電動燃油泵軸向油冷殼體隔板的數值研究*

2018-10-23 10:36:00魏仁鳳葉志鋒

機電工程 2018年10期

魏仁鳳，王彬,2,3*，葉志鋒,2,3

(1.南京航空航天大學能源與動力學院，江蘇南京 210016；2.江蘇省航空動力系統重點實驗室，江蘇南京 210016；3.工業和信息化部航空發動機熱環境與熱結構重點實驗室，江蘇南京 210016)

0 引言

傳統航空發動機燃油泵主要為固定排量泵，雖然可靠性高，但泵的轉速與發動機轉速直接相關，某些飛行狀態下燃油泵提供的燃油流量遠高于發動機所需的流量，大量回流導致燃油系統的溫度升高，因此有必要采取措施防止燃油系統過熱而影響其性能。文獻[1]提出電動燃油泵這一概念，具有可變速和變流量的電動燃油泵電機的轉速與發動機轉速無關，可根據發動機工作需要調整轉速以提供發動機所需的燃油量，燃油也無需回流，系統重量和復雜性得以降低，同時降低油箱溫升[2]，易于與多電發動機匹配。而航空用電動燃油泵將泵與電機高度集成以最大程度減小體積和重量。電動燃油泵工作過程中，電機損耗大多轉變為熱量，極易因殼體內部尤其是定子部件溫度過高引起電機超溫，嚴重時易使電機定子燒毀，或使電機定子繞組絕緣損壞而引起股間短路[3]。因此，電動泵的熱可靠性很關鍵。燃油冷卻是最為直接的散熱方法，國內未見專門針對燃油泵電機開展油冷技術的研究與應用。

國外在電機油冷研究方面也做了大量研究。TANGUY D等人[4]對電機油冷系統中各部分參數對冷卻性能的影響做了大量實驗；PECHANEK R等[5]應用計算流體力學方法研究了軸向和周向水冷結構的冷卻效果；PONOMAREV P等[6]將熱液模型應用于永磁電機油冷系統的研究；SAADI M S等[7]研究了窄流道油冷系統的冷卻性能；LINDH P等[8]對間接型水冷結構進行了實驗研究。綜上，學者對電機的水冷技術研究，關注的主要是冷卻效果。然而，航空用電動燃油泵的油冷殼體冷卻液為航空煤油，且在散熱性能、壓降和工藝性方面均有嚴格要求。國內方面，有學者對中小型電機定子外水冷結構進行了初步設計計算[9]，采用水冷感應電機熱網絡模型計算了電機額定負載運行穩態溫升及不同流速時電機繞組及定子軛部的溫度分布[10]，基于場路耦合協同仿真對變頻器供電時電機繞組銅耗和鐵耗等進行了計算，對所設計的水冷系統進行了三維溫升計算[11]，利用三維瞬態導熱模型，對中小型電機定子三維瞬態溫度場進行了仿真[12]。

基于計算流體動力學(CFD)方法，本文將研究電動燃油泵功率適應冷卻油分配時軸向油冷結構的散熱性能，從隔板數量和分布形式尋求合理高效的冷卻結構方案。

1 冷卻殼體設計

1.1 結構參數

本文采用較為常見的油冷結構方案—軸向S型冷卻流道。該結構具有散熱均勻、不易在電機兩端產生溫度梯度、可使進出油口靠近等優點。電動燃油泵油冷流道結構是根據機載泵的性能要求專門設計的，側重在于滿足冷卻效果的前提下盡可能減小體積重量。

本文電動燃油泵由永磁同步電機驅動，其主要參數如表1所示。

表1 電動泵的主要參數

1.2 冷卻油流量

若電機產生的熱量全部由冷卻液帶走，進出口冷卻液溫差設計為3 ℃，額定工況下電動泵的流量遠高于電機殼體冷卻所需的流量，多余燃油流量必使流道結構尺寸增加。故本研究提出在流道進口增設燃油分配器，以期實現按需供油，最大程度減小冷卻殼體的徑向尺寸，使其與同功率燃油泵一體化結構實現成為可能。燃油分配器設計非本文主要內容，在此僅作為本文研究內容成立的技術條件作必要交代。燃油分配器裝于泵出油口，兩輸出油口一路將滿足散熱要求的冷卻油流量引入冷卻流道，另一路將其余燃油引入泵的工作回路，實際需要的冷卻油流量為：

