航空發(fā)動機潤滑油噴嘴性能優(yōu)化分析*

吳超琦 王 軍 占 銳 沈潔陽 李昱瑤 尉 玉

(中國航發(fā)商用航空發(fā)動機有限責任公司 上海 200241)

近年來，我國航空發(fā)動機性能和輸出功率不斷提高，主軸轉速明顯增加，軸承DN值和發(fā)熱量較大[1]，必須對其進行合理潤滑[2]。為軸承提供良好的潤滑，不僅能夠提高軸承工作的穩(wěn)定性和性能，還能夠提高軸承的工作壽命[3]。

目前在高DN值下工作的航空發(fā)動機主軸軸承，多采用環(huán)下潤滑的供油方式[4]，這種潤滑方式能夠有效地避免軸承內圈打滑[5]。采用環(huán)下潤滑時，潤滑油從噴油嘴噴孔噴出，經過集油部收集后，經由軸承內圈上的徑向孔，依靠離心力，甩入軸承腔內部[6]。因此，為保證噴油嘴能將潤滑油準確地噴射至集油和潤滑部位，對于噴油嘴噴射流線的發(fā)散程度和噴射方向都有著嚴格的要求[7]。這兩點直接決定了噴嘴的性能，國內外學者對此進行了大量研究。JIANG和MAO[8]基于高速電主軸油氣潤滑試驗臺，研究了噴嘴的個數、長徑比以及噴嘴到軸承球滾動體的距離對軸承溫升的影響。劉成等人[9]采用Fluent仿真軟件建立了油氣潤滑系統(tǒng)噴嘴、軸承腔的油氣兩相流模型，分析了兩相流流經兩種不同結構噴嘴后在軸承腔內的流動狀態(tài)。陳長業(yè)等[10]利用Fluent中的VOF多相流模型研究了噴嘴結構參數對于高速滾動軸承油氣潤滑輸油管中油氣環(huán)狀流特性的影響，得到了噴嘴結構參數對于油氣潤滑環(huán)狀流特性的影響。張瑞強等[11]利用VOF兩相流模型研究了噴嘴結構對于噴嘴流量的影響。蘇媛媛等[12]通過系統(tǒng)仿真軟件對潤滑系統(tǒng)各處噴嘴尺寸提出優(yōu)化建議，校核噴嘴流量以考察噴嘴的性能。

雖然學者們對噴嘴進行了大量研究，但是大多都局限于噴嘴內部流動狀態(tài)[13-14]，對噴嘴噴孔外部流線的發(fā)散程度和圓柱度關注較少。另外，目前研究主要通過一維仿真軟件校核噴嘴孔徑是否匹配滑油系統(tǒng)的流量要求，未給出噴嘴的三維流場信息。本文作者針對某軸承供油噴嘴流量流向試驗存在的噴嘴出口流線較為發(fā)散的問題，利用Fluent軟件對該噴嘴內部流場進行仿真，分析噴嘴噴射流線發(fā)散嚴重的原因，并提出結構優(yōu)化方案。

1 計算模型

1.1 數值模型

利用通用計算流體軟件對噴嘴噴油流動進行三維數值仿真。為了更高效地得到仿真結果，對模型做出如下合理假設：

(1)潤滑油在噴嘴內部流動過程中不發(fā)生換熱和化學反應；

(2)噴嘴內部只有潤滑油一種介質，不存在空氣，采用單相流動進行計算；

(3)不考慮流動過程中潤滑油物性參數隨溫度的變化，潤滑油是不可壓縮的。

為了保證計算具有良好的魯棒性和精確性，湍流模型采用Realizablek-ε湍流模型[15-16]，該模型適合比較廣泛的流動類型，包括自由流、腔體流動、邊界有分離的流動等。

1.2 幾何模型和計算網格

圖1給出了噴嘴模型原方案的幾何結構，噴嘴模型中設置有一個進油口和三個出油口。

圖1 原方案的幾何模型Fig.1 Geometric model of the original scheme

在原噴嘴結構中，2號和3號出油口直徑均為2.3 mm，1號出油口的直徑為2.1 mm。如圖2所示，噴嘴中部連接段A位于噴嘴出口段B的中間位置，噴嘴的入口段、中間段和出口段的直徑都是10 mm，噴孔1和噴孔3兩側分別有一個堵頭，兩個堵頭對應的內表面分別為面A和面B。

圖2 原方案的計算模型與體網格Fig.2 Computation model and mesh of the original scheme

噴嘴流體域模型采用結構化的全六面體網格，沿著噴嘴流體域壁面處劃分邊界層網格，噴嘴模型原方案的計算模型和網格見圖2。

1.3 邊界條件

噴嘴流量流向試驗溫度為80 ℃，該溫度下潤滑油物性參數為：密度948.7 kg/m3，黏度0.007 8 Pa·s。 計算域入口采用壓力入口(Pressure Inlet)邊界類型，給定表壓0.3 MPa，計算域出口采用壓力出口(Pressure Outlet)邊界類型，給定背壓為0。

