航空發動機增壓式離心通風器流動與分離特性

姜樂，陳以彪，李炎軍，*，李貴林，劉濤

1.中國航發四川燃氣渦輪研究院，成都 610500

2.西北工業大學 動力與能源學院，西安 710129

航空發動機滑油系統為軸承和齒輪等部件的安全可靠運行提供了重要保障。在發動機運行過程中，軸承腔中由軸承甩出的滑油和密封空氣在高速旋轉部件帶動下形成復雜的油氣兩相流動狀態［1-3］，其中大部分滑油沉積到軸承腔壁形成油膜并從回油口流出，部分滑油以油滴的形式隨空氣由通風口排出。為減少滑油的消耗并降低對環境的污染，通風子系統往往在末端采用通風器對油氣混合物中的滑油進行分離。傳統通風器在提高分離效率的同時會帶來更大的通風阻力，而阻力增加會導致軸承腔壓力升高、密封壓差降低，進而可能造成密封裝置處的滑油泄漏量也隨之增加，同時增大碳化結焦的風險［4-5］。因此，通風器應在保證油氣分離效率的同時能夠保持穩定的軸承腔壓力，防止軸承腔壓力過高［6］。

現代航空發動機通風器的工作原理大多是利用離心作用對密度差異較大的滑油和空氣進行分離，根據結構和安裝位置的不同分為離心式通風器、葉輪式通風器和軸心通風器等，不同類型通風器在高速旋轉時均形成復雜的油氣兩相流場，其流動狀態直接影響油氣分離效果和流動阻力。因此，高性能航空發動機滑油系統乃至整個機械系統的良好工作也依賴于通風器的正確設計。

目前，國內外研究人員已經對各類通風器開展了一定的研究工作。Glahn 等［7］研究表明，采用計算流體力學（Computational Fluid Dy?namics， CFD）方法預測滑油系統油氣兩相流場的流動狀態是軸承腔優化設計的重要途徑，而通風器內部存在相似的流動特征，同樣應用CFD 方法預測通風器內部流場和性能也是行之有效的。Eastwick 等［6］采用CFD 方法對不同安裝位置的通風器內部流動狀態開展了數值仿真計算，結果表明分離效率隨轉速的增加而增大，但通風阻力也隨轉速的增加急劇上升。Sheri?dan 等［8］提出了一種具有抽吸能力的離心通風器，并通過試驗獲得了通風器的流阻特性。研究表明，該通風器的流阻隨轉速的增加而減小，高轉速下可以實現增壓作用，從而能夠提高軸承腔的封嚴壓差，改善密封漏油的問題。El?sayed 和Lacor［9］對 旋 風 分 離 器 內 部 的 油 氣 兩 相流場進行了預測，分析了內部流速、壓降和分離效率的變化規律。徐讓書等［10］通過數值模擬方法研究了不同參數對離心通風器通風阻力的影響規律，研究發現轉速和通風量的增加都會造成通風阻力的增大，通過調整通風孔和幅板頂圓 的 設 計 可 以 降 低 通 風 阻 力。Lyu 和Hu［11］建立了油滴與壁面的相互作用模型，通過數值方法計算了油滴撞擊通風器壁面后的剩余質量，研究表明由于撞擊產生的二次油滴質量主要由轉速決定。在建立數學模型的基礎上，研究了通風器離心孔數量對分離效率和流動阻力的影響，結果表明，增大排氣孔可以有效降低油滴的最小分離直徑、提高分離效率，同時保持穩定的流動阻力［12］。韓金在等［13］應用歐拉-拉格朗日方法對超高轉速離心通風器內部油氣兩相流場進行了數值模擬，獲得了轉速和通風量對壓降和分離效率的影響規律，結果表明，超高轉速下通過優化旋轉空心軸的結構可以降低壓降、提高分離效率。張小彬等［14］對葉輪式通風器內部的油滴進行了受力分析，推導了油滴的運動軌跡模型，通過理論分析計算給出了不同工況條件下油滴的最小分離直徑和分離效率。荊帥等［15-16］采用理論方法分析了通風器內部節流孔/板結構的阻力產生機制，基于節流孔/板的阻力旋轉修正系數，建立了孔徑式通風器通用阻力計算模型，通過數值模擬和部件、整機試驗對模型的準確性進行了驗證。蔡毅等［17］綜合運用測質量法和光學測量方法，開展部件模型試驗獲得了離心通風器的分離效率、粒徑分布和壓降數據。研究發現，在一定范圍內增加轉速有利于提升分離效率，同時能夠降低最小分離直徑。

