CN115653784A - 水冲压发动机增压进水系统 - Google Patents

Abstract

本发明公开了部分进气的单级轴流冲动式涡轮机，包括航行器壳体，航行器壳体端部连接空化器，航行器壳体内固定连接增压泵，增压泵同轴连接涡轮机，涡轮机通过气体管道a连接气体发生器，气体发生器通过气体通道b连接至空化壳体靠近空化器的一端，增压泵输入端连接延伸至空化壳体外部的进水管道，增压泵输出端通过液体管道连接燃烧室，燃烧室内有与水反应生成燃气的金属药，燃烧室固定连接航行器壳体远离空化器的一端；提出了微型涡轮机+混流泵的增压进水系统构型方案，利用超空泡航行器通气系统中燃气发生器生成的高温燃气驱动增压进水系统，提升进水压力，使水能进入燃烧室并使发动机开始工作，解决水冲压发动机的低速无法启动的问题。

Description

水冲压发动机增压进水系统

技术领域

本发明属于金属燃料水冲压发动机技术领域，具体涉及水冲压发动机增压进水系统。

背景技术

金属燃料水冲压发动机是一种依靠铝、镁等活泼金属与水反应作为燃料的喷气式动力推进装置,具有能量密度高、结构简单等特点,是超空泡鱼雷最理想的推进器，与超空泡减阻技术一起成为研制水下高速航行器的重要技术支撑。然而，在速度较低时，外流场中的水因总压太低无法涌入燃烧室，导致水冲压发动机不能工作。这一缺点制约了水冲压发动机的工程应用，使其工作性能受限。为了充分发挥水冲压发动机的优势，迫切需要解决其在低速工况的启动问题。

当前，水冲压发动机主要应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达100m/s，来流总压达5MPa，水流可自发冲入燃烧室。水冲压发动机启动的先决条件是有连续不断的水进入燃烧室，一般情况下，水冲压发动机的燃烧室压力约为2.5MPa，考虑到进口的压力损失，航速达到90m/s左右时驻点压力才能够将外界海水持续不断的压入燃烧室。为了解决水冲压发动机的启动问题，一般采用水冲压发动机与固体火箭组合的推进方式。首先通过燃烧固体药柱产生推力，使得航行器提速，直至达到水冲压发动机的启动条件。在加速段，超空泡尚未形成，航行器的阻力系数非常大，所需的推力更是远大于受到的阻力，该阶段需要消耗大量的能源，并且固体火箭发动机的能量密度不及水冲压发动机的25％，在设计发动机时不得不留出大量空间存储固体药柱。因此，在有限的空间内只能减小金属燃料的携带量，这一点限制了航程的提升。水冲压发动机的构型方案如图1所示。

发明内容

本发明的目的是通过微型部分进气涡轮机带动混流泵提高水冲压发动机进水总压，解决了水冲压发动机的低速无法启动的问题。

本发明所采用的技术方案是，水冲压发动机增压进水系统，包括航行器壳体，航行器壳体端部连接空化器，航行器壳体内固定连接增压泵，增压泵同轴连接涡轮机，涡轮机通过气体管道a连接气体发生器，气体发生器通过气体通道b连接至航行器壳体靠近空化器的一端，增压泵输入端连接延伸至空化壳体外部的进水管道，增压泵输出端通过液体管道连接燃烧室，燃烧室内有与水反应生成燃气的金属药，燃烧室固定连接航行器壳体远离空化器的一端。

本发明的特点还在于：

燃烧室端部连接尾喷管，尾喷管延伸至航行器壳体外部。

涡轮机为冲动式部分进气涡轮机。

冲动式部分进气涡轮机包括喷管和叶栅，喷管以倾斜角α对准叶栅。

喷管包括中部截面为按照形状分为依次相接的扩张段、喉部、收缩段，扩张段靠近并对准叶栅，收缩段采用苏联维氏公式设计，喉部采用圆角进行过渡，扩张段为圆锥形。

喷管参数设计过程为：

将燃气在涡轮机内的热力学过程视作一个等熵膨胀过程，则工质在涡轮机的等熵比焓降为：

Δh_l＝C_pT_c(1-B_t ^(k-1)/k) (1)