1.4 求解設置

采用壓力基求解器進行穩(wěn)態(tài)求解，用Realizablek-ε湍流模型封閉方程組，壁面函數采用增強型壁面函數(Enhanced Wall Treatment)，壓力-速度耦合采用SIMPLE算法，梯度離散采用Least Squares Cell Based格式，壓力離散采用Second Order格式，其余項離散都采用Second Order Upwind格式。

為了對單相流的計算模型進行網格無關性驗證，對文中噴嘴模型劃分三套不同疏密的體網格，網格分別為802 545、2 026 473、3 109 637，提取噴嘴入口流量的計算結果發(fā)現(xiàn)，后兩套網格對應的入口流量計算結果分別為12.88和12.90 L/min，計算結果和設計值13 L/min相近，故噴嘴仿真模型采用的體網格數約為200萬。

2 原方案仿真與試驗結果

2.1 仿真結果和試驗結果

圖3給出了該噴嘴模型出口流線的仿真結果和試驗結果。從圖3(a)所示的仿真結果，可看出噴嘴外部流線發(fā)散程度較大，出口段的流線圓柱度無法滿足設計的要求。從圖3(b)所示的該噴嘴打靶實驗結果可以看出，計算結果和實驗結果較為一致，驗證了文中建立的數值計算模型的有效性。

圖3 原方案外部流線仿真結果和實驗結果對比Fig.3 Comparison of simulation results(a)and experimental results(b)of external streamline of the original scheme

2.2 計算結果分析

圖4給出了噴嘴原方案的流體域內部流線。可知，當流體從A段流入B段時，分成了兩股分支，其均受到噴孔1和噴孔3兩側堵頭內表面的影響，在兩側形成了局部的渦流區(qū)，三個噴嘴出口段內的流線出現(xiàn)了比較嚴重的旋流流動，未能達到流線和流動方向一致的平推流形式，這點是造成噴孔外部流線發(fā)散較為嚴重的重要原因。

圖4 原方案內部流線Fig.4 Internal streamline of the original scheme

滑油噴嘴的性能考察，主要是每個噴嘴外部流線的過靶率(過靶的質量流量和噴孔總質量流量的比值)和每個噴孔的潤滑油流量。根據設計要求，噴嘴入口總體積流量為13 L/min，噴孔1的體積流量為4 L/min，噴孔2和噴孔3的總體積流量為9 L/min。對比表1給出的仿真結果可知，流量基本滿足設計的要求，噴孔的直徑無需變更，因此文中主要針對噴孔外部流線發(fā)散嚴重這點提出結構優(yōu)化方案。

表1 噴嘴原方案體積流量仿真結果Table 1 Simulation results of nozzle volume flow of the original scheme

3 優(yōu)化方案

根據噴嘴原方案的流場計算結果，針對性地提出了3個優(yōu)化方案，分別對3個噴孔外部流線的圓柱度進行優(yōu)化。

優(yōu)化方案1如圖5所示，該方案主要將中間連接段A的位置較原來進行了偏移，其中心線和1號噴油出口管道的中心線對齊。

圖5 優(yōu)化方案1Fig.5 Optimization scheme 1

優(yōu)化方案2如圖6所示，該方案在噴嘴模型下方的出口段B增加了臺階，如圖中藍色方框所示，使出口段B直徑由10 mm過渡到了6 mm，并且在噴孔2和噴孔3出口段增加了局部臺階，噴孔2和噴孔3的長徑比由原方案的3.7提高至4.57。

圖6 優(yōu)化方案2Fig.6 Optimization scheme 2

優(yōu)化方案3如圖7所示，該方案在原方案堵頭結構的基礎上增加了一段圓柱段，如圖8所示，是一種新型的“嵌入式”堵頭，堵頭圓柱體直徑設置為3 mm，長度為1.75 mm，堵頭最深處的位置和噴孔3的出口段中心線對齊。

圖7 優(yōu)化方案3Fig.7 Optimization scheme 3

圖8 舊堵頭和新堵頭的對比Fig.8 Comparison of two plugs；(a)old plug； (b)new “embedded” plug

4 優(yōu)化方案計算結果

4.1 優(yōu)化方案1

圖9給出了優(yōu)化方案1的流場仿真結果。相比起原方案，該噴孔1的外部流線圓柱度有了明顯改善，該噴孔的外部流線過靶率已超過70%，滿足設計的要求；而噴孔2和噴孔3的外部流線過靶率較低，并沒有得到改善，無法滿足設計的要求。

圖9 優(yōu)化方案1內部和外部流線Fig.9 Internal and external streamlines of optimization scheme 1

分析內流場的仿真結果，A段的主流區(qū)和噴孔1出口段主流區(qū)一致，流體流動的局部阻力損失大大減少，在一定程度上抑制了因堵頭內表面A產生的渦旋對于噴孔1出口段內流體擾動的影響，噴孔1的外部流線過靶率有了較大提升。然而噴孔2和噴孔3出口段受到堵頭內表面B和B段主流區(qū)內產生的渦旋影響，過靶率仍不理想。

從以上分析可知，噴孔上部的結構對于噴孔外部流線的圓柱度有直接的影響，當噴孔出口段主流區(qū)和其上部結構主流區(qū)一致時，能夠減少渦旋對于噴孔出口內流體擾動的影響，減小噴孔外部流線的發(fā)散度，提高過靶率。