由于通風阻力、安裝位置和工藝等限制，一味地增加轉速來提高分離效率造成流阻大幅增加，難以滿足實際應用需求。在已有基礎上，研究人員利用金屬海綿和蜂窩結構孔隙率高、比表面積大的特點，將其填充至原始通風器內部來阻隔、凝聚油滴，以達到提升通風器分離效率的目的。Willenborg 等［18］對典型離心通風器進行了試驗研究，評估了轉速、通風量、滑油流量和油滴直徑分布等因素對分離效率的影響規律，并提出了通風器的優化改進方案，金屬海綿離心通風器可以對0.5 μm 以上粒徑的油滴具有很好的分離效果，粒徑超過4 μm 后，分離效率可達99.7%。Steimes 等［19］研究了填充金屬海綿通風器的分離效率，結果指出增加通風氣流中的滑油量會導致更高的絕對滑油消耗量，進一步研究表明這可能是由于液滴總數增加，其中包含更多小液滴而造成的。此外，他們還指出通風器的壓降隨通風量的增加而增大，并強烈依賴于幾何形狀和尺寸［20］。趙靜宇等［21］對不同轉速、通風量和環境溫度下蜂窩式軸心通風器的油氣分離效果開展了數值研究，研究表明蜂窩孔結構對通風阻力的影響較小，但其對油氣分離起到了關鍵作用，蜂窩孔的滑油分離貢獻率超過了80%；旋轉雷諾數的增加有利于提升分離效率，而無量綱質量流量和環境溫度的增加縮短了油滴的停留時間，進而導致分離效率下降［22］。董哲等［23］研究了不同工況下蜂窩式軸心通風器的分離效率，數值結果表明不同因素在影響分離效率的權重上相互耦合，同樣發現蜂窩結構的油氣分離效率很高。Cordes 等［24］對填充金屬海綿的通風器進行了試驗研究，獲得了轉速、金屬海綿參數對流阻的影響規律，并分析了通風器內部流阻的成因。李靜和王旭飛［25］通過數值方法獲得了金屬海綿的多孔介質參數，在此基礎上進一步分析了填充金屬海綿的通風器在不同工況下的阻力特性。研究發現，不論通風器是否旋轉，其壓降均隨通風量的增加而增大；通風器轉速越高，壓降也越大。Nie等［26］采用拉格朗日方法研究了油滴在金屬海綿中的運動狀態，研究發現粒徑在1～3 μm 范圍內的油滴受流速的影響較大，表面積較小的金屬海綿具有更高的捕油性能。

綜合已有研究工作可以看出，即使通風器內部填充了金屬海綿等結構，還需要通過提高轉速來提升分離效率，伴隨的最大問題仍然是流阻過大，這就需要提高軸承腔壓力以抵消通風器及通風管路產生的流動損失。尤其在慢車狀態下，空氣系統引氣壓力較低導致難以提供足夠的引氣量來達到良好的密封效果，這一技術缺陷在一定程度上已經無法滿足滑油系統的設計需求，迄今鮮有研究關注氣動增壓式離心通風器的流動與分離特性。因此，為了解決這一問題，本文提出了一種新型氣動增壓式離心通風器，與傳統離心通風器相比，高轉速下流阻不增反降，同時分離效率超過99%，可以在發動機復雜多變的工作狀態下改善軸承腔的密封壓差環境、有效降低滑油消耗。

本文根據航空發動機氣動增壓式離心通風器的工作過程和工作特點，建立了三維數值仿真計算模型，通過與試驗測試結果的對比，驗證了數值仿真計算模型的有效性和準確性，在此基礎上開展了通風器內部油氣兩相流動和分離特性的數值模擬研究，獲得了轉速、通風量和旋轉葉輪的葉片數量對增壓式離心通風器進出口壓差、分離效率和最小分離直徑的影響規律，探討并評估了設計參數對通風器工作性能的影響程度，對于揭示氣動增壓式離心通風器內部流動特性、提升分離性能都是很有意義的，同時能夠為增壓式離心通風器結構優化設計提供技術支撐。

1 試驗設備與方法

1.1 試驗系統與裝置

圖1（a）給出了氣動增壓式離心通風器的試驗系統及裝置。為模擬發動機實際運行過程中軸承腔內部的油氣兩相環境，試驗系統設置了油氣摻混裝置，經壓縮的干空氣通過加熱器達到設定溫度后，其中一路空氣進入霧化噴嘴將一定流量的滑油霧化為不同粒徑分布的油滴，另一路空氣在摻混箱中與油霧進行充分混合后進入試驗腔，試驗中監測進入試驗腔的總流量記為通風量，試驗取值為某發動機在典型工作狀態下的通風量：6～20 g/s，供氣溫度為120 ℃；試驗中霧化噴嘴滑油流量可調，通過調整供氣及供油量可以控制液滴的尺寸分布，試驗中滑油質量流量均為1 g/s，滑油溫度為53 ℃。