式中，B_t为涡轮机的压比，B_t＝p_e/p_c。

假设涡轮机的效率为η_t，取定喷管流量损失系数

求出工质的质量流量为：

则喷管喉部面积为：

喉部的直径表示为：

喷管有效出口直径为：

式中，

为速度损失系数，出口速度c_f为：

式中，Δh_pg为在喷管内的焓降，取涡轮的反力度为0.05，则：

Δh_pg＝Δh_l(1-0.05) (7)

喷管最小出口直径d_{e_min}和涡轮机部分进气度ε分别为：

叶栅的参数设计方法为：

叶栅包括多个叶片，在已知涡轮中径D及转速n的情况下，得到叶片的线速度u表示为：

由速度三角形计算燃气工质在涡轮叶片入口处的相对速度ω_i及叶片安装角β分别表示为：

根据经验公式计算叶片出口处的相对速度ω_o为：

ω_o＝(0.95-0.00015ω_i)ω_i (13)

叶片高H_b＝1.2d_e；叶片宽B_b＝1.48d_e；叶栅截距t_b＝0.85d_e；叶片边缘厚度S_b＝0.06d_e；叶片数Z_n＝πD/t_b；压力面圆弧半径R₁＝B_b/2cosβ；吸力面半径R₂＝R₁-t_bsinβ。

增压泵的叶轮参数设计方法为：

已知额定工况下增压泵的设计参数：流量Q，扬程H，转速n，叶轮的主要设计参数包括进口直径D_j、出口直径D₂、出口宽度b₂，按以下三部分内容完成叶轮参数求解：

(1)叶轮进口直径参数设计：

叶轮进口直径D_j与叶轮进口速度有关，提高进口速度会降低泵的抗汽蚀性能以及水利效率，叶轮进口速度V₀采用速度系数法确定：

式中，K_V0为叶轮进口速度系数，表示为：

式中，n_s为比转速，用下式计算：

计算叶轮的有效直径D₀：

d_h为轴径，叶轮进口直径D_j为：

(2)叶轮出口直径参数设计方法为：

叶轮出口直径D₂受流量与扬程曲线形状和水利效率影响，表示为：

式中，u₂为出口圆周速度：

式中，K_u2为出口直径的圆周速度系数，采用下式计算：

(3)叶轮出口宽度参数设计方法为：

叶轮出口宽度b₂受扬程曲线影响，叶轮出口宽度计算公式为：

式中，ψ₂为叶轮出口平均排挤系数，叶轮出口轴面速度为：

涡轮机的叶栅力矩与增压泵的叶轮力矩相等。

本发明有益效果是：

本发明水冲压发动机增压进水系统，提出了微型涡轮机+混流泵的增压进水系统构型方案，利用超空泡航行器通气系统中燃气发生器生成的高温燃气驱动增压进水系统，可有效提升进水压力；本发明水冲压发动机增压进水系统依靠增压系统将来流压力提高至燃烧室压力，从而水能进入燃烧室并使发动机开始工作，解决水冲压发动机的低速无法启动的问题。

附图说明

图1是现有的水冲压发动机结构示意图；

图2是本发明水冲压发动机增压进水系统结构示意图；

图3是本发明中冲动式部分进气涡轮机中喷管和叶栅结构示意图；

图4是部分进气涡轮机流域网格划分图；

图5是增压泵3D模型及网格划分结果示意图；

图6是喷管马赫数分布示意图；

图7是动叶栅半叶高处马赫分布示意图；

图8是增压泵静压分布云图；

图9是增压泵速度矢量分布云图；

图10是增压泵性能曲线图。

图中，1.航行器壳体，2.空化器，3.增压泵，4.涡轮机，5.进水管道，6.燃烧室，7.金属药，8.气体发生器，9.尾喷管，10.空泡。

具体实施方式

下面结合附图和具体实施方式对本发明进行详细说明。

由于超空泡航行器的特殊性，在系统构型时要充分考虑。首先，超空泡航行器空间局促，增压系统必须足够小。其次，微型涡轮机的耗气量非常小，远低于通气流量，对于工作效率的要求并不苛刻。此外，增压系统启动时航行器具有一定速度，较高的来流总压使得泵具有较大的装置汽蚀余量，空化问题并不突出。最后，涡轮泵动力装置和增压装置间通常要加减速器，但为了节省空间、降低系统复杂度，增压系统采用不加减速器的方式进行联接。在此基础上，本发明提出了水冲压发动机增压进水系统。