(1)

式中：m—冷卻流量，經計算為0.127 6 kg/s，為泵總流量的17.5%；Q—散熱功率，W；ΔT—進出口冷卻油溫差，℃；CP—航空煤油比熱容k，J/(kg/K)。

1.3 冷卻殼體尺寸

設計冷卻流道截面尺寸時，應先確定流道有效通流面積，使冷卻液有較合理的流速以達到較佳的冷卻效果。文獻[13]用熱阻網絡法研究了冷卻水流速對電機溫度的影響，發現冷卻水在流道內湍流流動比層流流動的冷卻效果好，冷卻水流速對冷卻效果影響較大。本文航空煤油作介質的設計流速也為1 m/s。

冷卻殼體其他幾何尺寸可以根據幾何關系獲得，其結構尺寸需滿足：

(2)

式中：n—隔板數；a—冷卻流道內壁面寬，mm；b—冷卻流道外壁面寬，mm；c—流道隔板寬，設計為10 mm；h—流道高度，mm；d1—冷卻流道內壁面直徑，mm；d2—冷卻流道外壁面直徑，mm；vd—設計流速，1 m/s。

冷卻殼體內徑d3視作定子外徑，冷卻殼體內外壁厚設計為5 mm。經計算，設計流速下冷卻殼體隔板數為20，其他主要參數如表2所示。

表2 冷卻殼體的幾何參數

本文保持其他結構參數和冷卻油流量不變，通過改變隔板數改變冷卻液流速，研究一定流量下流速對冷卻效果的影響。考慮到隔板數為偶數可確保進出口在同一端，令流道內隔板數在8-32以2順次遞增。根據冷卻液流量和通流面積計算不同隔板數下的流速和雷諾數，可計算出冷卻液的雷諾數：

(3)

式中：Re—冷卻液雷諾數；ρ—冷卻液密度，kg/m3;u—冷卻液流速，m/s；d—冷卻流道的水力直徑，m；v—冷卻液的動力粘度，m2/s。

冷卻液流速和雷諾數隨著隔板數增加的變化規律如圖1所示。

圖1 冷卻油流量、雷諾數-隔板數關系

由圖1可知：冷卻液流速和雷諾數都隨隔板數增加而增加，8或10只隔板時雷諾數小于2 300為層流流動，大于10時為湍流流動，流動模型的選擇，對數值模擬結果影響很大。

2 流固耦合數值模擬

根據油冷殼體內流體溫度場計算求解器和耦合交界面的基本原理，計算流體力學計算可歸結為求解有限元方程，流體流動問題根據N-S方程進行求解。考慮流體密度和粘性系數都為常數時的N-S方程為[14]:

(4)

式中：左端項—微元的慣性力；右端第一項—粘性力；第二項—壓力；第三項—體積力(如重力)。

若不考慮流體的粘性，得到理想流體的運動方程—歐拉方程(Euler)為：

(5)

隔板數為20的冷卻殼體流固耦合仿真的三維模型如圖2所示。

圖2 冷卻殼體三維模型

圖2中，深灰色為流體域，外圈淡灰色為固體域，內圈淡灰色面為與電機定子接觸的內壁面。假設電機產生的熱量以熱流密度的形式均勻施加在該壁面上。基于ICEM網格生成軟件對流體域和固體域劃分網格，導入CFX軟件前處理并進行計算以獲得不同隔板數冷卻殼體的冷卻性能。CFX前處理中，流體域介質為航空煤油，傳熱方式為Thermal Energy(熱焓模型)，隔板數為8和10的殼體選擇Laminar層流模型，大于10的殼體湍流模型則選用標準k-ε模型[15]；固體域材質為鋼，傳熱方式為Thermal Energy。設置耦合面參數。設置0.128 kg/s的流量進口，溫度為35 ℃；靜壓為8 MPa的壓力出口；電機產生的熱量以熱流密度施加在與電機定子接觸的內壁面上，熱流密度為31 373 W/m2，其余內壁面設為絕熱壁面；與外界空氣接觸的壁面邊界設定為自然對流換熱，對流換熱系數為14 W/(m2·k)[16]，環境溫度為25 ℃。

