某發(fā)動機復雜油路流場分析及優(yōu)化設計*

吳超琦 王 軍 沈潔陽 張英杰 劉海鷗 尉 玉

(中國航發(fā)商用航空發(fā)動機有限責任公司 上海 200241)

附件齒輪箱作為航空發(fā)動機傳動系統的重要單元體之一，能夠在發(fā)動機啟動階段提供扭矩[1]。該齒輪箱采用多級輪系，其傳動鏈復雜、傳遞功率大，齒輪工作時，齒面之間的高副接觸和滑動摩擦會產生大量的熱量。熱量若不能及時散發(fā)出去會使齒輪表面溫度急劇增加，齒面磨損，進而導致齒輪失效，齒輪的失效將直接影響到整個航空發(fā)動機的運轉[2]。

為確保齒輪箱正常工作，噴嘴需向齒輪嚙合區(qū)的齒面提供足夠的潤滑油量，航空發(fā)動機傳動齒輪屬于高速齒輪，多采用噴油潤滑的方式對齒輪進行潤滑和冷卻[3]。王延忠等[4]通過數值模擬的方法分析了齒輪旋轉流場對射流的影響，并通過實驗進行了驗證。錢雪凌等[5]利用Fluent軟件對復雜齒輪箱噴射潤滑進行了研究，得到了噴嘴布置位置不同對于潤滑效果的影響。MASSINI等[6]利用VOF模型模擬了潤滑油射流撞擊到單個齒輪面的過程，評估了射流潤滑的阻力矩。MEHDIZADEN等[7]利用CFD方法計算了齒輪的風阻并得到了齒輪周圍高速旋轉下的流場。PAYRI等[8]研究指出噴嘴內部的幾何形狀不同，會影響其對高速齒輪的冷卻性能。蘇媛媛等[9]利用一維仿真軟件Flowmaster對滑油系統各處噴嘴和節(jié)流嘴尺寸給出了建議，以匹配流量要求。葛玉柱等[10]利用Flowmaster軟件對齒輪箱潤滑系統進行了建模，并結合試驗驗證了系統設計的準確性。王超等人[11]基于Flowmaster軟件對發(fā)動機整個潤滑系統進行了分析，確定了各處噴嘴的尺寸，匹配了各油道的壓力分布。

綜上，目前對齒輪箱噴油潤滑的研究主要集中在齒輪嚙合區(qū)的潤滑和一維系統仿真兩方面。然而航空發(fā)動機傳動齒輪箱內部結構復雜，除噴嘴和齒輪兩大部件外，還設有滑油管路，管路上安裝噴嘴；并且為了空間避讓，滑油管路還會設有折彎，整體結構極為復雜，齒輪箱內部滑油管路的布置方式對齒輪箱的供油和潤滑起著重要作用。本文作者以某航空發(fā)動機的附件齒輪箱“連通折彎式”復雜油路結構作為研究對象，通過三維流體分析，預測發(fā)動機典型供油壓力下，齒輪箱噴嘴的流量、流量系數和流向等關鍵參數，并建立了該油路的壓力-流量數學模型。

1 計算模型

1.1 幾何模型和計算網格

圖1給出了附件齒輪箱的供油模型圖。齒輪箱總共設置有6個噴嘴為齒輪嚙合區(qū)和齒輪軸承提供潤滑和冷卻，確保附件齒輪箱工作運轉。圖2所示是原方案噴嘴2內部結構局部放大圖。

圖1 齒輪箱油路模型

圖2 噴嘴2內部結構局部放大

圖3給出了附件齒輪箱油路結構原方案的流體域模型和體網格模型，油路結構較為復雜，呈“連通折彎式多噴嘴結構”，采用全六面體網格對油路進行網格劃分。

圖3 原方案的計算模型與體網格

1.2 物性參數和邊界條件

潤滑油物性參數取自與附件齒輪箱流量試驗溫度一致的80 ℃下所對應的參數，密度為948.7 kg/m3，黏度為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0。

1.3 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[12-13]封閉方程組，壁面函數采用增強型壁面函數[14](Enhanced Wall Treatment)，壓力-速度耦合采用SIMPLE算法[15]。

為了驗證網格無關性，以附件齒輪箱油路原方案的流體域模型為研究對象，劃分了不同疏密性的體網格模型，體網格的總數分別是425萬、650萬和792萬，入口和出口指定相同的邊界條件。計算結果發(fā)現，3個不同的體網格方案對應的入口體積流量分別是9.42、9.74、9.77 L/min?？梢?，體網格總數從650萬增加至792萬時計算結果已變化不大。結合計算資源和時間考慮，文中選取體網格總數為650萬的方案進行仿真計算和結果分析。

