在渦輪轉子可承受的溫度范圍之內,考慮到發生器溫度升高對渦輪和燃氣通道的影響,升高幅度不宜過大;渦輪泵轉速略微升高再下降,處于發動機正常工作的范圍內;推力室壁溫在材料所能承受的范圍之內,可以滿足推力室的冷卻性能要求;由于推力調節是通過調節燃氣發生器路燃料流量來實現的,推力調節對發動機混合比略有影響,但仍處于發動機正常工作的范圍內。

4.6 方案對比與分析

上述5種方案的優劣對比見表4,開式循環液氧煤油發動機在燃氣發生器氧化劑路設置調節器無法滿足既定推力調節范圍的要求;渦輪燃氣分流方案在低工況時,發動機比沖損失較大。主路節流方案、副路雙路調節方案和氧副路雙工位閥+燃料副路調節器方案可以在滿足發動機性能要求的基礎上實現發動機推力的大范圍調節,但主路調節方案和副路雙路調節皆需要設計低溫調節器,設計難度相對較高;氧副路雙工位閥+燃料副路調節器方案僅需要小流量的常溫調節器和低溫雙工位閥,調節元件設計難度低,工程易實現。

表4 調節方案比較

5 結論

通過對開式循環液氧煤油發動機推力調節方案進行靜態特性仿真計算和對比分析,可以得到以下結論。

1)冷卻套傳熱模型和系統靜態特性仿真模型計算結果與發動機試車數據吻合較好,表明文中所建立的數學模型可以真實地反映開式循環液氧煤油發動機的靜態特性。

2)主路節流方案、副路雙路調節方案和氧副路雙工位閥+燃料副路調節器方案均可以實現發動機推力的大范圍調節。

3)考慮實際應用中調節元件的設計難度和發動機應用需求,本文新提出的氧副路雙工位閥+燃料副路調節器方案,調節元件設計難度低、結構簡單,滿足火箭任務需求,有望在工程研制中得到快速應用。