表2給出了優(yōu)化方案1每個噴孔的體積流量。從仿真結果可知，其體積流量能滿足設計的要求。

表2 優(yōu)化方案1噴嘴體積流量仿真結果Table 2 Simulation results of nozzle volume flow of optimization scheme 1

4.2 優(yōu)化方案2

在優(yōu)化方案1的基礎上，繼續(xù)對噴孔2和噴孔3的外部流線圓柱度進行優(yōu)化。

圖10給出了優(yōu)化方案2的流線。在增加噴孔2和噴孔3的長徑比后，噴孔2的外部流線圓柱度有了非常明顯的提升，過靶率幾乎達到了100%，滿足設計要求。但是長徑比的增加對于噴孔3的外部流線圓柱度改善較小，其過靶率依然未能達到設計要求的70%以上。

圖10 優(yōu)化方案2內部和外部流線Fig.10 Internal and external streamlines of optimization scheme 2

分析噴嘴內部的流動可知，縮小噴嘴B段的直徑，增加噴孔2和噴孔3的長徑比，很有效地抑制了B段內的流動，B段主流區(qū)的旋流已經消失，內部流動的紊亂程度被抑制。噴孔2距離堵頭內表面B相對較遠，其內部流動主要受B段主流區(qū)流體流動的影響，當B段主流區(qū)流動流動較為平緩時，噴孔2出口段內的流線接近于平推流，流型接近理想狀態(tài)，因此噴孔外部流線幾乎都能夠完全過靶[17]。

噴孔3距離面B的位置較近，其出口段內的流動受到面B處旋流的影響較大，提高其長徑比對于提高該噴孔外部流線圓柱度的效果并不是非常顯著，還需要通過別的方式抑制面B處產生的旋流，從而更進一步地降低該噴孔外部流線的發(fā)散度。

根據表3的仿真結果，入口流量和優(yōu)化方案1的計算結果幾乎一致，2號和3號噴油口的流量總和與1號噴油口的配比能滿足要求。

表3 優(yōu)化方案2噴嘴體積流量仿真結果Table 3 Simulation results of nozzle volume flow of optimization scheme 2

4.3 優(yōu)化方案3

綜合之前的計算結果，可知3號噴油口的出口流線發(fā)散情況較為嚴重，噴嘴A段和B段的改變均無法有效地改善該噴孔外部流線的圓柱度。結合噴嘴內部的流場，從抑制面B處旋流的角度入手，提出了一種新的噴嘴堵頭結構以抑制噴孔3出口段的旋流。

圖11給出了優(yōu)化方案3內部和外部流線。可見加了堵頭后，出口3管道的內部流線平緩了很多，3號噴油口的外部流線過靶率能夠超過75%，流線中心速度較大的主流區(qū)域，基本都能夠通過靶心，滿足設計的要求。其他2個噴油口的外部流線發(fā)散情況基本和優(yōu)化方案2結果一致。

采用了新形式的“嵌入式”堵頭后，其圓柱段對于噴孔3處的渦旋具有很好的抑制作用，噴孔出口段內的流線能以更加接近“平推流”的平直流動狀態(tài)，從而很有效地提升了該噴孔外部流線的過靶率，滿足了設計的要求。

表4給出的優(yōu)化方案3仿真結果，可知入口流量和出口的流量配比均可以滿足計算要求。

表4 優(yōu)化方案3噴嘴體積流量仿真結果Table 4 Simulation results of nozzle volume flow of optimization scheme 3

5 結論

基于某軸承供油噴嘴流量流向試驗發(fā)現(xiàn)的噴嘴出口流線較為發(fā)散這一現(xiàn)象，通過CFD分析，找到了每個噴孔外部流線發(fā)散度較大的本質原因，并結合計算結果給出了多輪結構優(yōu)化方案，確定了該噴嘴最終優(yōu)化結構方案。主要結論如下：

(1)噴嘴噴油出口管路段的內流場直接決定了噴油口外部流線的發(fā)散程度和圓柱度，通過改變噴嘴結構，將噴孔出口段主流區(qū)和其上部結構的主流區(qū)盡可能設計成一致，能夠減少渦旋對于噴孔出口段內流體擾動的影響，減小噴孔外部流線的發(fā)散度，提高過靶率。

(2)對于直接受到噴孔上游結構主流區(qū)中渦流影響的噴孔，可以通過縮小上游結構主流區(qū)的直徑，提高噴孔的長徑比抑制主流區(qū)中流體紊動消除主流區(qū)中產生的渦流，進而有效提高噴孔外部流線的過靶率。

(3)當噴嘴內部產生的渦旋距離噴孔較近時，其對于噴孔出口段內的流動影響較大，通過提高噴孔長徑比無法很好改善噴孔外部流線的圓柱度，計算發(fā)現(xiàn)，采用新型“嵌入式”堵頭能夠有效抑制噴孔區(qū)域的旋流流動，提高外部流線的過靶率，同時確保每個噴孔的潤滑油流量也能夠滿足設計要求。