為保證飛機有全天候升空能力, 必須制定合理的航空發動機起動供油規律[1]。高空臺是調試、測試及評定航空發動機高空工作功能、性能的大型地面設備, 在模擬飛行包線范圍內, 可準確模擬不同高度下標準天和非標準天的大氣條件[2]。因此, 可通過高空臺調試和檢驗發動機在不同機場、不同天氣條件下的起動特性。燃油流量是起動控制的主要控制量, 高空臺起動燃油流量測量數據是調整供油規律的直接比照。起動過程中, 發動機參數變化迅速, 燃油流量調整速度快, 這就要求燃油流量測量系統具有較好的動態特性。此外, 燃油流量是評定發動機穩態性能的主要參數, 要求其具有較高的穩態測量精度。因此, 高空臺燃油流量測量系統必須同時具備較好的快速性和穩定性。在某型發動機高空模擬試驗中, 多次出現起動燃油流量測量滯后、振蕩、重復性較差等現象, 燃油流量測量動態特性不能滿足起動試驗需求。為此, 進行了系統建模、試驗仿真、試驗驗證和系統改造等工作, 有效改善了燃油流量測量的動態特性, ***終其品質滿足試驗需求。

我國高空臺可試驗多種型號發動機, 燃油流量范圍寬, 為保證測量精度, 采用不同量程的渦輪流量計進行分段組合測量, 如圖1所示。試驗時, 隨著發動機燃油流量的變化, 通過控制管路電磁閥來實現不同量程流量計的組合和切換。渦輪流量計輸出的頻率信號和密度計輸出的密度信號, 經測量轉換后進入測試網絡, 并計算得到燃油流量。除***大量程受安裝位置限制只有一個渦輪流量計外, 其余每個量程都串聯兩個渦輪流量計, 其信號分別進入過渡態采集系統和穩態采集系統。試驗時兩系統各有側重又互為備份。穩態采集系統是低通系統, 轉換速率低但穩態特性較好;過渡態采集系統頻帶寬、信號轉換速率快且動態特性較好。本文主要針對過渡態系統出現的滯后、振蕩現象進行研究。

燃油流量測量曲線與發動機控制系統給定的起動供油規律差異較大, 且多次試驗結果間的重復性差;燃油管路切換時, 偶爾存在燃油流量和發動機供油壓力大幅振蕩的異常現象。這嚴重影響發動機起動供油規律調整及對發動機工作狀態的準確判讀。

某型發動機兩次起動過程中的燃油流量變化曲線如圖2所示, 圖中流量比為燃油流量與燃燒室設計燃油流量之比。可見:1起動過程中, 渦輪出口溫度及發動機轉速正常, 說明燃油管路系統基本正常, 滿足發動機起動需求;2兩次試驗在相同環境壓力、溫度和起動供油規律條件下進行, 但燃油流量測量曲線有明顯差異, 不能為起動供油規律調整提供支撐;3測量燃油流量1沒有反映出正常的燃油激增、加速和超調、回調過程, 測量燃油流量2接近發動機給定燃油流量曲線;4測量燃油流量1、測量燃油流量2和發動機給定燃油流量, 在慢車穩定后差異較小。

對比分析多次起動試驗的給定燃油流量、計量活門前后壓差、燃油總管壓力、燃燒室進口總壓、燃燒室出口溫度等重要起動參數后得出, 發動機控制系統重復性良好, 起動供油規律未曾改變, 每次試驗噴入燃燒室的燃油流量曲線一致。故將故障定位在高空臺燃油流量測量系統上。經查證, 該發動機試驗期間, 燃油測試系統未曾更換儀器、儀表及校準參數。由圖2中可知, 起動過程結束后, 測量流量與發動機給定流量基本重合, 證明燃油流量測量具有較好的穩態性能, 但動態特性差異較大。燃油管路切換過程是驗證燃油流量測量動態特性的典型工況, 試驗時發現測量滯后總是伴隨管路切換振蕩現象發生。因此可大致判斷, 系統內部存在可壓縮環節和慣性環節, 使得燃油流量測量滯后、振蕩[3]。

發動機高空模擬試驗是高風險、高能耗試驗, 不能用帶故障的試驗來排查故障, 因此有必要建立系統模型并進行數值仿真分析。

簡化高空臺供油管路, 如圖3所示, 圖中可壓縮性氣體管路 (實測) 為DN150, 高0.8 m, ***多可存儲0.014 m³氣體。分別建立管路、快速閥、氣體腔室、渦輪流量計及發動機與燃油流量控制有關的數學模型。

發動機通過恒壓差活門控制計量活門前后壓差保持定值, 同時通過電液伺服閥或快速閥等執行元件調整燃油計量活門開度控制流量[4]。因此, 通過計量活門的流量與活門開度成正比;但在實際起動和加減速等流量劇烈變化的工況下, 受系統壓力不足和恒壓差活門運動滯后的影響, 計量活門前后的壓差并不恒定。為保證燃調在特定流量區域有足夠的分辨精度, 活門窗口通常設計成三角形、梯形等變徑窗口[5]。非燃油加降溫試驗時, 燃油溫度變化不大, 可忽略燃油密度變化的影響。發動機燃油流量模型可簡化為:

