航空發(fā)動機加力燃油調(diào)節(jié)器出口壓力波動研究

崔 穎，周振華，吳忠敏

(中國航發(fā)貴州紅林航空動力控制科技有限公司，貴陽550009)

符號表

A1壓差活門作用面積/mm2

A2執(zhí)行活門作用面積/mm2

A3壓差活門型孔過流面積/mm2

A4冷卻回油油嘴過流面積/mm2

A5執(zhí)行活門回油

油嘴過流面積/mm2

Cd流量系數(shù)

g 重力加速度/(m/s2)

K1壓差活門彈簧剛度/(N/mm)

K2執(zhí)行活門彈簧剛度/(N/mm)

p0回油壓力/MPa

p1計前壓力/MPa

p2控制腔壓力/MPa

p3執(zhí)行活門控制腔壓力/MPa

Q1通過壓差活門型孔的流量/(L/h)

Q2通過冷卻回油油嘴的流量/(L/h)

Q3通過執(zhí)行活門回油油嘴的流量(L/h)

x1壓差活門彈簧壓縮量/mm

x2執(zhí)行活門彈簧壓縮量/mm

γ 工作介質(zhì)(燃油)重度/(N/m3)

1 引言

某型加力燃油調(diào)節(jié)器配裝于某型渦扇發(fā)動機，其功能為調(diào)節(jié)并分配供往發(fā)動機加力燃燒室的燃油流量，主要由加力燃油計量模塊、定壓模塊、燃油分配模塊、過濾模塊、加力接通與關(guān)斷控制模塊等組成。該型加力燃油調(diào)節(jié)器在發(fā)動機地面試驗中出現(xiàn)了出口壓力波動的問題。本文以這一壓力波動問題為研究對象，系統(tǒng)地分析了引起燃油調(diào)節(jié)器出口壓力波動的因素，通過一系列仿真、試驗等方法找出了關(guān)鍵影響因素，并據(jù)此對該型加力燃油調(diào)節(jié)器進行了優(yōu)化設計，最終使問題得以解決。其研究成果可為工程實踐過程中同類產(chǎn)品的設計研發(fā)和工程排故提供借鑒。

2 燃油調(diào)節(jié)器工作原理與問題描述

2.1 工作原理

加力燃油調(diào)節(jié)器計量模塊的工作原理如圖1所示。壓差活門和執(zhí)行活門配合工作保證計量活門前后壓差基本不變，使得通過計量活門的燃油流量僅與計量活門的過流面積有關(guān)。工作過程中，電子控制器接收位移傳感器反饋信號，并與輸入信號作比較，經(jīng)控制器PI調(diào)節(jié)后輸出控制信號，調(diào)節(jié)電液伺服閥的流量，進而改變計量活門控制腔壓力，使計量活門移動，最終改變計量活門的過流面積實現(xiàn)燃油計量。計量后的燃油經(jīng)分壓活門供往發(fā)動機加力燃燒室的各級噴嘴。

圖1 加力燃油調(diào)節(jié)器計量模塊工作原理Fig.1 The operating principle of afterburner regulator measurement module

2.2 問題描述

該加力燃油調(diào)節(jié)器首次配裝發(fā)動機進行地面試驗過程中，當油門桿上推并穩(wěn)定在95°～102°時，發(fā)動機尾噴管處出現(xiàn)火焰震蕩。分析試驗數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)，此時加力2路噴嘴前壓力為(1.5±0.3)MPa，超出同類型加力燃油調(diào)節(jié)器波動值。后續(xù)5臺配裝該型加力燃油調(diào)節(jié)器的發(fā)動機仍然存在火焰震蕩現(xiàn)象，其加力2路噴嘴前壓力波動量均在±20%左右。將配裝發(fā)動機的加力燃油調(diào)節(jié)器在半物理模擬試驗器及功能試驗器上測試，壓力波動值與發(fā)動機測試值基本一致。由此判斷，加力燃油調(diào)節(jié)器出口壓力波動是造成發(fā)動機尾噴管處火焰震蕩的影響因素。

3 影響因素分析與驗證

通過對加力燃油調(diào)節(jié)器工作原理的分析，得出影響加力燃油調(diào)節(jié)器出口壓力波動的因素有，計量活門位置、計量前后壓差和流道設計。

