航空燃油泵入口回流抑制方法研究

胡紅林，凡佳飛，崔宗泰

1.航空工業(yè)南京機(jī)電液壓工程中心，江蘇 南京 211106

2.空軍裝備部駐上海地區(qū)軍事代表局駐南京地區(qū)第三軍事代表室，江蘇 南京 211106

離心式葉片泵具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、可靠性高、尺寸小、重量輕、效率高、安全性好、流量大、適應(yīng)高轉(zhuǎn)速等優(yōu)點(diǎn)[1]。航空燃油泵作為飛機(jī)燃油系統(tǒng)中的重要增壓部件，廣泛采用離心式葉片泵結(jié)構(gòu)，其性能直接影響燃油系統(tǒng)的工作效果；當(dāng)性能曲線出現(xiàn)馬鞍形時(shí)會(huì)出現(xiàn)同一增壓值對(duì)應(yīng)兩個(gè)或以上的流量，此區(qū)間是泵的不穩(wěn)定工作區(qū)間，當(dāng)多臺(tái)并聯(lián)時(shí)會(huì)給燃油系統(tǒng)帶來輸油不平衡等風(fēng)險(xiǎn)。橫梁自密封航空燃油泵具有維修性好、不影響飛機(jī)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度等優(yōu)點(diǎn)，應(yīng)用前景好；為了滿足橫梁泵的自密封結(jié)構(gòu)、高空性嚴(yán)酷要求、高轉(zhuǎn)速的發(fā)展趨勢(shì)等，會(huì)導(dǎo)致比轉(zhuǎn)數(shù)升高，帶來性能曲線小流量時(shí)出現(xiàn)馬鞍形；由于航空燃油泵工作時(shí)供電條件、飛行高度、油面高度等隨時(shí)發(fā)生著變化，其工作流量也在大范圍波動(dòng)[2]，在馬鞍形區(qū)間就會(huì)帶來危害。以某型加油泵為例，安裝于4個(gè)機(jī)翼油箱橫梁上并聯(lián)進(jìn)行空中加油，在400L/min流量?jī)?nèi)出現(xiàn)了馬鞍形。

Gulich[3]等指出離心泵在低于設(shè)計(jì)工況的情況下由于入口回流導(dǎo)致出現(xiàn)馬鞍形現(xiàn)象；牟介剛[4]等研究了減小葉片安放角對(duì)馬鞍形特性的影響；Kaupert[5]等研究了離心泵的揚(yáng)程曲線遲滯效應(yīng)，得出帶導(dǎo)葉的離心泵出現(xiàn)馬鞍形較多的結(jié)論；馬鵬飛[6]等研究了高比轉(zhuǎn)速的軸流泵多工況下馬鞍區(qū)內(nèi)泵的內(nèi)流特征及壓力脈動(dòng)變化情況；程千[7]等研究了前置導(dǎo)葉對(duì)軸流泵回流渦結(jié)構(gòu)及壓力脈動(dòng)的影響，揭示了前置導(dǎo)葉提高泵“馬鞍區(qū)”工況揚(yáng)程的機(jī)理；吳賢芳[8]等研究了葉片安放角對(duì)泵特性曲線馬鞍區(qū)運(yùn)行特性的影響；馮建軍[9]等則從進(jìn)口管壁面軸向開槽的角度研究了對(duì)泵特性曲線的影響；D.Ji[10]等研究了泵入口管內(nèi)回流對(duì)馬鞍形特性曲線的影響；Andrusiak[11]等從葉輪泄漏量的角度研究了對(duì)泵特性曲線的影響。上述主要研究了小流量馬鞍形的初步形成原因，部分進(jìn)行了有針對(duì)性的改進(jìn)研究，主要包括改變?nèi)~片安放角與增加回流通道等方法，這些方法缺乏量化的指導(dǎo)，同時(shí)會(huì)帶來水力效率的降低及增加結(jié)構(gòu)、工藝的復(fù)雜度。鑒于航空燃油泵需要高效、高可靠性（可通過降低復(fù)雜度來提升）等越來越嚴(yán)苛的要求，為了保證其性能曲線單調(diào)下降，必須采取簡(jiǎn)單、有效、可靠的措施，這給設(shè)計(jì)人員帶來了很大的挑戰(zhàn)。本文針對(duì)某型加油泵小流量處馬鞍形問題，分析其原因并優(yōu)化改進(jìn)，通過數(shù)值模擬和試驗(yàn)驗(yàn)證，表明性能曲線滿足了單調(diào)下降的要求。