本发明水冲压发动机增压进水系统，如图2所示，包括航行器壳体1，航行器壳体1端部连接空化器2，航行器壳体1与空化器2外部形状为普通的水冲压发动机增压进水系统外观形状一致，航行器壳体1内固定连接增压泵3，增压泵3同轴连接涡轮机4，增压泵3能够为涡轮机4提供转动的动力，涡轮机4通过气体管道a连接气体发生器8，气体发生器8通过气体通道b连接至航行器壳体1靠近空化器2的一端，并延伸至航行器壳体1外部，通过气体发生器8产生的气体负责驱动涡轮机4，并为空化器2在航行器壳体1外部形成的空泡10通气，增压泵3输入端连接延伸至航行器壳体1外部的进水管道5，增压泵3输出端通过液体管道连接燃烧室6，通过增压泵3增加进水管道5中的压力，随后使水在高压下进入燃烧室6，燃烧室6内有与水反应生成气体的燃气的金属药7，燃烧室6固定连接航行器壳体1远离空化器2的一端，金属药7为金属燃料，先通过固体药柱启动航行器，为航行器提供推力，加速到一定阶段水与金属药反应，产生气体，燃烧室6内金属燃料燃烧为航行器提供推力。

燃烧室6端部连接尾喷管9，尾喷管9延伸至航行器壳体1外部，能够将燃烧室6内燃烧产生的高温气体喷出，进而推动航行器。

涡轮机4为冲动式部分进气涡轮机，冲动式部分进气涡轮机包括喷管和动叶栅，还有轴，排气管，机匣。喷管和动叶栅之间有很小的间隙。

如图3所示，冲动式部分进气涡轮机内的喷管以倾斜角α对准叶栅，图中，β为叶片安放角；γ为喷管扩张角；S为叶片边缘厚度；t为叶栅截距；B为叶片宽度；d_e为喷管出口直径；d_cr为喷管喉部直径。

已知额定工况下涡轮机的设计参数：额定功率P_t、燃烧室温度T_c、燃烧室压力p_c、环境背压p_e、涡轮转速n、涡轮中径D、定熵指数k、定压比热容C_p、气体常数R、喷管个数Z。本发明按照以下三个步骤对冲动式涡轮机进行参数化设计。

喷管包括中部截面为按照形状分为依次相接的扩张段、喉部、收缩段，扩张段靠近并对准叶栅，收缩段采用苏联维氏公式设计，喉部采用圆角进行过渡，扩张段为圆锥形。

喷管参数设计过程为：

将燃气在涡轮机内的热力学过程视作一个等熵膨胀过程，则工质在涡轮机的等熵比焓降为：

Δh_l＝C_pT_c(1-B_t ^(k-1)/k) (1)

式中，B_t为涡轮机的压比，B_t＝p_e/p_c。

假设涡轮机的效率为η_t，取定喷管流量损失系数

求出工质的质量流量为：

则喷管喉部面积为：

喉部的直径表示为：

喷管有效出口直径为：

式中，

为速度损失系数，出口速度c_f为：

式中，Δh_pg为在喷管内的焓降，取涡轮的反力度为0.05，则：

Δh_pg＝Δh_l(1-0.05) (7)

喷管最小出口直径d_{e_min}和涡轮机部分进气度ε分别为：

叶栅的参数设计方法为：

叶栅包括多个叶片，在已知涡轮中径D及转速n的情况下，得到叶片的线速度u表示为：

由速度三角形计算燃气工质在涡轮叶片入口处的相对速度ω_i及叶片安装角β分别表示为：

根据经验公式计算叶片出口处的相对速度ω_o为：

ω_o＝(0.95-0.00015ω_i)ω_i (13)