圖1 試驗系統及裝置Fig.1 Test system and rig instrumentation set-up

圖1（b）為氣動增壓式離心通風器的試驗段結構。在結構方面，傳統葉輪式離心通風器只包含旋轉部件，而增壓式離心通風器由旋轉葉輪和靜子擴壓器組成，氣流沿軸向進入旋轉葉輪流道，被旋轉葉輪甩出后沿徑向再流入靜子擴壓器。試驗中增壓式離心通風器由高速電機驅動，試驗轉速范圍為5 000～25 000 r/min。試驗腔側壁設有觀察窗，采用粒度儀透過觀察窗可以測量油滴的粒徑分布。進入試驗腔的油霧在通風器高速旋轉下形成復雜的油氣兩相流動狀態，部分油滴直接沉積在試驗腔壁，還有部分油滴隨氣流進入通風器，離開通風器旋轉葉輪后，粒徑較大的油滴在離心作用下由排油孔甩出，并沉積至試驗腔壁，沉積在試驗腔壁面的油膜在重力作用下流回計量油箱；較小粒徑的油滴跟隨氣流一起運動，經靜子擴壓器流入空心軸后排出試驗段。

1.2 測試方法

分離效率是評價通風器分離性能的重要指標，實際應用中總是希望盡可能地提高分離效率。試驗過程中待系統穩定運行后持續監測滑油的供油質量流量m?1，同時連續采集計量油箱中的滑油質量流量m?2，該流量是被通風器分離滑油的質量流量，由于試驗腔內的強旋流動導致滑油質量流量存在一定波動，因此對一定時間間隔Δt=t2?t1內的滑油流量進行積分來計算分離效率，計算式為

式中：η為分離效率；m1和m2分別為Δt時間間隔內的供油質量和分離滑油的質量。

此外，試驗過程中持續監測試驗腔內和排氣口流道的壓力，流過通風器的壓差Δp定義為試驗腔內壓力pc和出口流道壓力po之差，如式（2）所示。

2 數值方法及模型

2.1 流動控制方程

氣動增壓式離心通風器高速旋轉帶動空氣和油滴形成復雜的油氣兩相流場，建立合理的兩相流模型和湍流模型對于準確描述通風器內部氣流流動和油滴運動軌跡是非常重要的。通風器內部油滴體積分數遠小于10%，屬于典型的稀疏兩相流，所以將空氣相視為連續介質，油滴視為分散相，采用FLUENT 軟件中的歐拉-拉格朗日（Euler-Lagrangian）法來描述增壓式離心通風器內部的典型油氣流動特征。

2.1.1 連續相控制方程

連續性方程為

式中：ρa為流體密度；v為流體速度；Sm為附加源項。本文中通風器內部溫度較低且溫度變化較小，不考慮滑油蒸發對氣相質量的影響，故Sm=0 kg/（m3·s）。

動量方程為

式中：p為壓力；τ?為應力張量；Sv為附加源項，在忽略滑油蒸發的情況下，附加源項為油滴運動引起的動量交換。

離心通風器高速旋轉導致其內部存在強旋湍流流動，在葉輪、排油孔等位置處存在大量旋渦 且 流 線 彎 曲 明 顯，由Yakhot 和Orszag［27］提 出的RNGk?ε湍流模型對這類流動具有較好的處理效果，湍動能k和湍動能耗散率ε的輸運方程為

式中：Gk和Gb分別是由平均速度梯度和浮力引起的湍動能生成項；YM表示可壓縮湍流中波動對耗散率的貢獻；αk和αε為湍動能和湍動能耗散率對應的普朗特數的倒數；μeff為有效黏度；C1ε、C2ε和C3ε均 為 常 數。

2.1.2 油滴運動方程

通過對拉格朗日參考系下油滴的運動方程進行積分來計算油滴的運動軌跡，油滴運動方程為

假設油滴均為球形且不發生變形，根據試驗中應用粒度儀測量得到油滴群的大小和分布參數，采用Rosin-Rammler 分布函數定義油滴顆粒群尺寸［28］，圖2 給出了擬合后油滴的粒徑分布，d表示油滴粒徑，Fd表示直徑為d的油滴質量占比，Yd表示直徑小于d的油滴質量累積分布，油滴直徑范圍為0.1～20 μm，油滴的平均直徑dˉ為5 μm，油滴的直徑間隔為0.2 μm。

