航空發(fā)動機機匣內部油路壓力損失試驗與計算研究

江建文，王兵，李文高

（1.中航工業(yè)航空動力機械研究所，湖南株洲412002；2.清華大學航天航空學院，北京100084）

0 引言

先進航空渦軸發(fā)動機為減少零件數量、減小空間尺寸、減輕質量和提高可靠性，趨向于將燃油油路和滑油油路設計在機匣的內部[1-2]。對于含密集內部油路的機匣，為確保復雜多排管路之間無鑄造缺陷造成的串通或滲漏，往往采用高致密度的鍛造鋁鎂毛坯，復雜外部輪廓和內部油路均機械加工而成。與傳統(tǒng)的外部連接油路相比，機械加工油路雖然長度較短，但受結構限制需由直角或鈍角連接，無法采用圓弧過渡，油路的壓力損失相對較大。在燃油泵和滑油泵設計時需提供較為精確的泵后油路壓力損失，以保證噴嘴的壓力符合要求。目前，國內采用試驗方法來研究和校驗內部油路壓力損失計算的精度還少有報道[3]。

本文通過分析先進航空發(fā)動機附件傳動機匣的發(fā)展，確定了機匣內部油路的典型結構和參數，設計制造了試驗件，對典型結構的油路進行壓力損失試驗和計算分析。

1 發(fā)動機機匣內部油路

渦軸發(fā)動機附件大多為獨立結構（如：燃油泵、滑油泵、燃油濾、滑油濾、旁通閥、燃滑油散熱器等），通過快卸環(huán)或螺釘安裝在附件傳動機匣上，附件之間的燃、滑油連接基本采用外部管路。錯綜復雜的外部管路零件數量多，占用的空間尺寸大，發(fā)生漏油事故的情況多，可靠性低。在分解附件時，首先需要分解大量的外部管路，極不利于附件的維護。為滿足渦軸發(fā)動機高功重比的要求，齒輪箱式附件傳動的設計主要在于在減輕質量的同時提高可靠性和維護性。附件傳動單元體的設計將向附件集成化和燃、滑油管路機匣內置化等方向發(fā)展，典型的有T700發(fā)動機和RTM322發(fā)動機。其發(fā)動機附件與附件傳動機匣采用一體化設計，燃、滑油附件直接安裝在附件傳動機匣上，燃油泵、滑油泵及燃滑油系統(tǒng)附件的進、出油路均設計在附件傳動機匣內，如圖1、2所示。采用內置化設計，可以省去大量的燃油系統(tǒng)與滑油系統(tǒng)外部管路及其連接件和密封件，大幅減少相關零件數量，使發(fā)動機的空間尺寸減小，質量減輕，可靠性提高。

大量的機匣內部油路給傳動機匣的鑄造帶來了較大困難。為解決復雜機匣的設計和制造問題，在某型發(fā)動機設計中開發(fā)了1種新的結構形式，將燃、滑油附件集成安裝在1個專用機匣上，以減少傳動機匣上的附件，并簡化其結構和減少其內部油路。專用機匣采用鍛造毛坯，保證機匣內部不會有材料缺陷造成油路之間相互滲漏，用數控加工完成機匣的外部輪廓和內部油路加工。只要完成好數控加工的編程工作，在現有的設備上便可保證批生產的零件質量，典型的結構如圖3、4所示。

采用鍛造毛坯的機匣，用機械加工而成機匣內部油路無法采用圓弧過渡連接，油路的連接處將產生很大的壓力損失。為保證發(fā)動機燃油噴嘴的壓力要求，在設計時應充分考慮從燃油泵出口到發(fā)動機燃燒室燃油噴嘴的全程壓力損失。目前，油路壓力損失計算一般應用ICEM CFD和FLUENT商用軟件，但對機械加工形成油路的壓力損失試驗在國內尚未見報道。

2 試驗方案設計

某型發(fā)動機油濾組件內部油路試驗件如圖5、6所示。通過試驗測量獲得了等長度不同直徑直管的壁面摩擦損失、等長度等直徑90°相交管路的壁面摩擦和轉彎處摻混壓力損失、等長度不同直徑的壁面摩擦和轉彎處摻混壓力損失。通過試驗驗證壓力損失計算結果，以滿足設計需要。各試驗油路的尺寸見表1。