叶片高H_b＝1.2d_e；叶片宽B_b＝1.48d_e；叶栅截距t_b＝0.85d_e；叶片边缘厚度S_b＝0.06d_e；叶片数Z_n＝πD/t_b；压力面圆弧半径R₁＝B_b/2cosβ；吸力面半径R₂＝R₁-t_bsinβ。

涡轮机性能参数核算过程为：

涡轮的单位圆周功率为：

P_u＝u(c_f cosα-u+ω_o cosβ) (14)

涡轮机的轮盘摩擦损失为：

式中，ρ_e为燃气在涡轮出口处的密度

涡轮机的部分进气效率为：

涡轮机的漏气效率约为：

式中，σ为径向间隙。则可以计算出涡轮机的内效率为：

将这个效率值回代到第一步中，进行迭代计算，直到两者相差不大为止。

为验证上述设计方法，参考ARL实验室2kw级涡轮机，设计指标见表1。工质气体常数为404kJ/(kg.K)，定熵指数为1.29，取速度系数0.93，流量系数0.98，按照设计指标求解涡轮机结构参数，发现最大偏差不超过5％，结果见表2。

表1

表2

建立涡轮机三维流场模型作为对比，进行数值仿真并与试验结果对比。仿真过程采用定常可压缩密度基三维求解器，使用对低雷诺数跨音速涡轮流场适应性较好的Spalart-Allmaras湍流模型以及隐式ROD-FDS二阶算法求解。设置喷管入口为压力入口，流域出口为压力出口。在喷管与轴向间隙、叶栅进口与轴向间隙、叶栅出口处与后端流域连接处等交界面设置interface。采用MRF模型，将叶栅流域旋转速度设置为435,000rpm。

在网格划分方面，利用ICEM-CFD软件划分结构化网格。为了使后端空腔流域不影响叶栅流动状态，取后端空腔流域为叶宽的5倍。相邻喷管的布放角度为25°，喷管和叶栅装配的轴向间隙为1mm。喷管使用cooper网格类型划分，涡轮流域用六面体网格划分。对喷管和叶栅添加边界层，并基于Spalart-Allmaras湍流模型对y+值的要求对近壁面网格进行优化，以便更精确的模拟湍流。最终的整体网格划分如图4所示：

为了方便与涡轮机三维流场模型比对，给出内效率η_t计算公式：

式中：T为转矩涡轮机的输出力矩，ω为涡轮转动的角速度。

考虑到涡轮机三维流场模型中并无叶顶间隙的数据，为此建立了叶顶间隙分别为0.05mm、0.1mm的仿真模型进行验证。由表3可知，叶顶间隙对涡轮机内效率有较大影响，其中叶顶间隙为0.05mm时的仿真结果与实验几乎一致。

表3

对增压进水系统的涡轮机进行参数设计，对设计结果开展仿真计算。已知增压泵增压要求为1.95Mpa，流量Q为10kg/s,可知扬程H为195m，假设泵设计点效率η_p为70％，可由式P_t＝ρgHQ/η_p估算涡轮机功率约为27kw。取涡轮中径为100mm，喷管斜切角15°，喷管扩张角8°，最终涡轮机设计结果见表4。