圖2 油滴粒徑分布Fig.2 Oil droplet size distribution

2.2 計算域及邊界條件

圖3 為氣動增壓式離心通風器的數值計算域。在分析試驗裝置的前提下，對數值仿真計算模型進行了合理簡化，一是未對霧化噴嘴進行建模，油滴與氣流在進口處均勻摻混直接進入計算域，并根據典型運行工況給定空氣和滑油的質量流量；二是未對計量油箱進行建模，實際過程是油滴沉積在試驗腔壁后流回計量油箱，精確捕捉該流動過程需要花費大量的計算時間和計算資源，數值仿真計算中試驗腔壁捕獲的油滴即認為被通風器所分離；三是未對油霧回收裝置進行建模，試驗中經軸心排出的氣流沿管道全部進入回收裝置，數值仿真中只截取了部分管路，并將管路出口設定為壓力邊界條件。由于計算域中同時包含靜止部件和轉動部件，本文采用多參考系描述旋轉部件的運動，轉動計算域包括旋轉葉輪和轉軸，靜止計算域包括試驗腔、靜子擴壓器以及進口和出口，在轉、靜計算域銜接處設置非共節點交界面以保證流場信息的正確傳遞。數值仿真為非定常計算，為滿足計算的穩定性和精度要求，根據離心通風器轉速確定時間步長取值5×10?7～1.25×10?5s。

圖3 數值計算域Fig.3 Numerical calculation domain

在開展不同參數對氣動增壓式離心通風器工作特性的影響研究中，主要關注轉速n、通風量m?a和旋轉葉輪的葉片數量N對通風器流動和分離特性的影響，各邊界及參數的取值如表1 所示。圖4 為不同葉片數量對應葉輪的計算域，其中葉片數量分別為6、12、18 和24。

表1 邊界條件及參數取值Table1 Boundary conditions and parameter values

圖4 不同葉片數量的葉輪計算域Fig.4 Computational domain of impeller rotors with different numbers of blades

圖5 為氣動增壓式離心通風器的數值計算網格，靜止計算域和轉動計算域均采用多面體非結構化網格進行劃分，為精確捕捉復雜油氣兩相流動過程，對葉輪圓弧段和排油孔等位置的網格進行加密處理，同時在各壁面設置10 層邊界層網格，以保證y+在合理的范圍內。為確定數值計算域劃分合適的網格數量，選取5 套疏密不同的網格進行無關性驗證，表2 對比了不同網格密度下增壓式離心通風器的壓差和分離效率。隨著網格數量的不斷增加，離心通風器的壓差和分離效率均趨于穩定，G5 與G4 的計算結果幾乎相同，表明進一步減小網格尺度對數值計算結果的影響非常小，在保證計算精度的前提下，綜合考慮計算時間和效率等因素，最終確定整體計算域的網格數量為455 萬，針對不同結構參數的增壓式離心通風器，均按照相同尺度進行網格劃分，不同結構對應的網格數量存在一定差異。

表2 不同網格方案對應的計算結果對比Table 2 Comparison of calculation results correspond?ing to different grid schemes

圖5 計算網格Fig.5 Computational grid

2.3 數值模型驗證

圖6 對比了數值仿真和試驗得到的氣動增壓式離心通風器的壓差和分離效率，其中數值仿真分別給出了標準k?ε湍流模型和RNGk?ε湍流模型的計算結果。在不同轉速下，數值仿真計算得到的壓差和分離效率與試驗結果的變化趨勢符合較好，兩者還存在一定的差異，其原因是數值仿真對幾何結構進行了一定的簡化，同時試驗中所用壓力傳感器、質量流量計和計量油箱的測試精度有限。對比發現，低轉速下（＜1 000 r/min）標準k?ε湍流模型的計算結果與試驗值更接近，分離效率和壓差的最大相對誤差分別為8.53%和13.13%，RNGk?ε湍流模型計算獲得的分離效率和壓差與試驗值的最大相對誤差分別為10.04%和14.98%。隨著轉速的增加，標準k?ε湍流模型的計算結果與試驗值的差異逐漸增大，壓差的最大相對誤差超過了20%，RNGk?ε湍流模型的計算結果與試驗值的吻合度越來越好，相對誤差隨轉速的增加而減小，高轉速下（＞20 000 r/min）壓差的相對誤差均在10%以內，分離效率的預測誤差也不超過3%。實際應用中主要關注增壓式離心通風器在高轉速下的工作性能，因此，本文數值模擬采用與試驗值吻合更好的RNGk?ε湍流模型對壓差和分離效率進行合理預測。下文中采用數值仿真模擬方法對增壓式離心通風器的流動與分離特性進行分析與研究。