表1 試驗油路

3 試驗結果

3.1 試驗條件

試驗介質為3號噴氣燃料（GB 6537－1994），試驗燃油溫度為20℃，試驗壓力大于1 MPa。

3.2 試驗結果與分析

3.2.1 試驗結果

表1對應油路的壓力損失試驗結果如圖7所示。

3.2.2 90°連接對燃油壓力損失的影響

為分析90°連接對燃油壓力損失的影響，將B1～B2油路設計成直徑為9 mm的直通管，B5～B6油路為長度和直徑與B1～B2油路相等的90°相接的油路；將D1～D2油路設計成直徑為6 mm的直通管，D3～D4油路為長度和直徑與D1～D2油路相等的90°相接的油路。試驗結果如圖8所示。從試驗結果可見，B5～B6油路的壓力損失為B1～B2油路的3.9倍，D3～D4油路的壓力損失為D1～D2油路的3.4倍，內部油路的壓力損失主要產生在2條油路的連接處。

3.2.3 變徑油路對燃油壓力損失的影響

為分析變徑90°連接對燃油壓力損失的影響，將C1～C2油路設計成直徑為6～9 mm的變徑90°相接油路，分別測量C1～C2和C2～C1油路的壓力損失。同時將D1～D2油路設計成直徑為6 mm的等徑90°相接油路，試驗結果如圖9所示。從圖中可見，雖然C1～C2和C2～C1油路相同，但二者進、出口直徑不同，其壓力損失相差近1倍；而C1～C2油路的進口截面積是D1～D2油路的2.25倍，但二者出口直徑相同，其壓力損失相當。可見，變徑管路的壓力損失主要取決于出口直徑的大小。

3.2.4 連接處結構形式對燃油壓力損失的影響

設計直徑為9 mm的等徑90°相接油路連接處結構形式如圖10所示。分別測量B1～B2、B2～B1和B3～B4油路的壓力損失，如圖11所示。B1～B2、B2～B1油路相同，由于進、出口方向相反，B2～B1油路的壓力損失比B1～B2油路的低19%；而B3～B4油路的壓力損失比B2～B1油路的低20%。雖然圓弧過渡有利于減小壓力損失，但該結構的加工工藝性較差。

4 試驗結果與計算結果的對比

4.1 計算模型和方法

采用CFD計算軟件FLUENT進行數值模擬研究。在研究中，應用2階迎風格式離散控制方程，采用顯式的時間推進格式,湍流模型采用了k－ε雙方程模型[4-5]。

計算模型及邊界條件如圖12所示。計算網格采用了結構化網格，網格數目依據不同流動工況在8～10萬之間變化。為了保證收斂性，采用了以壓力梯度為變量的局部加密方法。數值模擬結果表明，計算獲得的壓力損失值和試驗數據相符合，本文的數值模擬方法對絕大多數復雜油路的壓力損失計算都是適用和可靠的。

4.2 A1～A2油路試驗和計算結果對比

僅改變油路出口，將A1～A2油路的出口處直徑由6 mm改為9 mm，分別得到2條油路，考慮實際試驗件的機械加工誤差最大為0.2 mm，試驗和計算結果如圖13所示。從圖中可見，計算結果與試驗結果吻合較好，誤差小于5%。

4.3 A3～A4油路試驗和計算結果對比

分步改變A3～A4油路的進口和出口直徑，A3的進口直徑由6 mm改為9 mm，A4的出口直徑由6.3 mm改為9 mm，分別得到3條油路，試驗結果如圖14所示。從圖中可見，油路出口直徑的變化對壓力損失的影響明顯大于油路進口直徑的變化的。

試驗件的機械加工誤差最大為0.2 mm，壓力損失計算與試驗結果對比如圖15～17所示。

從圖15中可見，對于這類含有突擴連接的管路，與試驗結果相比，計算誤差為15%～18%，超出工程設計允許的誤差范圍（一般不超過10%）。從數值模擬獲得的流場分析可知，該工況下6～9 mm的突擴段內有復雜回流區(qū)，目前使用的雙方程湍流模型對這類流動模擬結果較差，即使在研究過程中嘗試使用局部加密網格或使用其他類似的湍流方程也難以提高計算精度。對于有突擴段的油路，本文采用的計算模型對計算精度有較大影響。因此，需用典型試驗數據校核計算結果獲得壓力損失修正模型或系數。

從圖16、17中可見，計算結果與試驗結果吻合較好，誤差小于3%。

5 結論

（1）油路出口直徑的大小是決定壓力損失的主要參數之一。

（2）經機械加工形成的相交油路，將鉆孔加工段設計在油路出口端有利于減小油路的壓力損失。

（3）對于沒有突擴結構的油路，采用FLUENT計算的結果誤差小于5%，可滿足工程應用的需要；對于有突擴結構的油路，采用FLUENT計算的結果偏小，誤差為10%～20%，需用試驗數據校核建立修正系數，并需在計算模型上進一步修改完善。

[1] 郭允亮，嚴心靜，陳弘道.國內外渦軸發(fā)動機性能、結構特點及其技術發(fā)展[M].北京：藍天出版社，1990：191-212.

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