表4

仿真计算结果见表5，功率与设计值偏差为3.7％，结果偏小，差别产生的原因主要是所用仿真算法并不能完全准确的计算微型低雷诺数涡轮。

表5

为了不增加系统复杂度，涡轮机与增压泵同轴直联，因此设计增压泵时不仅要保证额定转速下流量、扬程满足要求，还必须使增压泵力矩与涡轮机力矩匹配。

增压泵的叶轮参数设计方法为：

已知额定工况下增压泵的设计参数：流量Q，扬程H，转速n，叶轮的主要设计参数包括进口直径D_j、出口直径D₂、出口宽度b₂，按以下三部分内容完成叶轮参数求解：

1、叶轮进口直径参数设计：

叶轮进口直径D_j与叶轮进口速度有关，提高进口速度会降低泵的抗汽蚀性能以及水利效率，叶轮进口速度V₀采用速度系数法确定：

式中，K_V0为叶轮进口速度系数，表示为：

式中，n_s为比转速，用下式计算：

计算叶轮的有效直径D₀：

d_h为轴径，叶轮进口直径D_j为：

2、叶轮出口直径参数设计方法为：

叶轮出口直径D₂受流量与扬程曲线形状和水利效率影响，表示为：

式中，u₂为出口圆周速度：

式中，K_u2为出口直径的圆周速度系数，采用下式计算：

3、叶轮出口宽度参数设计方法为：

叶轮出口宽度b₂受扬程曲线影响，叶轮出口宽度计算公式为：

式中，ψ₂为叶轮出口平均排挤系数，叶轮出口轴面速度为：

涡轮机4的叶栅力矩与增压泵3的叶轮力矩相等。

对于使用上述的增压泵参数设计方法对增压泵数值建模及验证：

仿真过程采用定常不可压缩压力基三维求解器，湍流模型为standard k-ω，流动工质为液态水，壁面边界设为无滑移绝热边界条件。设置对流项的求解格式为高阶求解格式，湍流数值项的求解格式为二阶格式，残差收敛精度为10^-5。为了更真实地模拟增压泵的工作过程，进出口边界条件采用压力进口，压力出口。流域包括旋转部分和静止部分，在叶轮和压水室交界面处设置interface，采用MRF模型，以旋转的叶轮作为参考系处理增压泵流场，采用稳态方法计算非稳态问题。

在网格划分方面，由于叶轮型线扭曲度特别大，且压水室隔舌处网格过渡很难处理，因此建模过程中，在不影响流场的前提下忽略尖角和细微的局部结构。采用多块拓扑结构的方式进行结构划分，将叶轮计算域模型分为关于原点对称的6个周期模型，使叶轮进口到出口的网格分布规则，过渡平滑，且对叶片周围流域有所加密，以保证CFD计算时叶片附近流动的精确性。增压泵3D模型及网格划分结果如图5所示：

初步设计仿真结果如表7所示，增压值满足要求，但是力矩和流量都偏小，相对偏差分别为20.1％和26％，出现偏差的原因是常规设计理论不适用于微型增压泵设计。

表7

增压泵力矩与涡轮机力矩不匹配会导致转速发生变化，从而使整个增压系统偏离设计点，效率下降。为使流量达到设计要求，并使增压泵力矩与涡轮机力矩匹配，需要依据理论结合数值计算对增压泵主要参数进行迭代修正。考虑到叶轮流道中轴向漩涡的作用，在做出一些合理的假设后，Stodala证明：

式中，w是叶轮旋转角速度，β₂是叶轮出口安放角。根据公式(31)，流量与叶轮出口直径正相关，在改变出口直径的同时，应相应改变进口直径，以确保良好的气蚀性能。在增加叶轮尺寸以后，泵功率的增加将导致力矩也增加，故此方法可以达到增加泵流量和力矩的目的。在不改变其他参数的情况下，通过反复迭代，发现将D_j增加到23.7mm，将D₂增加到23.5mm，修改后的仿真结果与目标值相对偏差不超过3.2％，结果见表8。

表8

涡轮机流场分析：

超音速喷管的流场特性对于涡轮机的做功能力有至关重要的影响。由图6可看出，燃气工质在喷管内持续膨胀，内能转换成动能导致马赫数逐渐增大。由于本发明中喷管比常规喷管在工质流动时粘性损失更大，导致喷管内的音速点后移至喉部下游处，同时喷管壁面厚度逐渐增加，一直延伸到A、B点处，导致A、B点处的马赫数变小。此外，由式(6)能够计算出喷管出口速度为3.06Ma，而数值计算结果约为3.1Ma，说明数值计算结果可靠，喷管设计合理。