圖6 數值仿真與試驗結果對比Fig.6 Comparison of numerical simulation and experi?mental results

3 敏感性分析方法

運行工況參數和結構參數對氣動增壓式離心通風器工作特性的影響存在差異，通過開展敏感性分析可以定量評估各參數變動對通風器工作特性的影響程度，從而確定關鍵影響參數，有針對性地進行優化設計以達到改善通風器氣動和分離性能的目的。

采 用 基 于 方 差 分 解 的Sobol′方 法［29-30］對 不同參數進行全局敏感性分析。Sobol′方法的核心是將模型分解為單參數和參數間相互組合的函數，模型Y=f(x)可以分解為

式中：Si為參數xi的一階敏感性系數；Sij為參數xi和xj的 二 階 敏 感 性 系 數；S1，2，…，k為k階 敏 感 性系數。

式中：S(i)為所有包含參數xi的敏感性系數，其中同時包含參數自身以及與其他參數之間的交互作用影響。

實際應用中，輸入參數與輸出目標之間往往是復雜的非線性關系，難以直接計算積分來求解敏感性系數，多采用蒙特卡洛采樣方法近似求解。在輸入參數設計空間通過抽樣得到大量樣本后，完全由試驗或數值仿真計算輸出參數是不可能完成的，因此需要基于少量精確離散樣本建立高精度代理模型來近似精確模型。

采用基于插值函數和隨機過程的Kriging 模型構建輸入參數與氣動及分離特性參數間的關系。Kriging 模型包括回歸模型和隨機模型兩部分［31-32］，其數學表達式為

式中：f(x)為回歸模型的基函數向量；β為待定參數；fT(x)β為模型提供全局近似；z(x)為靜態隨機部分，表示回歸函數的偏離程度，用來提供局部近似。

4 結果分析與討論

4.1 增壓式離心通風器工作過程分析

增壓式離心通風器流動狀態的變化與流動過程中的能量轉換密切相關，可將其整體流動過程抽象簡化為圖7 所示的一維能量交換模型。根據質量守恒及熱力學第一定律，該流動過程的能量方程可寫為

圖7 通風器流動中的一維能量交換模型Fig.7 One-dimensional energy exchange model for flow in separator

式中：q?、u?和w?s分別為單位質量的傳熱量、內能和氣流對外所做軸功；p、ρ、v和z分別為壓力、密度、速度和高度；下標1 和2 分別表示進口和出口的狀態；g為重力加速度。

對于氣體，高度的影響可以忽略，同時體系與外界不發生熱量交換，且離心通風器內流體物性參數變化不大［6，33］，進而能量方程可以表示為

分析式（15）可知，壓差與軸功、內能的變化以及動能的變化有關，其中與葉輪接觸的流體以及流體之間會通過黏性力做功使機械能向內能轉換。

4.2 轉速對流動及分離特性的影響

圖8 給出了傳統葉輪式離心通風器和增壓式離心通風器在不同通風量下壓差隨轉速的變化關系，增壓式離心通風器旋轉葉輪的葉片數量為18。由圖可以看出，不同通風量下傳統葉輪式離心通風器的進出口壓差逐漸增大，這表明流動阻力隨轉速的增加而增大，這與已有結論完全一致。觀察發現，增壓式離心通風器進出口的壓差變化規律與傳統葉輪式離心通風器的結果截然相反，轉速較低時（＜1 000 r/min），進出口壓差僅有微小變化；隨著轉速的增加，壓差反而呈現不斷降低的變化趨勢，即出口壓力高于進口壓力，表現出氣動增壓的效果。圖9 進一步給出了不同轉速下增壓式離心通風器中間截面的壓力和速度分布，其中通風量為10 g/s，旋轉葉輪的葉片數量為18。當轉速為1 000 r/min 時，腔室中的一部分氣流通過旋轉葉輪入口流動，另一部分則通過排油孔依次進入靜止葉輪和空心軸，由于氣體與固體壁面以及氣體之間存在摩擦損失，因此由腔室進口到空心軸出口的壓力依次降低。轉速增加至9 000 r/min 時，全部氣流均由旋轉葉輪入口流入，受旋轉離心作用影響，部分氣流在排油孔處重新甩入腔室中，另一部分氣流則依次由靜止葉輪和空心軸排出，該轉速下的流動狀態較低速情況發生了一定變化，但腔室壓力仍高于出口壓力。轉速超過18 000 r/min 后，氣流流動過程與9 000 r/min 時的結果基本一致，但腔室壓力明顯低于出口壓力，氣流流經通風器后壓力升高，展現出明顯的氣動增壓效果。轉速達到25 000 r/min時，通風器的“抽吸”增壓效果進一步增強，進口壓力比出口壓力低2 700 Pa。

