На процесс запуска и другие переходные режимы ЖРД существенно влияют кавитационные срывы насосов, вызываемые резкими падениями (провалами) давления на входе в насос. У многодвигательных установок с ЖРД в процессе запуска, останова и перехода с режима на режим наблюдается взаимное влияние двигателей, связанное с гидравлическими возмущениями, возникающими в системе подачи топлива. В ряде случаев эти возмущения могут существенно повлиять на работу двигателя. Для оценки качества переходных режимов двигателя в этих условиях необходимо знать динамические характеристики турбонасосного агрегата (ТНА) при наличии скрытой и развитой кавитации. Применение метода гидродинамического моделирования позволило подробно изучить особенности этих резко нестационарных процессов при вынужденных колебаниях и единичных провалах давления во входных магистралях. Полученные зависимости присущи широкому классу насосов систем подачи энергетических силовых установок. Совокупность приемов и средств, составляющих основу метода гидродинамического моделирования, была разработана авторами статьи, и защищена авторским свидетельством СССР и получила применение в практике отечественных ОКБ.

Кавитационные срывы напора насоса возникают в основном при запуске и переходных режимах двигателя. Они представляют собой резкое снижение напора насоса, в ряде случаев почти до нулевого уровня, и вызывают либо возгорание двигателя, либо его незапуск.

Изучение динамики кавитационных срывов напора при провалах давления на входе в насосы проводилось в модельных условиях при создании динамических возмущений, близких к натурным.

Было исследовано семь шнекоцентробежных высоконапорных насосов ЖРД, существенно различавшихся по величине относительного диаметра входа в рабочее колесо, коэффициенту быстроходности, критическому коэффициенту кавитации и времени пребывания жидкости в насосе.

Насосы были оборудованы малоинерционными датчиками для определения динамического напора насоса. Для оценки расхода и фазового состояния потока на входе в насос и на выходе из него были установлены датчики сплошности и расходомеры.

Динамическое состояние ротора оценивалось по показаниям датчиков осевого и радиального перемещения ротора, осевого и радиального усилия на подшипнике, вибраций вблизи опор, а также пульсаций давления на входе и выходе из насоса.

Испытания проводились на гидравлическом стенде. Динамические возмущения создавались на входе в работающий насос путем резкого ускорения потока при "отстреле" пусковых клапанов. Были получены режимы с падением давления на входе в насосы практически до нуля при длительности этих провалов 0,005...0,1 с.

Исследовался широкий диапазон режимов работы по расходу. Давления на входе перед запуском ТНА задавалось не менее (4...5)·105 Па, чтобы исключить кавитацию при работе насоса до срабатывания пусковых клапанов в боковых магистралях.

Исследования показали, что при неглубоких (бескавитационных) провалах входного давления форма кривых изменения давления за колесом соответствует форме кривой изменения входного давления.

При кавитационных провалах входного давления кривые изменения давлений не являются подобными кривыми: на начальном отрезке переходного процесса они снижаются медленно (нерезко), а затем падают даже тогда, когда давление выходит из провала.

Глубина срыва напора насоса определяется относительным объемом кавитационной парожидкостной каверны, возникающей в проточном тракте насоса при падении давления на входе в насос ниже критического давления.

Опыты показали, что напор насоса при кратковременном поступлении на входе в насос порций газа примерно такого же объема, как и объем кавитационных паровых каверн, образующихся в полости насоса, ведет себя, как при кавитационных провалах входного давления.

Результаты всех проведенных испытаний позволили получить обобщенную зависимость изменения напора насосов от объема парожидкостной или газовой каверны, отнесенной к объему проточной части насоса.

Представленные зависимости, экспериментальные значения которых при резком изменении сопротивления были получены В. П. Козенковым и А. Ф. Ефимочкиным, а для кавитационных автоколебаний - В. В. Пилипенко и В. В. Задонцевым, удовлетворительно описывают объемный механизм кавитацонных срывов напора для широкого класса высоконапорных шнекоцентробежных насосов ЖРД.

На основании указанной обобщенной зависимости были построены математические модели кавитационных срывов напора насосов.

Модель первого типа справедлива для режимов с относительно неглубокой кавитацией, модель второго типа - для всего диапазона.

Приведенные математические модели дают удовлетворительную сходимость с экспериментальными данными и позволяют учитывать динамику кавитационных срывов напора насосов при расчетах запуска и других переходных режимов ЖРД.

Исследования показали, что кавитационные срывы насоса существенно влияют на динамику нагружения и колебания роторов ТНА.

Кавитационные автоколебания, возникающие на некоторых режимах в системе "насос - входной трубопровод" заметного изменения радиальных сил на подшипнике, а также осевых и радиальных перемещений ротора ТНА не вызывают.

Системы подачи топлива при работе двигателя находятся в условиях вибраций элементов их конструкций. Центробежные насосы, как и другие лопаточные машины, из-за конечного числа лопаток и отрывных течений порождают интенсивные пульсации давления в собственных трактах и в подключенных к ним гидромагистралях, вызывая при этом интенсивные вибрации элементов конструкции. Опыт показывает, что повышенные вибрации и пульсации давления в системах подачи топлива ЖРД неблагоприятно влияют на устойчивость рабочего процесса в камере сгорания и газогенераторе, на точность работы систем регулирования, на усталостную прочность элементов конструкции и на динамические нагрузки роторов и опор ТНА. Поэтому при проектировании двигателей необходимо знать закономерности вибрационно-пульсационных процессов, возникающих в системе подачи топлива.

Впервые с позиций ограничения уровня вибраций элементов конструкции двигателя и снижения амплитуд пульсаций давления в системе подачи топлива было проведено детальное исследование пульсационно-вибрационных процессов, свойственных ЖРД.

Экспериментальным путем были определены зависимости амплитуд и частот этих процессов от параметров режима работы и характеристик агрегатов системы подачи двигателей. Выявлены характерные закономерности резкого усиления интенсивности пульсаций давления жидкости и вибраций элементов конструкции насоса при выходе параметров подобия режимов работы насосов за некоторые критические пределы.

На кавитационных режимах, вызываемых снижением давления на входе в насос, регистрируются низкочастотные (3..5 Гц) колебания давлений, которые с понижением давления уменьшают свою частоту и переходят в интенсивные пульсации давления с резкими пиками, существенно превышающими амплитуды колебаний на бескавитационных режимах. При полном кавитационном срыве насоса пульсации давления в проточной части прекращаются.

Полученные закономерности, наряду с напорными и кавитационными характеристиками насосов, используются при проектировании и доводке двигателей для прогнозирования пульсационно-вибрационного состояния гидравлических трактов ЖРД. Эти закономерности могут быть широко использованы при проектировании и доводке топливных систем современных энергетических установок.