从图7可看出，高速气流由喷管进入叶栅，并在轴向间隙和叶栅流道的入口处进一步膨胀，在最左侧流道内气流马赫数增加至3.4左右。此后高速工质作用在叶栅压力面上，将动能转换成叶栅旋转的机械能，马赫数急剧下降产生激波，使吸力面边界层厚度增加，并逐渐延伸，直到叶栅中部发生脱离。在叶栅出口处马赫数降低到0.9，进出口处马赫数比值约为0.26，即最左侧叶栅能将工质70％左右的动能转换成叶珊旋转的机械能，叶栅做功能力强。而且涡轮机效率达到57.8％，仿真功率与设计功率偏差为3.7％，涡轮机满足设计要求。

增压泵的静压分布和绝对速度矢量分布如图8、图9所示。由图8能够看出，由于叶片对水做功，导致静压值有层次的逐渐增加。其中，在流道内压力梯度明显，叶片压力面附近比吸力面压力大，到叶片出口处压力基本趋于一致，压力呈现明显的非轴对称性特点。在压水室内，流速的降低使静压不断增加，在出口处达到最大。从图9可以看出，流体流入叶轮时沿半径增加方向流速逐渐增加，流出叶轮进入压水室时流速逐渐降低，在出口处趋于均匀。叶轮及压水室流线分布光滑合理、不紊乱，没有出现漩涡及二次回流。而且蜗壳中低速流体占主要，说明增压泵能有效将流体动能转换成压力能。

由图10可知，增压泵扬程、效率随流量变化趋势与理论是一致的；增压泵的扬程随流量的增加而下降，并且没有出现驼峰，效率随流量的增加先增加后减小，符合增压泵性能曲线的特点。并且在设计工况下数值计算结果和目标值最大偏差不超过3.2％，表明数值模拟能准确预测增压泵性能。通过对增压泵不同工况下的性能预测分析可以看出：在发动机启动加速阶段即小流量工况下，增压泵保持了75％以上的效率，没有出现一般水泵在小流量时容易失稳的现象，能将进水压力增加至少3.1Mpa，使水持续不断的涌入燃烧室。在发动机巡航阶段即设计流量工况下，增压泵能以74.5％的效率将进水压力增加2.0Mpa，为发动机巡航状态时提供足够的推力，使水冲压发动机的启动速度降低至63m/s。并且各个状态下增压泵都能维持高效运转，因此，该增压泵在增压能力和效率上能够保证水冲压发动机的平稳运行。

综上所述，涡轮机、增压泵设计方法及其仿真结果可靠，增压系统综合效率达到43.2％，各项指标满足设计要求。

为了解决水冲压发动机的低速启动问题，本发明提出了增压进水系统构型方案和设计方法，建立了增压进水系统流场仿真模型，通过仿真计算验证了设计方法，得到了增压进水系统工作性能。

通过上述方式，本发明水冲压发动机增压进水系统，有以下特点：

(1)提出了微型涡轮机+混流泵的增压进水系统构型方案，利用超空泡航行器通气系统中燃气发生器生成的高温燃气驱动增压进水系统，可有效提升进水压力。

(2)提出了微型涡轮机和高速混流泵的修正设计方法，建立了增压进水系统仿真计算模型，增压系统仿真结果与目标值偏差小于3.2％。

(3)对增压进水系统进行了性能分析，发现该系统可将进水压力增加2.0MPa，将某水冲压发动机的启动速度从90m/s降低至63m/s。

Claims (9)

1.水冲压发动机增压进水系统，其特征在于，包括航行器壳体(1)，所述航行器壳体(1)端部连接空化器(2)，所述航行器壳体(1)内固定连接增压泵(3)，所述增压泵(3)同轴连接涡轮机(4)，所述涡轮机(4)通过气体管道a连接气体发生器(8)，所述气体发生器(8)通过气体通道b连接至航行器壳体(1)靠近空化器(2)的一端，所述增压泵(3)输入端连接延伸至航行器壳体(1)外部的进水管道(5)，所述增压泵(3)输出端通过液体管道连接燃烧室(6)，所述燃烧室(6)内有与水反应生成气体的燃气的金属药(7)，所述燃烧室(6)固定连接航行器壳体(1)远离空化器(2)的一端。