3.1 計量活門位置穩(wěn)定性分析與驗證

影響計量活門位置穩(wěn)定性的因素，主要有控制器的PI參數(shù)、電液伺服閥的流量響應特性、計量活門直徑、計量活門慣性、摩擦力等。根據(jù)試驗數(shù)據(jù)，該型加力燃油調(diào)節(jié)器計量位置反饋波動值為±0.002(VS)，換算為計量活門型孔開度為0.028 mm，造成的流量波動最大為2 L/min，對應的壓力波動為0.01 MPa，符合設計要求。

3.2 計量前后壓差穩(wěn)定性分析與驗證

3.2.1 壓差模塊理論分析

加力燃油系統(tǒng)的壓差模塊(圖2)主要由前置級、放大級和節(jié)流嘴組成。前置級部件為壓差活門，放大級部件為壓差執(zhí)行活門，節(jié)流嘴包括壓差活門前油嘴、冷卻回油油嘴和執(zhí)行活門回油油嘴。

圖2 壓差模塊組成Fig.2 Differential pressure module composition

根據(jù)牛頓第二定律，壓差活門力平衡方程為：

執(zhí)行活門力平衡方程為：

根據(jù)流量連續(xù)性原理，可得：

式中：Cd與活門的型孔形狀、位移、型孔前后壓差、液體粘度等因素有關(guān)[1]，一般取0.60～0.85。

聯(lián)合式(1)～式(6)，可得：

通過上述分析可知，執(zhí)行活門控制腔壓力將直接影響執(zhí)行活門的移動，進而影響出口壓力。因此，壓差模塊對加力燃油調(diào)節(jié)器出口壓力特性的影響因素主要有：壓差活門彈簧剛度，壓差活門型孔過流面積(即型孔形狀)，壓差活門燃油作用面積(即壓差活門直徑)，執(zhí)行活門彈簧剛度，執(zhí)行活門燃油作用面積(即執(zhí)行活門直徑)，冷卻回油油嘴過流面積(即冷卻回油油嘴直徑)，執(zhí)行活門回油油嘴過流面積(即回油油嘴直徑)。此外，執(zhí)行活門型孔、油液的固有特性(彈性模量、密度等)、活門摩擦力、活門質(zhì)量等均對加力燃油調(diào)節(jié)器出口壓力特性有影響。因油液的固有特性、活門摩擦力、活門質(zhì)量、活門直徑在工程上較難更改優(yōu)化，本文不對其進行討論，將重點研究其他影響因素。

3.2.2 壓差模塊仿真模型的建立

以該型加力燃油調(diào)節(jié)器為對象，運用AMESim軟件建立仿真模型，見圖3[2-3]。模型采用AMEsim液壓元件庫中的元件，按照元件實際結(jié)構(gòu)搭建，并依據(jù)元件設計圖紙中的幾何尺寸確定模型結(jié)構(gòu)參數(shù)。這樣不僅充分發(fā)揮了AMEsim在液壓系統(tǒng)建模和流體計算方面的優(yōu)勢，還可解決仿真過程中系統(tǒng)軟參數(shù)的確定等問題[4]。基本參數(shù)設置如表1所示。

3.2.3 壓差活門型孔影響分析與驗證

壓差活門型孔原為4個直徑2.00 mm的圓形孔，為改善壓差活門的流量增益，將壓差活門型孔優(yōu)化為 4個 2.00 mm(長)×1.00 mm(寬)的矩形孔。分別進行仿真，得到的計量前后壓差曲線和計量流量曲線分別如圖4、圖5所示。可見，改變壓差活門型孔形狀可以改善計量壓力波動問題。

圖3 壓差模塊仿真模型Fig.3 Differential pressure module simulation model

表1 仿真模型基本參數(shù)Table 1 Basic parameter setting of simulation model

圖4 不同壓差活門型孔計量前后的壓差曲線Fig.4 Differential pressure curve before and after changing pressure valve holes

圖5 不同壓差活門型孔的計量流量曲線Fig.5 Metering flow curve of differential pressure valve holes

在試驗器上的試驗驗證表明，將型孔由圓形(調(diào)整前)改為矩形(調(diào)整后)后，加力出口壓力波動最大值由±0.282 MPa下降至±0.185 MPa。

3.2.4 壓差活門彈簧剛度影響分析與驗證

改變壓差活門彈簧剛度(分別為35、40、45 N/mm)，通過仿真得到計量前后壓差曲線和計量流量曲線，分別如圖6、圖7所示。可見，改變壓差活門彈簧剛度對計量壓力波動的影響可以忽略。

