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.航空工業南京機電液壓工程中心，江蘇 南京 211106

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

離心式葉片泵具有結構簡單、可靠性高、尺寸小、重量輕、效率高、安全性好、流量大、適應高轉速等優點[1]。航空燃油泵作為飛機燃油系統中的重要增壓部件，廣泛采用離心式葉片泵結構，其性能直接影響燃油系統的工作效果；當性能曲線出現馬鞍形時會出現同一增壓值對應兩個或以上的流量，此區間是泵的不穩定工作區間，當多臺并聯時會給燃油系統帶來輸油不平衡等風險。橫梁自密封航空燃油泵具有維修性好、不影響飛機結構強度等優點，應用前景好；為了滿足橫梁泵的自密封結構、高空性嚴酷要求、高轉速的發展趨勢等，會導致比轉數升高，帶來性能曲線小流量時出現馬鞍形；由于航空燃油泵工作時供電條件、飛行高度、油面高度等隨時發生著變化，其工作流量也在大范圍波動[2]，在馬鞍形區間就會帶來危害。以某型加油泵為例，安裝于4個機翼油箱橫梁上并聯進行空中加油，在400L/min流量內出現了馬鞍形。

Gulich[3]等指出離心泵在低于設計工況的情況下由于入口回流導致出現馬鞍形現象；牟介剛[4]等研究了減小葉片安放角對馬鞍形特性的影響；Kaupert[5]等研究了離心泵的揚程曲線遲滯效應，得出帶導葉的離心泵出現馬鞍形較多的結論；馬鵬飛[6]等研究了高比轉速的軸流泵多工況下馬鞍區內泵的內流特征及壓力脈動變化情況；程千[7]等研究了前置導葉對軸流泵回流渦結構及壓力脈動的影響，揭示了前置導葉提高泵“馬鞍區”工況揚程的機理；吳賢芳[8]等研究了葉片安放角對泵特性曲線馬鞍區運行特性的影響；馮建軍[9]等則從進口管壁面軸向開槽的角度研究了對泵特性曲線的影響；D.Ji[10]等研究了泵入口管內回流對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，部分進行了有針對性的改進研究，主要包括改變葉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，同時會帶來水力效率的降低及增加結構、工藝的復雜度。鑒于航空燃油泵需要高效、高可靠性（可通過降低復雜度來提升）等越來越嚴苛的要求，為了保證其性能曲線單調下降，必須采取簡單、有效、可靠的措施，這給設計人員帶來了很大的挑戰。本文針對某型加油泵小流量處馬鞍形問題，分析其原因并優化改進，通過數值模擬和試驗驗證，表明性能曲線滿足了單調下降的要求。

1 研究對象及存在的問題

1.1 模型基本參數

本文研究某型加油泵，葉輪采用長短葉片的扭曲形式、誘導輪采用與葉輪一體化結構、比轉數為420，屬于表1 中的混流泵（在揚程（性能）曲線的小流量時出現馬鞍形），其主要設計參數見表2。

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

表2 主要設計參數Table 2 Main design parameters

1.2 加油泵測試結果

加油泵經過加工生產后進行了摸底試驗，其流量—增壓值性能曲線如圖1 所示，在小流量200L/min 時出現馬鞍形，這樣系統在進行小流量加油時會出現不同油箱輸油不平衡等現象，同時產品運行不穩定。

圖1 性能測試結果Fig.1 Performance test results

1.3 數值計算模型及方法

通過建立泵全流道的三維計算模型準確分析泵的內部流動，計算域包括了入口流道、一體化葉輪、導葉、蝸殼和出口流道。然后對幾何模型進行網格劃分，最終網格數為392萬個，其中入口流道結構網格為16 萬個，誘導輪+葉輪（一體化葉輪域）非結構網格為255萬個，導葉結構網格為25萬個，蝸殼及出口流道非結構網格為96萬個，整體網格如圖2所示。

圖2 CFD計算域網格劃分Fig.2 Meshing of CFD computational domain

1.4 外特性和內部流動分析

設計初期，在盡量不影響水力效率及結構的條件下通過葉片優化設計減小曲線的馬鞍形；設計了多個方案進行優選，仍然不能完全解決，出于小流量仿真有一定的誤差及進度的需要，按照最優方案進行了投產。通過對不同工況進行定常計算獲得了該加油泵的性能曲線，并與試驗值進行了對比，如圖3所示；模擬值和試驗值趨勢基本相同（由于小流量模擬準確度降低，只計算到80L/min），試驗性能曲線和模擬曲線都出現明顯的增壓值拐點。為了進一步分析導致小流量下泵產生馬鞍形的原因，本文對泵的內部流動進行了分析。

