某渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)噴口收放特性研究

王順吉, 蘇志善, 王大迪, 高 帥, 米東旭

(中國航發(fā)西安動(dòng)力控制科技有限公司 設(shè)計(jì)研究所，陜西 西安 710077)

引言

某型渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)在節(jié)流工作狀態(tài)下，噴口位置按給定程序進(jìn)行控制。為了便于啟動(dòng)，要求在啟動(dòng)時(shí)噴口面積最大，在慢車狀態(tài)以上(未接通加力之前)，為了獲得較高的推力，要求噴口開度最小。發(fā)動(dòng)機(jī)在節(jié)流狀態(tài)控制噴口收放的同時(shí)，為了避免收放噴口轉(zhuǎn)速相互干擾造成噴口位置擺動(dòng)，要求收放噴口具有一定的轉(zhuǎn)速差[1-2]，其核心實(shí)現(xiàn)裝置為慢車域噴口控制活門(以下簡(jiǎn)稱“慢車域活門”)組件。周燕等[3]利用故障樹分析方法，以指令壓力為頂事件，判明了某型發(fā)動(dòng)機(jī)噴口收放異常故障的原因是燃油增壓泵失效引起的指令壓力異常,但是未從指令壓力外的其他因素進(jìn)行計(jì)算分析。目前為止，關(guān)于發(fā)動(dòng)機(jī)噴口收放特性的研究較少，有必要開展進(jìn)一步的研究。

AMESim 仿真分析方法在汽車、船舶、航空航天等行業(yè)的應(yīng)用廣泛，依靠其強(qiáng)大的數(shù)據(jù)庫和仿真結(jié)果較高的置信度，適合機(jī)械液壓和控制系統(tǒng)的建模仿真分析[4]。作為目前比較先進(jìn)的航空發(fā)動(dòng)機(jī)燃油控制系統(tǒng)仿真分析工具，在液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)中的應(yīng)用對(duì)系統(tǒng)性能改進(jìn)與提高發(fā)揮著越來越重要的作用[5-9]。

本研究采用AMESim對(duì)慢車域噴活門組件進(jìn)行建模仿真，對(duì)影響節(jié)流狀態(tài)噴口收放轉(zhuǎn)速差的因素進(jìn)行了深入的研究，為其改進(jìn)和優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

1 慢車域活門組件結(jié)構(gòu)及工作原理

慢車域活門組件主要由慢車域活門、襯套、3號(hào)油嘴、2號(hào)油嘴、彈簧、調(diào)整釘座、C35調(diào)整釘?shù)冉M成，詳見圖1。

圖1 慢車域活門組件結(jié)構(gòu)原理圖

噴口控制器在節(jié)流狀態(tài)通過慢車域活門組件來實(shí)現(xiàn)控制規(guī)律，見圖2，其工作原理分析如下。

圖2 噴口臨界面積控制規(guī)律

慢車域活門右端作用著由主泵來的與N2r成正比的pn指令油壓，左端作用著彈簧力和定壓油的分壓。發(fā)動(dòng)機(jī)不工作時(shí)，活門在左端彈簧力的作用下右止靠，切斷了定壓油去關(guān)斷活門的油路。發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)，隨著N2r的增加，pn指令油壓不斷增加，但是在N2r<79%時(shí)，pn指令油壓不足以推動(dòng)活門左移，定壓油不能通往關(guān)斷活門右腔，發(fā)動(dòng)機(jī)仍為大噴口。在N2r≥79%時(shí)，pn指令油壓推動(dòng)活門左移打開定壓油通往斷油活門右腔的油路，斷油活門關(guān)小噴嘴擋板開度，噴口控制活門下移，噴口迅速轉(zhuǎn)換為小噴口。

當(dāng)從最大狀態(tài)收油門桿時(shí)，N2r減小到79%時(shí)，由于活門結(jié)構(gòu)決定，活門左腔尚未接通定壓油，彈簧室油壓低，和彈簧力的共同作用下不能使活門右移至切斷定壓油通往關(guān)斷活門的油路，噴口仍為小噴口。只有N2r減小到75%時(shí)，活門右端環(huán)槽即將移動(dòng)至切斷定壓油通往關(guān)斷活門的油路時(shí)，左端環(huán)槽使定壓油通往彈簧腔，活門迅速右移，斷油活門右腔壓力降低，噴嘴擋板開度增加，噴口控制活門上移，噴口轉(zhuǎn)換為大噴口。

2 受力分析

根據(jù)慢車域活門的結(jié)構(gòu)和工作原理，對(duì)其進(jìn)行受力分析，見圖3。

如圖3所示，從主泵調(diào)節(jié)器來的指令油通過殼體油路后，經(jīng)過慢車域活門和襯套的間隙(0.018～0.022 m)進(jìn)入活門右腔。慢車域活門襯套上D1為4個(gè)φ1.5的孔，活門上D2為4個(gè)φ1.5孔，活門上的d1是一個(gè)始終與定壓油pd相通的φ0.6 節(jié)流油嘴。在零位時(shí)，活門上的環(huán)槽與D1油路的遮蔽量L1為0.7 mm，襯套上的環(huán)槽與D2油路的開度L2為1 mm，d2為安裝在活門上直徑為φ0.6的油嘴，d3為安裝在殼體上直徑為φ1的油嘴。