2 計算結果及分析

2.1 計算結果驗證

對于附件齒輪箱油路性能評估方式是在特定的工況點下對其開展流量試驗，考察進油口的潤滑油體積流量是否滿足要求?；谖闹薪⒌哪Ｐ?，將試驗得到的流量結果和計算結果進行比較，如表1所示，可以看到二者吻合較好，說明了文中建立模型的準確性。

表1 計算結果和試驗結果比較

2.2 原方案的計算結果

對于附件齒輪箱油路模型，在結構設計完成初期，并未開展流量試驗，因此將原方案計算結果與設計要求做了對標校核。根據設計要求，進油口的潤滑油流量需達到11.5 L/min，將仿真計算得到的體積流量和設計要求進行了對比，如表2所示?？梢娫桨傅挠嬎憬Y果和設計要求相差較大，計算結果比設計要求的體積流量明顯偏低，說明該附件齒輪箱的油路結構設計無法滿足要求，因此需進行三維流場分析，找出體積流量偏低的原因。

表2 原方案計算結果和設計要求對比

圖4給出了該附件齒輪箱油路的壓力分布云圖，可看出整個油路壓力變化顯著的地方有兩處：一處是所有噴嘴的噴孔段，壓力出現了突然下降的情況，這是由于噴點區(qū)域流通面積突然減小，局部阻力損失突然變得很大，導致壓力損失較大導致的；另一處是圖4中黑框所示的區(qū)域，在噴嘴2兩側的油路出現了壓力損失的情況。

圖4 原方案的壓力云圖

提取不同噴嘴進口側和出口側的壓力損失，如表3所示?？梢钥闯?，噴嘴2進、出口側管路的壓力損失較大，說明潤滑油在噴嘴2處出現了非常大局部阻力損失，該處噴嘴結構需要改進優(yōu)化。

表3 各個噴嘴進、出口側的壓力損失

為了找出噴嘴2局部區(qū)域壓力損失異常大的原因，分析了原方案整個附件齒輪箱油路的內部流動軌跡，結果如圖5所示?？芍?，當潤滑油從入口流入油路后，在管路段的流線較為平直，因為管路段流通面積不變，受到的流動阻力很小，故流線的狀態(tài)接近于“平推流”，不會產生任何渦旋；但是當潤滑油流入各個噴嘴時，由于受到噴嘴壁面的影響，流動狀態(tài)發(fā)生了改變，在噴嘴內部出現了渦旋的流動狀態(tài)。

圖5 原方案的內部流線

為了更加清晰地查看不同噴嘴流入和流出側的流動情況，在圖5中將紅框中4個區(qū)域的局部流動情況進行了放大。對比4個區(qū)域的流場變化情況可以看到，A區(qū)域中的流動劇烈，流出側的管路內形成的渦流清晰可見，速度相比其他3個區(qū)域明顯更大；B、C和D區(qū)域中的流線速度變化相對較小，流出側的管路內幾乎沒有旋流。

圖6給出了噴嘴2流入和流出側中心截面的流線圖?？梢钥吹?，當潤滑油流入、流出時，管路流入和流出側的有效流通面積較小，速度突然增加，局部阻力損失驟然增大，形成了較為強烈的渦旋，流動耗散較大，壓力損失較大。因此噴嘴2的流出側和流入側的壓力損失很大，影響了整個附件齒輪箱油路的入口流量。因此，需對噴嘴2的局部結構進行優(yōu)化。

圖6 噴嘴2流入和流出側的流線圖

2.3 優(yōu)化方案的計算結果

原方案的三維仿真計算分析結果表明，由于噴嘴2區(qū)域的流通面積不足導致局部壓力損失較大，影響了整個附件齒輪箱油路的入口流量，故對噴嘴2的局部結構進行調整，將噴嘴2端面A在原方案的基礎上向下移動4.5 mm，增加油路有效流通面積，如圖7所示。

圖7 優(yōu)化方案中噴嘴2內部結構局部放大

將優(yōu)化方案的模型采用相同的邊界條件進行計算，結果如表4所示。附件齒輪箱油路的進口潤滑油流量為10.8 L/min，相比起原方案的9.74 L/min有了較大增幅，且計算結果和設計要求更加接近。

表4 優(yōu)化方案計算結果和設計要求對比

圖8給出了附件齒輪箱油路優(yōu)化方案的壓力云圖，可以看到，在各個噴嘴左右側的進出口管路段上，并沒有出現很明顯的壓力變化，壓力損失較大的區(qū)域仍在每個噴嘴的噴孔段處，這是由于流通面積突然減小導致的。但是在優(yōu)化方案中并沒有出現噴嘴2兩側的管路段上壓力顯著變化的情況。