圖3 性能曲線Fig.3 Performance curve

圖4～圖7為不同流量下泵內截面的流態分布，額定流量下泵內部的流動非常流暢，隨著流量的逐漸減小，在Q=460L/min 時進口流道產生了明顯的入口旋渦，阻擋了部分誘導輪入口的來流。入口旋渦不僅阻塞了流道，還會引起水力損失增大，而隨著流量進一步降低，在Q=200L/min 時旋渦進一步發展擴大導致流道嚴重阻塞，后面導葉、蝸殼內部也出現了明顯的回流渦現象。

圖4 流量Q=1000L/min時的流場分布Fig.4 Flow field distribution with flow rate Q=1000L/min

圖5 流量Q=800L/min時的流場分布Fig.5 Flow field distribution with flow rate Q=800L/min

圖6 流量Q=460L/min時的流場分布Fig.6 Flow field distribution with flow rate Q=460L/min

圖7 流量Q=200L/min時的流場分布Fig.7 Flow field distribution with flow rate Q=200L/min

1.5 性能曲線馬鞍形的機理分析

通過數值模擬(見圖8壓力分布)可以得出:入口的旋渦導致回流是小流量工況下增壓值降低的最大影響因素，誘導輪入口的流態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，引起后續葉輪、導葉和蝸殼流動也產生了變化，最終導致性能曲線在小流量時出現馬鞍形。

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

2 優化設計方法

根據上述分析可知，泵小流量工況下增壓值下降與入口旋渦造成的回流即內部流動分離和二次流有關，因此，消除入口旋渦、改善入口流態對提高小流量工況下的增壓值至關重要。

本文基于入口流動特征，設計了一種安裝在泵入口的導流結構，如圖9所示，該結構是在誘導輪入口來流方向周向均布多個薄片，目的是抑制誘導輪入口處產生旋渦。為了得出有效的結構，結合旋渦的半徑尺寸及對誘導輪的流動影響，經多個方案的數值模擬，發現薄片的數量、長度與小流量入口回流抑制正相關；綜合考慮工藝性、結構尺寸等，最終設置了4個厚1.5mm、長12mm（不小于緊挨著誘導輪葉片的最大旋渦半徑）的薄片結構。

圖9 泵入口流動優化結構示意圖Fig.9 Structural optimization diagram of pump inlet channel

3 結果與討論

3.1 內部流動分析

圖10～圖12 為不同流量下泵內截面的流態分布，優化后在額定流量和大流量工況下內部流動情況都較為順暢，較優化前沒有明顯區別。在小流量Q=460L/min時，優化后的入口并沒有出現明顯的旋渦流動；隨著流量降至Q=200L/min時，優化后的進口段靠上的一側出現了一個旋渦，但相比于優化前有了較大的改善，入口壓力分布均勻。

圖10 流量Q=460L/min時的流場分布Fig.10 Flow field distribution with flow rate Q=460L/min

圖11 流量Q=200L/min時的流場分布Fig.11 Flow field distribution with flow rate Q=200L/min

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

從上述對比分析中可以發現，泵在增加入口優化結構后小流量工況下的入口旋渦得到了有效的抑制，對不同流量下泵入口段的水力損失進行了數值模擬，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，小流量工況下優化后泵的水力損失更低，流量Q=200L/min時降低了59kPa。

圖13 優化前后泵入口段水力損失對比Fig.13 Comparison between hydraulic loss of pump inlet before and after optimization

上述結果表明，本文設計的水力優化結構明顯抑制了小流量時的入口回流，降低了水力損失，進而改善馬鞍形流動特性。

3.2 性能對比分析

圖14為優化前后增壓值和效率對比，大流量下增壓值稍有降低（數值非常小，結合仿真誤差，可以忽略不計）、小流量下增壓值升高，保證了性能曲線單調下降，小流量馬鞍形得到了較好的改善。泵效率的變化趨勢與增壓值變化基本一致。這表明本文設計的水力結構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 優化前后泵性能曲線對比Fig.14 Comparison between pump performance curves before and after optimization

3.3 試驗驗證

為了進一步驗證本文設計的水力優化結構的有效性，通過加工實物如圖15所示，試驗結果如圖16所示。

圖15 泵進口優化結構實物Fig.15 Structural optimization of pump inlet section

圖16 泵優化前后性能曲線試驗對比Fig.16 Comparison between pump performance curves before and after optimization

通過對比研究，優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，優化后泵的增壓值有不同提升，流量小于400L/min 時增壓值提升明顯，在Q=200L/min時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損失最后形成的結果），零流量由375kPa 提升至394kPa，滿足最大增壓值不大于400kPa的要求。上述結果表明，優化后可以有效改善泵的小流量馬鞍形運行特性。

4 結論

本文以某型加油泵在小流量工況下出現馬鞍形而帶來性能曲線不單調下降的問題進行了研究，通過試驗和數值模擬等方法探究了其產生的原因。在此基礎上提出了一種可靠的優化結構，主要結論如下:

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

（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）泵入口設置合適的薄片結構導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下降。

（4）薄片結構的具體設計參數后續可以進行更深入的研究及細化。