圖3 慢車域活門組件結(jié)構(gòu)圖

慢車域活門穩(wěn)態(tài)平衡方程為:

pnA=F0+Kx+pTA

(1)

式中，A—— 活門截面積

F0—— 彈簧裝配預(yù)緊力

K—— 彈簧剛度

x—— 活門位移

pT—— 彈簧腔油壓，其為定壓油經(jīng)過d1和d2分壓后的油壓，即pT=εpD,pD為定壓油壓力；ε為與活門結(jié)構(gòu)有關(guān)的分壓系數(shù)

當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化時(shí)，指令壓力隨之變化，慢車域活門在指令壓力、彈簧力以及彈簧腔油壓的共同作用下動(dòng)態(tài)運(yùn)動(dòng)。其中彈簧力和彈簧腔油壓均與活門位移相關(guān)，其動(dòng)態(tài)數(shù)學(xué)模型[10]為：

(2)

3 慢車域活門組件模型

3.1 慢車域活門仿真建模

根據(jù)慢車域活門的工作原理和結(jié)構(gòu)參數(shù)，利用AMESim中的HCD模塊建立系統(tǒng)仿真模型(以下簡(jiǎn)稱模型)[11-13]，見圖 4。

圖4 慢車域活門組件仿真模型

由于指令壓力與轉(zhuǎn)速信號(hào)成正比，模型中用指令壓力代替轉(zhuǎn)速信號(hào)作為輸入量，模擬發(fā)動(dòng)機(jī)從停車推至最大狀態(tài)過程以及回程。采用間隙泄漏模塊模擬指令壓力進(jìn)入活門右腔的過程。系統(tǒng)仿真時(shí)間5 s，采樣間隔0.01 s。仿真參數(shù)見表1。

表1 慢車域活門組件模型參數(shù)

3.2 仿真結(jié)果分析

用指令壓力從0～1.8～0 MPa的變化過程來模擬發(fā)動(dòng)機(jī)推、拉油門桿的過程。仿真結(jié)果見圖5～圖7。

圖5顯示了指令壓力pn、慢車域活門右腔油壓和通往關(guān)斷活門油壓的變化過程。指令壓力上升過程中，在1.06 s時(shí)，定壓油壓達(dá)到0.76 MPa，活門開始移動(dòng)，產(chǎn)生容積變化，由于右端間隙的作用，油液填充速度低于容積變化速率，活門右腔壓力對(duì)于指令壓力存在著一定的延遲；在1.36 s時(shí)，定壓油通過D1孔向關(guān)斷活門供油；直至1.56 s時(shí)，活門左止靠，可填充容積不再變化，右腔壓力和指令壓力隨動(dòng)。

圖5 壓力曲線

圖6 活門位移

圖7 通往關(guān)斷活門油壓隨指令壓力變化曲線

圖6顯示了慢車域活門的位移信號(hào)。隨著指令油壓力的升高，位移緩慢增加，在1.36 s時(shí)，位移達(dá)到0.7 mm，之后活門迅速移動(dòng)，在1.56 s時(shí)移動(dòng)至左止靠。移動(dòng)速度變化的原因?yàn)榛铋TL2尺寸在0.7 mm時(shí)，D2孔產(chǎn)生了節(jié)流作用，導(dǎo)致彈簧腔油壓瞬間減小。

圖7表明了通往關(guān)斷活門的油壓隨指令油壓力的變化情況。曲線顯示了指令油壓力上升(推油門桿)過程中，在1.0 MPa時(shí)，通往關(guān)斷活門的油壓迅速從最小升至2.2 MPa，指令油壓力下降(拉油門桿)過程中，在0.5 MPa時(shí)，通往關(guān)斷活門的油壓迅速從2.2 MPa降至最小。由于噴口關(guān)斷活門直接控制噴口的收放，因此噴口收放隨著指令壓力(即發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速)變化存在著滯環(huán)，滯環(huán)是活門右端與襯套的間隙造成的。

4 噴口收放轉(zhuǎn)速差影響因素分析

4.1 彈簧剛度

為了模擬彈簧衰減對(duì)噴口收放轉(zhuǎn)速差的影響，在彈簧剛度K為4.66，4.58，4.5 N/mm情況下進(jìn)行試驗(yàn)，仿真結(jié)果如圖8所示。

圖8 彈簧剛度對(duì)噴口收放指令壓力影響曲線

由圖8可以看出，在彈簧剛度衰減的情況下，噴口收放轉(zhuǎn)速差幾乎不變。在發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際使用過程中，噴口收放轉(zhuǎn)差異常故障可以排除彈簧的因素。

4.2 油嘴直徑

定壓油通過d2油嘴節(jié)流后進(jìn)入彈簧腔，再次經(jīng)過d3油嘴節(jié)流后通回油系統(tǒng)，因此兩油嘴的節(jié)流作用對(duì)噴口收放的轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速差均有影響。