圖6 不同壓差活門彈簧剛度計量前后的壓差曲線Fig.6 Differential pressure curve before and after measurement of differential pressure valve spring stiffness

圖7 不同壓差活門彈簧剛度的計量流量曲線Fig.7 Metering flow curve before and after measurement of differential pressure valve spring stiffness

在試驗器上進行了壓差活門彈簧剛度分別為40 N/mm（調(diào)整前）和35 N/mm（調(diào)整后）的試驗驗證，試驗結(jié)果也表明，壓差活門彈簧剛度的改變對加力出口壓力波動的影響基本可以忽略。

3.2.5 執(zhí)行活門彈簧剛度影響分析與驗證

改變執(zhí)行活門彈簧剛度(分別為10、15、20 N/mm)，通過仿真得到計量前后壓差曲線和計量流量曲線，分別如圖8、圖9所示。可見，改變執(zhí)行彈簧剛度對計量壓力波動的影響可以忽略。在試驗器上進行試驗驗證，結(jié)果同樣表明執(zhí)行彈簧剛度對計量壓力波動的影響可以忽略。

3.2.6 執(zhí)行活門型孔影響分析與驗證

圖8 改變執(zhí)行活門彈簧剛度計量前后壓差曲線Fig.8 Differential pressure curve before and after easurement of changing execution valve spring stiffness

圖9 改變執(zhí)行活門彈簧剛度計量流量曲線Fig.9 Metering flow curve before and after measurement of changing execution valve spring stiffness

圖10 執(zhí)行活門型孔Fig.10 Execution valve hole

圖10為加力燃油調(diào)節(jié)器執(zhí)行活門型孔調(diào)整前、后的結(jié)構(gòu)示意圖。通過仿真得到計量前后壓差曲線和計量流量曲線，分別見圖11、圖12。可見，改變執(zhí)行活門型孔對計量壓力波動有一定抑制作用。

在試驗器上進行試驗驗證，試驗結(jié)果同樣表明，減小執(zhí)行活門型孔面積，在一定程度上可減小出口壓力波動。

3.2.7 執(zhí)行活門回油油嘴影響分析與驗證

改變執(zhí)行活門回油油嘴直徑(分別為0.51、0.81、1.02、1.22 mm)，通過仿真得到計量前后壓差曲線和計量流量曲線，分別如圖13、圖14所示。可見，減小執(zhí)行活門回油油嘴直徑可改善計量壓力波動。選取1.02 mm(調(diào)整前)和0.51 mm(調(diào)整后)直徑的回油油嘴進行試驗驗證，試驗結(jié)果表明，減小執(zhí)行活門回油油嘴直徑可改善出口壓力波動。

圖11 調(diào)整執(zhí)行活門型孔計量前后壓差曲線Fig.11 Differential pressure curve before and after measurement of changing execution valve hole

圖12 調(diào)整前后執(zhí)行活門型孔計量流量曲線Fig.12 Metering flow curve of changing execution valve hole

圖13 不同執(zhí)行活門回油油嘴直徑計量前后曲線Fig.13 Differential pressure curve before and after measurement of differential execution valve nozzle

3.2.8 冷卻回油油嘴影響分析與驗證

改變冷卻回油油嘴直徑(分別為0.20、0.30、0.40、0.50 mm)，通過仿真得到計量前后壓差曲線和計量流量曲線，分別如圖15、圖16所示。可見，冷卻回油油嘴直徑對計量壓力的影響可忽略。選取0.39 mm(調(diào)整前)和0 mm直徑(未開孔，調(diào)整后)直徑的油嘴進行試驗驗證，試驗結(jié)果同樣表明，冷卻回油油嘴直徑對出口壓力的影響可忽略。

圖15 不同冷卻回油油嘴直徑計量前后壓差曲線Fig.15 Differential pressure curve before and after measurement of differential cooling nozzle

圖16 不同冷卻回油油嘴直徑計量流量曲線Fig.16 Metering flow curve of differential cooling nozzle

3.3 流道影響分析與優(yōu)化

3.3.1 流道設計原則

流道結(jié)構(gòu)設計不合理，會對液壓閥塊性能造成很大影響，增大壓力損失，造成溫升、流體震蕩以及噪聲等問題[5]。影響流道的結(jié)構(gòu)因素主要有流道孔口倒角、進出口流道偏心距和流道徑長比等[6～11]。航空用燃油調(diào)節(jié)器流道設計應遵循以下原則：