2.根据权利要求1所述水冲压发动机增压进水系统，其特征在于，所述燃烧室(6)端部连接尾喷管(9)，所述尾喷管(9)延伸至航行器壳体(1)外部。

3.根据权利要求1所述水冲压发动机增压进水系统，其特征在于，所述涡轮机(4)为冲动式部分进气涡轮机。

4.根据权利要求1所述水冲压发动机增压进水系统，其特征在于，所述冲动式部分进气涡轮机包括喷管和叶栅，喷管以倾斜角α对准叶栅。

5.根据权利要求4所述水冲压发动机增压进水系统，其特征在于，所述喷管包括中部截面为按照形状分为依次相接的扩张段、喉部、收缩段，所述扩张段靠近并对准叶栅，所述收缩段采用苏联维氏公式设计，所述喉部采用圆角进行过渡，所述扩张段为圆锥形。

6.根据权利要求5所述水冲压发动机增压进水系统，其特征在于，所述喷管参数设计过程为：

将燃气在涡轮机内的热力学过程视作一个等熵膨胀过程，则工质在涡轮机的等熵比焓降为：

Δh_l＝C_pT_c(1-B_t ^(k-1)/k) (1)

式中，B_t为涡轮机的压比，B_t＝p_e/p_c；

假设涡轮机的效率为η_t，取定喷管流量损失系数

求出工质的质量流量为：

则喷管喉部面积为：

喉部的直径表示为：

喷管有效出口直径为：

式中，

为速度损失系数，出口速度c_f为：

式中，Δh_pg为在喷管内的焓降，取涡轮的反力度为0.05，则：

Δh_pg＝Δh_l(1-0.05) (7)

喷管最小出口直径d_{e_min}和涡轮机部分进气度ε分别为：

7.根据权利要求4所述水冲压发动机增压进水系统，其特征在于，所述叶栅的参数设计方法为：

叶栅包括多个叶片，在已知涡轮中径D及转速n的情况下，得到叶片的线速度u表示为：

由速度三角形计算燃气工质在涡轮叶片入口处的相对速度ω_i及叶片安装角β分别表示为：

根据经验公式计算叶片出口处的相对速度ω_o为：

ω_o＝(0.95-0.00015ω_i)ω_i (13)

叶片高H_b＝1.2d_e；叶片宽B_b＝1.48d_e；叶栅截距t_b＝0.85d_e；叶片边缘厚度S_b＝0.06d_e；叶片数Z_n＝πD/t_b；压力面圆弧半径R₁＝B_b/2cosβ；吸力面半径R₂＝R₁-t_bsinβ。

8.根据权利要求1所述水冲压发动机增压进水系统，其特征在于，所述增压泵的叶轮参数设计方法为：

已知额定工况下增压泵的设计参数：流量Q，扬程H，转速n，叶轮的主要设计参数包括进口直径D_j、出口直径D₂、出口宽度b₂，按以下三部分内容完成叶轮参数求解：

(1)叶轮进口直径参数设计：

叶轮进口直径D_j与叶轮进口速度有关，提高进口速度会降低泵的抗汽蚀性能以及水利效率，叶轮进口速度V₀采用速度系数法确定：

式中，K_V0为叶轮进口速度系数，表示为：

式中，n_s为比转速，用下式计算：

计算叶轮的有效直径D₀：

d_h为轴径，叶轮进口直径D_j为：

(2)叶轮出口直径参数设计方法为：

叶轮出口直径D₂受流量与扬程曲线形状和水利效率影响，表示为：

式中，u₂为出口圆周速度：

式中，K_u2为出口直径的圆周速度系数，采用下式计算：

(3)叶轮出口宽度参数设计方法为：

叶轮出口宽度b₂受扬程曲线影响，叶轮出口宽度计算公式为：

式中，ψ₂为叶轮出口平均排挤系数，叶轮出口轴面速度为：

9.根据权利要求1所述水冲压发动机增压进水系统，其特征在于，所述涡轮机(4)的叶栅力矩与增压泵(3)的叶轮力矩相等。

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