在d2油嘴直徑為0.5，0.6，0.7，0.8 mm的情況下進(jìn)行試驗(yàn)，仿真結(jié)果見圖9。

圖9 d2油嘴直徑對(duì)噴口收放指令壓力影響曲線

由圖9可以看出，隨著d2 油嘴直徑的增加，收放噴口對(duì)應(yīng)的指令壓力及壓力差均增加，具體變化趨勢(shì)見圖10。在發(fā)動(dòng)機(jī)匹配過程中，可以通過更換d2油嘴來解決噴口收放轉(zhuǎn)速差不合格問題。

圖10 噴口收放對(duì)應(yīng)的指令壓力差隨d2油嘴直徑變化曲線

在d3油嘴直徑為0.8，1.0，1.2，1.4 mm的情況下進(jìn)行試驗(yàn)，仿真結(jié)果見圖11。

圖11 d3油嘴直徑對(duì)噴口收放指令壓力影響曲線

由圖11可以看出，隨著d3 油嘴直徑的增加，收放噴口對(duì)應(yīng)的指令壓力及壓力差均降低，具體變化趨勢(shì)見圖12。

由圖10、圖12可知，d3油嘴對(duì)收放噴口收放轉(zhuǎn)速差的影響作用與d2油嘴相反。在發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際匹配使用時(shí)，可以通過更換d3油嘴為大(小)直徑來解決噴口收放轉(zhuǎn)速差過大(小)的問題。

圖12 噴口收放對(duì)應(yīng)的指令壓力差隨d3油嘴直徑變化曲線

4.3 介質(zhì)溫度

發(fā)動(dòng)機(jī)不同狀態(tài)下對(duì)應(yīng)的燃油溫度不同，由于燃油黏度隨溫度變化，因此介質(zhì)溫度影響指令油從慢車域活門右端間隙進(jìn)入右腔的速度。根據(jù)3號(hào)噴氣燃料的黏度-溫度關(guān)系，分別在介質(zhì)溫度為20，40，60，80 ℃的情況下進(jìn)行試驗(yàn)，仿真結(jié)果見圖13。

圖13 介質(zhì)溫度對(duì)噴口收放指令壓力影響曲線

由圖13可以看出，隨著介質(zhì)溫度的增加，收噴口對(duì)應(yīng)的指令壓力降低，放噴口對(duì)應(yīng)的指令壓力升高，收放噴口對(duì)應(yīng)的壓力差降低。具體變化趨勢(shì)見圖14。

圖14 噴口收放對(duì)應(yīng)的指令壓力差隨介質(zhì)溫度變化曲線

4.4 活門間隙

在5組不同的間隙為0.015，0.02，0.03，0.04，0.05 mm情況下進(jìn)行試驗(yàn)，仿真結(jié)果見圖15。

圖15 活門間隙對(duì)噴口收放指令壓力影響曲線

由圖15可以看出，隨著活門右端間隙的增加，噴口收放對(duì)應(yīng)的指令壓力油壓差逐漸降低，具體變化趨勢(shì)見圖16。

圖16 噴口收放對(duì)應(yīng)的指令壓力差隨活門間隙變化曲線

由圖16可知，當(dāng)活門右端間隙為0.015 mm時(shí)，收放噴口對(duì)應(yīng)的指令壓力差過大，這是因?yàn)殚g隙過小，節(jié)流作用導(dǎo)致活門右腔油壓指令壓力的滯后明顯。當(dāng)間隙在0.03 mm以上時(shí)，收放噴口對(duì)應(yīng)的指令壓差過小，這是因?yàn)殚g隙越大，通過間隙的燃油填充速度越大，活門右腔的壓力對(duì)指令壓力的滯后作用越弱。因此，能夠保證噴口收放轉(zhuǎn)速差的正?；铋T間隙為0.02～0.03 mm。

5 結(jié)論

本研究針對(duì)某型渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)節(jié)流狀態(tài)噴口收放轉(zhuǎn)速差特性，采用AMESim構(gòu)建了核心控制部件慢車域活門組件的仿真模型，分析了彈簧剛度、油嘴直徑、介質(zhì)溫度以及活門間隙對(duì)噴口收放轉(zhuǎn)速差特性的影響，結(jié)果表明：

(1) 彈簧剛度對(duì)噴口收放轉(zhuǎn)速差無影響；

(2) d2油嘴直徑與噴口收放轉(zhuǎn)速差正相關(guān)，介質(zhì)溫度、d3油嘴直徑以及活門間隙與噴口收放轉(zhuǎn)速差負(fù)相關(guān)；

(3) 當(dāng)活門間隙大于0.03 mm時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)噴口收放轉(zhuǎn)速差基本消失，因此，必須保證活門間隙在0.02～0.03 mm范圍內(nèi)才能確保噴口收放轉(zhuǎn)速差特性；

(4) 油嘴對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)噴口收放轉(zhuǎn)速差的影響可以通過直徑匹配來調(diào)整，但是介質(zhì)溫度是隨發(fā)動(dòng)機(jī)狀態(tài)實(shí)時(shí)變化的，其影響作用無法調(diào)整。然而，可以通過適當(dāng)提高活門右端間隙值來減弱介質(zhì)溫度的影響。