式中:W_f1 (t) 為發動機給定燃油流量;k₁為修正系數, 由穩態燃油流量辨識得到;A (t) 為計量活門開口面積;θ (t) 為計量活門開度;p_zh (t) 為計量活門前壓力;p_z (t) 為計量活門后壓力。

試驗時, 燃油流量除受計量活門前、后壓力和角位移測量結果影響外, 還受活門變形、燃油密度、燃油粘度等因素影響, 所以公式 (1) 的計算結果精度不高。但燃油計量活門是燃油流量調節的執行機構, 離發動機燃燒室近, 其動態特性、重復性及可靠性較好, 在臺架測量燃油流量出現故障時可作為衡量其動態測量特性的標準信號。

渦輪流量計每轉扇出的流體體積相等, 轉數與扇出的體積成正比[6], 故轉速與體積流量、等效面積成正比, 轉速與磁電轉換器所產生的脈沖頻率成正比。渦輪流量計是節流元件, 其流量與前后壓差成正比, 將此比例系數定義為流量壓差系數。因此渦輪流量計的特性方程式為:

式中:k₂為渦輪流量計流量與轉速間的轉換系數, 由校準試驗得到;W_f2 (t) 為渦輪流量計流量;c為渦輪流量計的流量壓差系數, 由穩態試驗數據辨識得到;p₁ (t) 為渦輪流量計前壓力;p₂ (t) 為渦輪流量計后壓力。

利用試驗時測量的渦輪流量計前后壓差和燃油流量, 根據公式 (2) 反算渦輪流量計的流量壓差系數。圖4結果根據某次起動過程實測燃油流量和渦輪流量計前后壓差關系反算得到。可見, 燃油流量在測量范圍內變化時壓差系數基本保持不變, 證明了公式 (2) 的正確性。

當系統中可壓縮氣體膨脹時, 將擠出部分燃油, 氣體體積增加, 壓力下降, 同時使得發動機進口油壓下降;氣體體積的變化等于流入、流出燃油流量之差;壓縮過程為逆過程。故有:

式中:p₃ (t) 為氣體壓力, V₃ ( (t) 為氣體體積, ΔV₃ ( (t) 為氣體體積的變化量, ρ為燃油密度, g為重力加速度, h為液柱高度, R為常數。

渦輪流量計切換引起燃油流量劇烈振蕩, 試驗證明小流量渦輪切換到大流量渦輪, 比大流量渦輪切換到小流量渦輪振蕩更為劇烈, 切換過程一般在幾秒內完成, 而振蕩現象一般持續幾十秒。因此, 重點分析小流量渦輪切換到大流量渦輪后的振蕩過程。小流量渦輪流阻明顯大于大流量渦輪, 切換后管路壓力上升。將油庫簡化為無窮壓力源, 大流量渦輪打開瞬間, 受流阻突然減小影響, 管路流速階躍上升 (與渦輪后壓力變化量有關) 。切換過程是燃油動能G₂ ( (t) 、氣體壓力勢能G₃ ( (t) 及燃油高度勢能G₄ ( (t) 間相互轉換的過程, 同時因摩擦和機械振動等因素逐漸轉化為其他形式的能量G₅ ( (t) , 從而達到新的平衡。選取管路燃油瞬時加速完成點為零點進行仿真, 其能量守恒方程為:

式中:G₂₀ (為零點燃油動能, G₃₀ (為零點氣體壓力勢能, G₄₀ (為零點燃油高度勢能。

零點方程為:

式中:A為管路面積;m為油庫至氣體腔室間的管路燃油質量, 假設為定值;W_f2 (t₀) 為零點燃油流量;p₃₀為氣體零點壓力;V₃₀為氣體零點體積;h₀為液柱零點高度。

燃油動能與質量、流量平方成正比;氣體壓力勢能變化與氣體壓力和體積的變化量有關;燃油高度勢能變化與燃油密度、管路面積、高度及其變化量有關;轉化為其他形式的能量與燃油流速平方成正比。其關系模型為:

式中:k₂為能量衰減系數, 與渦輪流量計、管道直徑等多種因素有關, 由試驗過渡態過程的實測燃油流量數據辨識得到[7]。

為研究可壓縮氣體對燃油流量測量的影響, 以試驗實測的計量活門開度和計量活門前、后壓力數據作為發動機流量模型的輸入, 將發動機流量模型的輸出流量視為發動機燃油流量的給定值, 利用上述模型, 對初始氣體體積V進行0~0.004 m³的遍歷仿真。渦輪流量計測量流量仿真結果如圖5所示, 發動機供油壓力仿真結果如圖6所示。

由圖5可看出, 隨著氣體體積的增加, 仿真燃油流量變化趨于平滑, 動態特性變差, 與發動機給定燃油流量的差異變大。初始體積為0時的仿真結果, ***接近發動機燃油流量給定值;初始體積為0.004 m³時的仿真結果, ***接近圖2中試驗時測得的燃油流量1曲線。由圖6可看出, 隨著氣體體積的增加, 發動機進口壓力變化越趨于平滑, 動態特性越差。初始體積為0.004 m³時的發動機進口壓力仿真結果, ***接近故障時的供油壓力。