1 研究對(duì)象及存在的問題

1.1 模型基本參數(shù)

本文研究某型加油泵，葉輪采用長(zhǎng)短葉片的扭曲形式、誘導(dǎo)輪采用與葉輪一體化結(jié)構(gòu)、比轉(zhuǎn)數(shù)為420，屬于表1 中的混流泵（在揚(yáng)程（性能）曲線的小流量時(shí)出現(xiàn)馬鞍形），其主要設(shè)計(jì)參數(shù)見表2。

表1 燃油泵性能曲線Table 1 Fuel pump performance curve

表2 主要設(shè)計(jì)參數(shù)Table 2 Main design parameters

1.2 加油泵測(cè)試結(jié)果

加油泵經(jīng)過加工生產(chǎn)后進(jìn)行了摸底試驗(yàn)，其流量—增壓值性能曲線如圖1 所示，在小流量200L/min 時(shí)出現(xiàn)馬鞍形，這樣系統(tǒng)在進(jìn)行小流量加油時(shí)會(huì)出現(xiàn)不同油箱輸油不平衡等現(xiàn)象，同時(shí)產(chǎn)品運(yùn)行不穩(wěn)定。

圖1 性能測(cè)試結(jié)果Fig.1 Performance test results

1.3 數(shù)值計(jì)算模型及方法

通過建立泵全流道的三維計(jì)算模型準(zhǔn)確分析泵的內(nèi)部流動(dòng)，計(jì)算域包括了入口流道、一體化葉輪、導(dǎo)葉、蝸殼和出口流道。然后對(duì)幾何模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，最終網(wǎng)格數(shù)為392萬個(gè)，其中入口流道結(jié)構(gòu)網(wǎng)格為16 萬個(gè)，誘導(dǎo)輪+葉輪（一體化葉輪域）非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格為255萬個(gè)，導(dǎo)葉結(jié)構(gòu)網(wǎng)格為25萬個(gè)，蝸殼及出口流道非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格為96萬個(gè)，整體網(wǎng)格如圖2所示。

圖2 CFD計(jì)算域網(wǎng)格劃分Fig.2 Meshing of CFD computational domain

1.4 外特性和內(nèi)部流動(dòng)分析

設(shè)計(jì)初期，在盡量不影響水力效率及結(jié)構(gòu)的條件下通過葉片優(yōu)化設(shè)計(jì)減小曲線的馬鞍形；設(shè)計(jì)了多個(gè)方案進(jìn)行優(yōu)選，仍然不能完全解決，出于小流量仿真有一定的誤差及進(jìn)度的需要，按照最優(yōu)方案進(jìn)行了投產(chǎn)。通過對(duì)不同工況進(jìn)行定常計(jì)算獲得了該加油泵的性能曲線，并與試驗(yàn)值進(jìn)行了對(duì)比，如圖3所示；模擬值和試驗(yàn)值趨勢(shì)基本相同（由于小流量模擬準(zhǔn)確度降低，只計(jì)算到80L/min），試驗(yàn)性能曲線和模擬曲線都出現(xiàn)明顯的增壓值拐點(diǎn)。為了進(jìn)一步分析導(dǎo)致小流量下泵產(chǎn)生馬鞍形的原因，本文對(duì)泵的內(nèi)部流動(dòng)進(jìn)行了分析。

圖3 性能曲線Fig.3 Performance curve

圖4～圖7為不同流量下泵內(nèi)截面的流態(tài)分布，額定流量下泵內(nèi)部的流動(dòng)非常流暢，隨著流量的逐漸減小，在Q=460L/min 時(shí)進(jìn)口流道產(chǎn)生了明顯的入口旋渦，阻擋了部分誘導(dǎo)輪入口的來流。入口旋渦不僅阻塞了流道，還會(huì)引起水力損失增大，而隨著流量進(jìn)一步降低，在Q=200L/min 時(shí)旋渦進(jìn)一步發(fā)展擴(kuò)大導(dǎo)致流道嚴(yán)重阻塞，后面導(dǎo)葉、蝸殼內(nèi)部也出現(xiàn)了明顯的回流渦現(xiàn)象。