圖8 壓差隨轉速的變化關系Fig.8 Variation of pressure difference with rotating speed

圖9 不同轉速下離心通風器中間截面的壓力和速度分布Fig.9 Pressure and velocity distribution in middle section of centrifugal separator at different rotating speeds

圖10 給出了不同通風量下旋轉葉輪的力矩和氣流做功功率隨轉速的變化關系，力矩為負表示葉輪所受力矩方向與旋轉方向相反，功率為負表示外界對氣流做功?？梢钥闯?，不同通風量下力矩和功率隨轉速的增大而增大，在轉速為1 000 r/min 時，功率＞0 W，表明氣流對旋轉葉輪做功；轉速達到5 000 r/min 后，力矩＜0 N·m、功率＜0 W，表明旋轉葉輪對氣流做正功。與壓差變化規律不同的是：低轉速下即使旋轉葉輪對氣流做正功，但壓差仍然為正，造成該結果的原因：一是轉速增加導致流體動能增大，二是流體的摩擦損失增加導致內能增大，這兩部分能量之和大于旋轉葉輪對流體所做軸功，由式（15）可知，離心通風器進出口的壓差將＞0 Pa。因此，只有旋轉葉輪對氣流所做軸功超過動能和內能的增量之和，才能實現氣動增壓的效果，這里需要著重降低氣流內能的增量，即減小由于碰撞、旋流和黏性摩擦等造成的損失。

圖10 力矩和功率隨轉速的變化關系Fig.10 Variation of torque and power with rotating speed

現有研究結果表明，離心通風器往往對大粒徑油滴具有很好的分離效果，可以將最小分離直徑作為評價分離性能的指標。圖11 為不同轉速下計算域出口處油滴的質量分數和粒徑分布?？梢钥闯?，大粒徑油滴的質量分數非常小，直接將出口處最大尺寸油滴的粒徑記為最小分離直徑較為不合理。因此，在本文的分析中忽略了質量分數為1.0%的極大尺寸油滴，文獻［2］在軸承腔油氣兩相流分析中采用了相似的處理方式，從而確定分析時的最小分離直徑dS，min為

圖11 出口油滴的質量分數和粒徑分布Fig.11 Particle size distribution and mass fraction of oil droplets at outlet

式中：F′d表示出口處直徑為d的油滴質量分數。

圖12 給出了傳統葉輪式離心通風器和增壓式離心通風器在不同通風量下的分離效率和最小分離直徑隨轉速的變化關系?？梢钥闯?，傳統葉輪式離心通風器和增壓式離心通風器在不同通風量下分離效率和最小分離直徑的變化趨勢一致，轉速越高，離心通風器的分離效率越大，同時最小分離直徑不斷減小，這是由于轉速增加后氣流速度顯著提升，油滴受到的離心力和科氏力均增加，使更多油滴遷移至壁面附近，更易被壁面和排油孔捕獲，如圖13 所示，從而提升了分離效率，同時出口處大粒徑油滴的逃逸數量逐漸減少，最小分離直徑明顯下降。通過不斷提高轉速至20 000 r/min 以上，最小分離直徑的下降趨勢變緩，始終有少量尺寸較小的油滴難以被分離，但分離效率已逐漸趨向并逼近100%（＞99%），可以滿足實際應用需求。

圖12 分離效率和最小分離直徑隨轉速的變化關系Fig.12 Variation of separation efficiency and minimum separation diameter with rotating speed

圖13 不同轉速下油滴的運動軌跡Fig.13 Motion trajectory of oil droplets at different rotating speeds

綜上分析，與傳統葉輪式離心通風器相比，氣動增壓式離心通風器的最大優勢在于：通過提高轉速來實現分離效率提升的同時能夠達到更好的氣動增壓效果，即出現流阻不增加反而持續下降的現象，這可以在保證分離效率（滑油消耗）的前提下，極大改善軸承腔的封嚴壓差，降低滑油泄露的風險。