以上結果說明, 在渦輪流量計后、發動機前的燃油管路中存在一定體積的可壓縮氣體。起動過程中, 由于發動機的抽吸作用, 使得發動機進口燃油壓力下降, 管路內氣體膨脹并推出燃油, 使得渦輪流量計處燃油流量小于發動機進口燃油流量, 減緩了渦輪流量計處燃油的變化速率。氣體越多, 滯后現象越嚴重。管路無氣體時, 渦輪流量計瞬時流量等于發動機瞬時流量, 其測量結果具有較好的動態特性。因此可得出, 管路中的可壓縮氣體, 是造成起動燃油流量測量滯后的主要原因。

假起動試驗起始段的燃油流量變化速率與起動試驗的相同[8], 且試驗風險較小, 因此利用某型發動機假起動試驗, 對可壓縮氣體的影響進行定性、定量檢測。假起動時燃油流量按轉速給定, 而轉速由空氣起動系統的空氣壓力、溫度及起動渦輪性能等因素決定。因此比較測量燃油流量動態特性時, 以轉速為參考比較燃油流量測量值。

在管路可壓縮氣體分別為0.000 2 m³、0.000 8 m³、0.001 4 m³情況下, 各進行1次假起動和管路切換試驗, 定量檢測可壓縮氣體對燃油流量變化趨勢和振蕩情況的影響。

圖7示出了管路氣體體積對假起動燃油流量測量的影響。可見, 有氣體的燃油流量測量值均滯后于發動機給定燃油流量, 壓縮氣體為0.000 8 m³比0.000 2 m³滯后0.4 s, 0.001 4 m³比0.000 2 m³滯后0.8 s;0.000 2 m³時燃油流量峰值為0.162 kg/s, 0.000 8 m³時峰值為0.154 kg/s, 0.001 4 m³時峰值為0.152 kg/s。管路中氣體***少時, 燃油流量與發動機給定燃油流量***為接近;管路中氣體越多, 燃油流量測量滯后現象越嚴重, 燃油流量峰值越小;管路中氣體表現出慣性延遲特性, 只有在可壓縮氣體體積為零時, 渦輪流量計處燃油流量才能真實反映發動機燃油流量, 與仿真結果一致。

圖8示出了管路氣體體積對管路切換時燃油流量測量的影響。圖中W_f21v=0.000 2m³、W_f22v=0.000 2m³, 分別表示小流量渦輪和大流量渦輪在0.000 2 m³氣體時的測量燃油流量;其余同。可見, 管路中氣體越多, 切換時測量燃油流量的振幅越大, 時間越長, 0.000 8 m³時振蕩8.6 s, 0.001 4 m³時振蕩12.5 s。

管路切換時, 大流量渦輪打開瞬間, 受流阻突然減小的影響, 管路流速階躍上升。在無壓縮氣體情況下, 渦輪后壓力同時階躍上升, 燃油流量呈脈沖形式變化, 切換過程瞬間完成。在有可壓縮氣體情況下, 壓力升高的同時氣體被壓縮, 渦輪后壓力上升緩慢, 使得測量流量持續大于發動機流量。在管路燃油的慣性作用下, 可壓縮氣體被過壓縮, 之后又膨脹, 使得測量流量持續小于發動機流量。氣體壓力勢能、燃油動能及高度勢能間相互轉化, 出現振蕩收斂現象。由圖8可知, 振蕩周期主要由氣體體積大小決定, 振幅主要由激勵能量決定, 振蕩收斂時間主要由系統摩擦阻尼決定。起動過程中滯后現象越嚴重, 管路切換時振蕩頻率越低, 收斂時間越長, 這與仿真試驗結論一致。

按照以上分析結果, 管路設計時, 注意避免由于測溫、測壓、旁路、回油等管路形成高點死腔;在流量計后高點設置透明集氣裝置, 用于監測、收集、排放混入燃油的各種氣體;流量計后主管路沿流向略帶上仰角 (流量計處保持平直) ;盡量簡化、縮短流量計與發動機間的燃油管路。改造后的起動燃油流量測量結果如圖9所示。對比圖9和圖2可知, 改造后其測量值的動態特性明顯提高, 變化趨勢更接近發動機控制系統計算的發動機燃油流量, 測量出了激增、加速、超調、回調等過程;系統延遲時間小于0.3 s, 滿足發動機狀態監視和起動供油規律調整要求, 系統故障得到排除。

渦輪流量計與發動機間的可壓縮氣體就是燃油流量測量系統中的可壓縮環節, 燃油流量管路及管路中的燃油、可壓縮氣體共同構成了慣性環節, 切換時壓力突變是震蕩的激勵環節。可壓縮性氣體是測量滯后、振蕩的根本原因, 只有在可壓縮氣體體積為零時, 渦輪流量計流量才能真實反映出發動機的燃油流量。系統改造后的試驗結果與假起動試驗驗證結果證明, 故障分析、仿真結果正確, 改造方案有效。