圖4 流量Q=1000L/min時(shí)的流場(chǎng)分布Fig.4 Flow field distribution with flow rate Q=1000L/min

圖5 流量Q=800L/min時(shí)的流場(chǎng)分布Fig.5 Flow field distribution with flow rate Q=800L/min

圖6 流量Q=460L/min時(shí)的流場(chǎng)分布Fig.6 Flow field distribution with flow rate Q=460L/min

圖7 流量Q=200L/min時(shí)的流場(chǎng)分布Fig.7 Flow field distribution with flow rate Q=200L/min

1.5 性能曲線馬鞍形的機(jī)理分析

通過數(shù)值模擬(見圖8壓力分布)可以得出:入口的旋渦導(dǎo)致回流是小流量工況下增壓值降低的最大影響因素，誘導(dǎo)輪入口的流態(tài)受到了非常大的影響，旋渦在很大程度上改變了葉輪的入口沖角，引起后續(xù)葉輪、導(dǎo)葉和蝸殼流動(dòng)也產(chǎn)生了變化，最終導(dǎo)致性能曲線在小流量時(shí)出現(xiàn)馬鞍形。

圖8 流量Q=200L/min時(shí)的壓力分布（單位:Pa）Fig.8 Pressure distribution with flow rate Q=200L/min

2 優(yōu)化設(shè)計(jì)方法

根據(jù)上述分析可知，泵小流量工況下增壓值下降與入口旋渦造成的回流即內(nèi)部流動(dòng)分離和二次流有關(guān)，因此，消除入口旋渦、改善入口流態(tài)對(duì)提高小流量工況下的增壓值至關(guān)重要。

本文基于入口流動(dòng)特征，設(shè)計(jì)了一種安裝在泵入口的導(dǎo)流結(jié)構(gòu)，如圖9所示，該結(jié)構(gòu)是在誘導(dǎo)輪入口來流方向周向均布多個(gè)薄片，目的是抑制誘導(dǎo)輪入口處產(chǎn)生旋渦。為了得出有效的結(jié)構(gòu)，結(jié)合旋渦的半徑尺寸及對(duì)誘導(dǎo)輪的流動(dòng)影響，經(jīng)多個(gè)方案的數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)薄片的數(shù)量、長(zhǎng)度與小流量入口回流抑制正相關(guān)；綜合考慮工藝性、結(jié)構(gòu)尺寸等，最終設(shè)置了4個(gè)厚1.5mm、長(zhǎng)12mm（不小于緊挨著誘導(dǎo)輪葉片的最大旋渦半徑）的薄片結(jié)構(gòu)。

圖9 泵入口流動(dòng)優(yōu)化結(jié)構(gòu)示意圖Fig.9 Structural optimization diagram of pump inlet channel

3 結(jié)果與討論

3.1 內(nèi)部流動(dòng)分析

圖10～圖12 為不同流量下泵內(nèi)截面的流態(tài)分布，優(yōu)化后在額定流量和大流量工況下內(nèi)部流動(dòng)情況都較為順暢，較優(yōu)化前沒有明顯區(qū)別。在小流量Q=460L/min時(shí)，優(yōu)化后的入口并沒有出現(xiàn)明顯的旋渦流動(dòng)；隨著流量降至Q=200L/min時(shí)，優(yōu)化后的進(jìn)口段靠上的一側(cè)出現(xiàn)了一個(gè)旋渦，但相比于優(yōu)化前有了較大的改善，入口壓力分布均勻。

圖10 流量Q=460L/min時(shí)的流場(chǎng)分布Fig.10 Flow field distribution with flow rate Q=460L/min

圖11 流量Q=200L/min時(shí)的流場(chǎng)分布Fig.11 Flow field distribution with flow rate Q=200L/min

圖12 流量Q=200L/min時(shí)的壓力分布（單位:Pa）Fig.12 Pressure distribution with flow rate Q=200L/min