3 隔板數對冷卻性能的影響

為研究隔板數對冷卻效果的影響，筆者開展了8-32隔板殼體的流固耦合數值計算。隔板數的增加對殼體內外壁面平均溫度的影響情況如圖3所示。

圖3 內外壁面溫度與隔板數關系

由圖3可知：流速隨隔板數增加而增加，內外壁面平均溫度持續降低，8和10隔板的層流流動冷卻效果明顯差于湍流流動的冷卻效果，這與文獻[11]的結論一致。隔板數小于18時，隨隔板數增加壁面溫度下降較為明顯，隔板數大于18后溫度下降漸緩，據此初步認為18塊隔板已達到飽和冷卻液流速和飽和溫度(飽和流速為0.87 m/s，與1 m/s水冷流速有一定差別，內壁面即定子外圓飽和溫度為45 ℃，與文獻[11]一致)。

對燃油分配器的功率適應冷卻油供給方案，其冷卻油的壓力損失關乎后續匯流性能，由此也視作評價冷卻方案性能的指標之一。冷卻液必使泵有一定的功率損耗，其與進出冷卻流道壓降的關系：

Wp=mv·Δp

(6)

式中:Wp—冷卻液消耗功率，W；mv—冷卻液體積流量，m3/s；Δp—進出口壓降，Pa。

冷卻液流量一定時，泵為冷卻液提供動力消耗的功率與冷卻殼體進出口壓降成正比。壓降隨隔板數增加而增加的關系曲線如圖4所示。

圖4 流道壓降與隔板數關系

如圖4可知：隔板數小于24時壓降增加緩慢，隔板數大于24時壓降急劇增加，此時冷卻液流速為1.41 m/s，可見對壓降有嚴格要求的場合不宜選用隔板數超過24的殼體。

溫度均勻性是衡量冷卻性能的另一指標，可基于內壁面溫度分布均勻度來判斷。為便于描述，引入溫度分布均勻度：

(7)

式中：η—溫度分布均勻度，其越小則溫度分布越均勻；Ttop—內壁面最高溫度，℃；Tave—內壁面平均溫度，℃。

內壁面溫度分布均勻度隨隔板數的變化關系曲線如圖5所示。

圖5 溫度均勻度與隔板數關系

由圖5可知：湍流流動時，增加隔板數有利于使溫度分布均勻，層流到湍流溫度分布均勻度有一個突增，流速較低時層流流動較湍流溫度分布均勻。

綜合比較可得：18只隔板殼體的冷卻性能較好，由此可將其定為最佳隔板數。

4 仿真實驗結果與分析

本研究以得到最佳隔板數為18只的冷卻殼體為例，用等距和變距兩種冷卻殼體分別計算。其中，等距流道同前文布置；變距采用隔板間距弧長對應的角度從24°以0.5°依次減小至16°，過流面積依次減小。分析可知，若采用隔板間距逐漸增加，不利于壁面溫度均勻分布，故不對該方案進行數值實驗驗證。

不同供油參數下，冷卻液流量和散熱熱流密度會相應變化。供油壓力不變時，泵輸出流量與電機輸出功率接近于線性關系，而燃油分配器固定分配17.5%的燃油進入冷卻流道，由此冷卻液流量與電機功率接近于線性關系。計算得到散熱功率仍設為電機功率的10%，內壁面與定子接觸面積不變。

電機在不同仿真實驗工況下內壁面熱流密度和冷卻液流量數值表如表3所示。

表3 電動燃油泵仿真實驗工況

CFX流固耦合仿真實驗時，改變上述兩參數研究冷卻油散熱性能。該表中冷卻液雷諾數均大于2 300，流動模型都設置為標準k-ε湍流模型。

兩種隔板方案油冷殼體的內壁面溫度和燃油壓降隨電機功率變化的仿真曲線如圖6所示。

圖6 內壁面溫度與電機功率關系

由圖6可知：內壁面溫度隨著電機功率近乎線性增加，隔板等距的殼體內壁面溫度較漸縮變距隔板殼體的低，這是由于漸縮隔板在燃油出口處流速增加、定子與殼體內油冷介質換熱不充分所致。而且燃油流經冷卻流道產生的壓降隨電機功率增加而增加，采用變距隔板的冷卻殼體進出口壓降稍大于等距隔板的壓降，這是由于變距隔板形成的流道局部水力損失要大于等距隔板形成的流道[17]，壓降稍大。

綜上可知：等距隔板布置壁面溫度較低，變距隔板有利于壁面溫度均勻分布，但壓降略大。