4.3 通風量對流動及分離特性的影響

圖14 為不同轉速下壓差隨通風量的變化關系，旋轉葉輪的葉片數量為18。由圖可以看出，不同轉速下增壓式離心通風器進出口的壓差均隨通風量的增加而增大，造成該結果的原因：一是流體與壁面間的摩擦損失增加，二是流體的旋流強度增大，流體之間的損失及壓差阻力均增加，這與傳統離心通風器的阻力特性變化趨勢相似，但前者壓差明顯低于后者。觀察圖14 還發現，轉速和通風量存在一定的耦合關系，通風量越大，實現氣動增壓對應的轉速越高。

圖14 壓差隨通風量的變化關系Fig.14 Variation of pressure difference with air mass flow rate

圖15 給出了不同轉速下旋轉葉輪的力矩和氣流做功功率隨通風量的變化關系?？梢钥闯?，不同轉速下力矩和功率隨通風量的增加均有小幅的增長，且旋轉葉輪對氣流做正功，但圖14 中壓差仍然增大，這表明旋轉葉輪做功的增量不足以抵消由于通風量增大所造成流體動能和內能的增加總量，此時流體的流動損失對壓差的影響占據主導。

圖15 力矩和功率隨通風量的變化關系Fig.15 Variation of torque and power with air mass flow rate

圖16 給出了不同轉速下離心通風器的分離效率和最小分離直徑隨通風量的變化關系。分離效率隨通風量的增加而下降，總體下降趨勢較緩，這是由于通風量增加導致油滴所受拖曳力增大，而離心力和科氏力等對油滴的影響相對減弱；同時氣流速度增加導致油滴在通風器內部的停留時間縮短，增大了油滴向下游遷移的概率，從而使分離效率有所降低。轉速增加至18 000 r/min 后，在6～20 g/s的通風量范圍內，分離效率始終可保持在95%以上。此外，通風量較小時，最小分離直徑幾乎不變，表明分離效率的降低是由于對應粒徑油滴的逃逸質量增加所造成的。進一步增大通風量，其對最小分離直徑的影響逐漸顯著，此時較大尺寸油滴的逃逸是分離效率降低的主要原因。

圖16 分離效率和最小分離直徑隨通風量的變化關系Fig.16 Variation of separation efficiency and minimum separation diameter with air mass flow rate

4.4 葉片數量對流動及分離特性的影響

圖17 為不同轉速下壓差隨旋轉葉輪葉片數量的變化關系，通風量為10 g/s。從圖中可以看出，不同轉速下通風器進出口壓差的變化趨勢相似，均隨葉片數量的增加呈先減小后增大的變化趨勢，即存在最佳葉片數量使離心通風器的氣動增壓效果達到最好，不同轉速下壓差的最大變化量均可超過30%。圖18 對比了不同葉片數量下離心通風器中間截面的壓力和速度分布，其中轉速為25 000 r/min，通風量為10 g/s。觀察發現，不同葉片數量對應的速度分布相似且差異很小，但壓力分布存在一定差異，在不同葉片數量的結構中，靜止葉片、空心軸和出口管路部分對應的壓力幾乎相同，主要差異體現在旋轉葉輪、排油孔以及腔室部分，葉片數量為12 和18 的結構中腔室壓力明顯較低，這表明離心通風器的“抽吸”做功能力較強，氣動增壓效果較好。

圖17 壓差隨葉片數量的變化關系Fig.17 Variation of pressure difference with number of blades

圖18 不同葉片數量下離心通風器中間截面的壓力和速度分布Fig.18 Pressure and velocity distribution in middle section of centrifugal separator with different numbers of blades

圖19 給出了不同轉速下旋轉葉輪的力矩和氣流做功功率隨葉片數量的變化關系。從圖中可以看出，不同轉速下葉輪所受力矩及其對氣流做功功率隨葉片數量的增加呈先增大后減小的變化趨勢，這在一定程度上從能量角度可以解釋壓差的變化規律，具體原因是：葉片數量較少時，流體與壁面間的摩擦損失較小，但流體在葉片間產生分離流動形成漩渦使能量耗散，進而導致壓差阻力較大，旋轉葉輪對氣流的做功能力有限，因此其氣動增壓效果較弱；葉片數量達到12 時，流體在葉片通道間的分離減弱，壓差阻力也相應減小，然而摩擦阻力有所增大，只要前者大于后者，通風器對氣流的做功能力以及氣動增壓效果均會更大。進一步增加葉片數量后，氣流與壁面之間的摩擦損失迅速增長并逐漸占據主導，一方面氣流的內能明顯增加，另一方面旋轉葉輪對氣流的做功能力下降，因此導致氣動增壓效果出現下降的趨勢。