從上述對(duì)比分析中可以發(fā)現(xiàn)，泵在增加入口優(yōu)化結(jié)構(gòu)后小流量工況下的入口旋渦得到了有效的抑制，對(duì)不同流量下泵入口段的水力損失進(jìn)行了數(shù)值模擬，如圖13 所示。在大流量工況下入口段的損失都非常小，而隨著流量的減小，泵入口段的損失在逐漸上升，小流量工況下優(yōu)化后泵的水力損失更低，流量Q=200L/min時(shí)降低了59kPa。

圖13 優(yōu)化前后泵入口段水力損失對(duì)比Fig.13 Comparison between hydraulic loss of pump inlet before and after optimization

上述結(jié)果表明，本文設(shè)計(jì)的水力優(yōu)化結(jié)構(gòu)明顯抑制了小流量時(shí)的入口回流，降低了水力損失，進(jìn)而改善馬鞍形流動(dòng)特性。

3.2 性能對(duì)比分析

圖14為優(yōu)化前后增壓值和效率對(duì)比，大流量下增壓值稍有降低（數(shù)值非常小，結(jié)合仿真誤差，可以忽略不計(jì)）、小流量下增壓值升高，保證了性能曲線單調(diào)下降，小流量馬鞍形得到了較好的改善。泵效率的變化趨勢(shì)與增壓值變化基本一致。這表明本文設(shè)計(jì)的水力結(jié)構(gòu)可以改善泵小流量工況的馬鞍形，除了小流量工況下的增壓值與水力效率稍有提升外，其余變化不大。

圖14 優(yōu)化前后泵性能曲線對(duì)比Fig.14 Comparison between pump performance curves before and after optimization

3.3 試驗(yàn)驗(yàn)證

為了進(jìn)一步驗(yàn)證本文設(shè)計(jì)的水力優(yōu)化結(jié)構(gòu)的有效性，通過加工實(shí)物如圖15所示，試驗(yàn)結(jié)果如圖16所示。

圖15 泵進(jìn)口優(yōu)化結(jié)構(gòu)實(shí)物Fig.15 Structural optimization of pump inlet section

圖16 泵優(yōu)化前后性能曲線試驗(yàn)對(duì)比Fig.16 Comparison between pump performance curves before and after optimization

通過對(duì)比研究，優(yōu)化前后泵的增壓值在大流量工況下基本一致；在小流量工況下，優(yōu)化后泵的增壓值有不同提升，流量小于400L/min 時(shí)增壓值提升明顯，在Q=200L/min時(shí)增壓值提升最大約為29kPa（此處與圖14 的入口水力損失不同，此處增壓值包含所有流動(dòng)損失最后形成的結(jié)果），零流量由375kPa 提升至394kPa，滿足最大增壓值不大于400kPa的要求。上述結(jié)果表明，優(yōu)化后可以有效改善泵的小流量馬鞍形運(yùn)行特性。

4 結(jié)論

本文以某型加油泵在小流量工況下出現(xiàn)馬鞍形而帶來性能曲線不單調(diào)下降的問題進(jìn)行了研究，通過試驗(yàn)和數(shù)值模擬等方法探究了其產(chǎn)生的原因。在此基礎(chǔ)上提出了一種可靠的優(yōu)化結(jié)構(gòu)，主要結(jié)論如下:

（1）采用高效混流結(jié)構(gòu)形式的燃油泵在小流量工況下會(huì)產(chǎn)生較大的旋渦形成入口回流阻塞流道，導(dǎo)致其入口段水力損失顯著增大，使泵流量—增壓值曲線產(chǎn)生馬鞍形，不滿足單調(diào)下降要求。

（2）消除或減弱入口回流可以有效提高泵小流量工況的增壓值，改善馬鞍形特性。

（3）泵入口設(shè)置合適的薄片結(jié)構(gòu)導(dǎo)流板可以有效抑制小流量的回流，使泵流量—增壓值曲線保持單調(diào)下降。

（4）薄片結(jié)構(gòu)的具體設(shè)計(jì)參數(shù)后續(xù)可以進(jìn)行更深入的研究及細(xì)化。