(1)自吸入管路流速應小于等于1 m/s，回油管路流速應小于等于3 m/s(一般為1～3 m/s)，供油及伺服管路流速應小于等于15 m/s(一般為3～10 m/s)。

(2) 盡量避免長孔、90°轉(zhuǎn)彎，應保證油路夾角為鈍角，減小沿程和局部損失。

(3)主通道、大流速、動態(tài)響應要求快的油路，要遵循短、粗、直、轉(zhuǎn)彎處光滑、變徑處漸變面積、活門與油路的交接處增容減速等。

(4)通流截面積應不小于流入或流出油路的截面積(通油截面積，最大節(jié)流壓差不大于0.05 MPa)。

(5)計量活門前后的流通面積應不小于活門型孔面積的4倍。

3.3.2 流道優(yōu)化

按照上述流道設計原則，對加力燃油調(diào)節(jié)器流道進行檢查，發(fā)現(xiàn)主流道轉(zhuǎn)彎出現(xiàn)90°角過渡(圖17)，主流道流速超過15 m/s(計算流速為20 m/s)。為此，對流道采取以下優(yōu)化設計措施：將主流道由φ14.00 mm擴大至φ16.00 mm，流速降至15 m/s以下，同時將出口管接頭由φ14.00 mm擴大為φ16.00 mm和φ 18.00 mm的變徑，并在主流道過渡處增加圓弧過渡。優(yōu)化后的流道見圖18。

圖17 流道設計不合理部位Fig.17 Unreasonable part of flow path design

圖18 優(yōu)化后的流道Fig.18 Optimal flow path

針對優(yōu)化前后流道進行仿真，分別得到2路出口截面和主流道截面的壓力、流速、湍動能云圖，如圖19～圖24所示。表2給出了流道優(yōu)化前后仿真數(shù)據(jù)對比。可見，優(yōu)化后的流道在出口總壓不均性、最大湍動能、總壓恢復系數(shù)、進出口壓力損失等指標上均優(yōu)于原型。

圖19 2路出口截面壓力云圖Fig.19 Pressure cloud of 2-way exit section

圖20 2路出口截面流速云圖Fig.20 Flow rate cloud of 2-way exit section

圖21 2路出口截面湍動能云圖Fig.21 Turbulent energy cloud of 2-way exit section

圖22 主流道截面壓力云圖Fig.22 Pressure cloud of mainstream section

圖23 主流道截面流速云圖Fig.23 Flow rate cloud of mainstream section

圖24 主流道截面湍動能云圖Fig.24 Turbulent energy cloud of mainstream section

表2 流道仿真結(jié)果對比Table 2 Comparison of flow pathsimulation results

4 改進設計與試驗驗證

根據(jù)上述研究，綜合考慮各影響因素，采取如下改進設計措施：

(1)根據(jù)流道仿真分析結(jié)果，對直角連接處采取圓滑過渡，出口管接頭由φ14.00 mm的通徑改為φ16.00 mm過渡至φ18.00 mm的變徑。

(2)根據(jù)發(fā)動機實際，減小執(zhí)行活門型孔；壓差活門型孔由4個φ2.00 mm圓孔調(diào)整為帶尖角的4個2.00 mm×1.00 mm矩形孔，優(yōu)化壓差活門動態(tài)響應。

(3)根據(jù)壓力波動調(diào)試情況，適應性減小執(zhí)行活門彈簧腔放油油嘴直徑為0.39 mm。

在發(fā)動機上對改進后的加力燃油調(diào)節(jié)器進行試驗驗證。試驗過程中，出口壓力波動約為±0.09 MPa，滿足不超過±0.16 MPa的系統(tǒng)要求；發(fā)動機尾噴管處火焰無閃爍，改進措施有效。

5 結(jié)論

(1)改變壓差活門形狀、減小執(zhí)行活門型孔、減小執(zhí)行活門回油油嘴、降低介質(zhì)流速、改進流道結(jié)構(gòu)等措施，可有效解決加力燃油調(diào)節(jié)器出口壓力波動問題。

(2)加力燃油調(diào)節(jié)器設計建議：在加力燃油調(diào)節(jié)器正向自主研發(fā)過程中，應在設計初期對工況內(nèi)的系統(tǒng)匹配問題進行全面分析；在系統(tǒng)空間布局分配時，為流道布局預留足夠的空間，充分考慮流道設計的工程可行性；流道設計應嚴格遵守設計準則。