圖19 力矩和功率隨葉片數量的變化關系Fig.19 Variation of torque and power with number of blades

圖20 給出了不同轉速下離心通風器的分離效率和最小分離直徑隨葉片數量的變化關系。整體來看，旋轉葉輪的葉片數量對分離效率和最小分離直徑的影響較小，在6～24 個葉片數量范圍內，分離效率的變化小于1.0%，最小分離直徑的變化＜0.8 μm，其原因是：進入通風器的油滴主要在排油孔及內壁面處進行分離，調整葉片數量在一定程度上對氣流的湍流脈動會產生影響，但氣流的湍流脈動對油滴運動軌跡的影響有限，因此分離效率和最小分離直徑也僅有較小的變化。

圖20 分離效率和最小分離直徑隨葉片數量的變化關系Fig.20 Variation of separation efficiency and minimum separation diameter with number of blades

4.5 參數敏感性分析

通過上述分析來看，不同設計參數對通風器進出口壓差、分離效率和最小分離直徑的影響程度相差較大，且不同設計參數間存在交互耦合影響。圖21 給出了設計參數的一階敏感性系數和總敏感性系數，其中x1、x2和x3分別代表轉速、通風量和葉片數量?？梢钥闯?，在研究的全部參數范圍內，無論是一階敏感性系數還是總敏感性系數，兩種指標得到各設計參數的重要性排序一致。各設計參數對壓差的影響程度排序為x1＞x2＞x3，且旋轉葉輪葉片數量的影響遠小于轉速和通風量的影響，但在給定轉速和通風量的情況下，仍可以通過優化葉片數量達到最佳氣動增壓效果。各設計參數對分離效率的影響程度排序為x1＞x3＞x2，4.3 節中的結果表明葉片數量對分離效率的影響較小，但這只是針對特定轉速和通風量的結果，在全部參數范圍內，旋轉葉輪葉片數量對分離效率的影響仍大于通風量的影響，這也體現了開展全局敏感性分析的重要性。各設計參數對最小分離直徑的影響程度排序為x2＞x1＞x3，雖然通風量對分離效率的影響很小，但其對最小分離直徑的影響卻最顯著，這表明分離效率不僅取決于逃逸油滴的粒徑分布，同時與各粒徑對應逃逸油滴的質量密切相關。

圖21 設計參數的一階敏感性系數和總敏感性系數Fig.21 First-order sensitivity coefficients and total sensitivity coefficients of design parameters

圖21 中設計參數的一階敏感性系數與總敏感性系數存在差異，結合前述分析可知，設計參數間還存在交互影響，圖22 給出了設計參數的二階交互敏感性系數熱圖。從圖中可以看出，對于通風器進出口壓差，轉速和通風量的交互影響起著關鍵作用，這是由于轉速和通風量共同決定了氣流損失和葉輪對氣流的做功。對于分離效率，通風量和葉片數量的組合對分離效率的影響最大，其次轉速和通風量的組合對分離效率的影響也較大。對于最小分離直徑，轉速和通風量組合的影響最顯著。

圖22 設計參數的二階交互敏感性系數熱圖Fig.22 Second-order interaction sensitivity coeffi?cients of design parameters

設計參數對壓差、分離效率和最小分離直徑的影響截然不同，為綜合改善氣動增壓式離心通風器的工作性能，在實際優化設計過程中，需要結合敏感性分析結果權衡壓差、分離效率和最小分離直徑對設計參數的敏感度，重點關注具有較大影響的設計參數并對其進行合理匹配。

5 結 論

采用數值仿真計算方法，針對氣動增壓式離心通風器的流動及分離特性進行了研究，分析了設計參數對壓差、分離效率和最小分離直徑的影響規律，評估了通風器工作特性對設計參數的敏感度，得到的主要結論如下：

1） 提高轉速總是有利于提升分離效率、降低最小分離粒徑，同時氣動增壓效果更加明顯，旋轉葉輪所受力矩和功率消耗也更大；轉速達到25 000 r/min、通風量為10 g/s 時，進口壓力比出口壓力低2 700 Pa，分離效率可達99.5%。

2） 通風量越大，分離效率越低、最小分離直徑越大，而且旋轉葉輪所受力矩和功率消耗也更大，但氣動增壓效果逐漸被削弱。

3） 存在最佳葉片數量使氣動增壓效果達到最好，壓差的最大變化量均可超過30%，分離效率和最小分離直徑受旋轉葉輪葉片數量的影響較小。

4） 壓差和分離效率受轉速的影響最顯著，通風量對最小分離直徑的影響最大；設計參數之間對通風器工作特性還存在交互作用，設計時還需根據敏感性系數對其進行合理匹配。