圖8 優(yōu)化方案的壓力云圖

表5給出了優(yōu)化方案中各個噴嘴左右兩側的進出口管路壓力損失?？梢钥闯?，各個噴嘴兩側管路的壓力損失逐步減小，整個附件齒輪箱油路的壓力分布更加合理。

表5 優(yōu)化方案中各個噴嘴進、出口側的壓力損失

圖9給出了附件齒輪箱油路優(yōu)化方案的內部流線圖，可以看到，A區(qū)域流入側和流出側的內部流線速度變化不大，在進入和流出側的管路內，原方案中的渦旋流動已消失，流動狀態(tài)更加接近于理想的“平推流”狀態(tài)；B、C 和D 3個區(qū)域的流動狀態(tài)和A區(qū)域內的流動狀態(tài)相似。

圖9 優(yōu)化方案的內部流線

圖10給出了優(yōu)化方案噴嘴2流入和流出側中心截面的速度矢量圖?？梢娫黾恿魍娣e后，局部阻力損失降低，速度的最大值隨之降低，流入和流出側管道內的流動比較平直；而在噴嘴2內部還存在著局部區(qū)域的渦旋流動，這是由于流動受到噴嘴結構和流出側管路的位置限制所致。

圖10 噴嘴2流入和流出側的流線圖

從以上對附件齒輪箱油路優(yōu)化方案的內部流動分析可以看出，原方案油路入口供油量距離設計要求相差較大是由于噴嘴2結構設計不合理，流道內的流通面積過小，局部阻力損失較大?；谌S仿真分析，提出了相應有效的優(yōu)化方案。優(yōu)化方案的油路入口供油量和設計要求較為相近，驗證優(yōu)化方案的有效性。

2.4 進口壓力對進油流量的影響

附件齒輪箱的流量試驗僅針對典型的進口壓力，即0.3 MPa下的潤滑油體積流量試驗，對其他不同進口壓力下的潤滑油體積流量未進行試驗。前文已經通過試驗驗證了文中模型的準確性，基于此，通過改變入口邊界條件，采用模型計算得到不同進口壓力下對應的入口潤滑油體積流量，如表6所示。

表6 不同進口壓力對應的潤滑油體積流量

計算的入口壓力范圍是0.05～0.4 MPa，總共8個壓力點，對8個壓力點下對應的滑油體積流量曲線進行擬合，如圖11所示，得到擬合方程如下：

圖11 不同進口壓力下潤滑油體積流量曲線

Y=-32.238X2+38.193X+2.324 3

式中：Y對應附件齒輪箱油路的入口潤滑油流量；X對應油路的進口壓力。

從圖11可知，該曲線的擬合度為0.998 8，擬合度較好。附件齒輪箱油路在不同進口壓力下對應潤滑油體積流量呈現二次函數關系，在0.05～0.4 MPa的壓力范圍內，對應的潤滑油最小和最大體積流量分別是4.02和12.54 L/min。

基于三維仿真分析，對該附件齒輪箱“連通折彎式”復雜油路結構建立了壓力-流量的數學模型，該模型為不同進口壓力下的潤滑油體積流量選擇，以及為附件齒輪箱性能評估提供了數據支撐。

3 結論

對某航空發(fā)動機附件齒輪箱呈“連通折彎式”的復雜油路結構模型進行三維仿真分析，基于所建立的模型分析了齒輪箱進口潤滑油流量不足的原因并提出優(yōu)化方案。主要結論如下：

(1)該齒輪箱因噴嘴結構的設計不當，導致齒輪箱油路結構中的局部流通面積較小，使得該區(qū)域內產生渦流，局部阻力損失變大，造成油路進口處的滑油流量偏小。

(2)通過對齒輪箱油路中噴嘴結構的優(yōu)化，增大附件齒輪箱油路流通面積，減小了油路的壓力損失，提高了油路進口的潤滑油流量，使其滿足設計要求。

(3)優(yōu)化后的附件齒輪箱油路結構中，壓力損失較大的區(qū)域出現每個噴嘴的噴孔段處，但各個噴嘴兩側管路段的壓力變化并不大，整個油路的壓力分布更合理，各個管路段內的流動狀態(tài)接近于理想的“平推流”形式。

(4)通過三維仿真計算，建立了附件齒輪箱油路結構的壓力-流量數學模型，發(fā)現入口壓力為0.05～0.4 MPa時，入口壓力和體積流量呈二次函數關系。