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航空学报 >

2026 , Vol. 47 >Issue 1: 632005 - 632005

DOI: https://doi.org/10.7527/S1000-6893.2025.32005

第二十七届中国科协年会专栏

宽飞行剖面下机载滑油系统热负荷分析

  • 王莹 1, 2 ,
  • 李洋 , 1 ,
  • 成超乾 1 ,
  • 焦宗夏 1
展开
  • 1. 北京航空航天大学 自动化科学与电气工程学院，北京 100191
  • 2. 新乡航空工业集团（有限）公司，新乡 453049
．E-mail：

收稿日期: 2025-03-20

  修回日期: 2025-05-06

  录用日期: 2025-06-05

  网络出版日期: 2025-06-27

基金资助

国家自然科学基金(52272409)

飞行器控制一体化技术重点实验室基金(JSY6142219202403)

收起

Thermal load analysis for aeroengine oil system with extended flight profile

  • Ying WANG 1, 2 ,
  • Yang LI , 1 ,
  • Chaoqian CHENG 1 ,
  • Zongxia JIAO 1
Expand
  • 1. School of Automation Science and Electrical Engineering，Beihang University，Beijing 100191，China
  • 2. Xinxiang Aviation Industry （Group） Co. ，LTD，Xinxiang 453049，China
E-mail：

Received date: 2025-03-20

  Revised date: 2025-05-06

  Accepted date: 2025-06-05

  Online published: 2025-06-27

Supported by

National Natural Science Foundation of China(52272409)

National Key Laboratory of Aircraft Integrated Flight Control Foundation(JSY6142219202403)

Fold

摘要

为给先进直升机新型环境控制系统设计提供热输入边界条件，更准确有效的进行环控系统热管理与温度控制，开展了发动机滑油系统在宽飞行剖面下热载荷变化研究。首先，对发动机传动系统开展传动力学分析，建立发动机传动系统数学模型，分析发动机生热部件在各工况下的摩擦功耗，并进行简化完成摩擦损失理论计算；然后，以滑油温升为研究对象，分析引起滑油温度变化的生热以及散热部件影响程度，在此基础上采用Amesim建立发动机传动系统及滑油系统仿真模型，对滑油系统在宽飞行剖面下的热负荷变化进行了仿真分析；最后，将仿真结果与某型发动机滑油系统试验数据进行对比分析，表明系统模型满足工程设计要求，可对后续的环控系统热管理技术研究提供参考。

关键词： 发动机轴承; 滑油系统; 热负荷; 宽飞行剖面; 环境控制系统; 蒸发循环系统; 先进直升机

本文引用格式

王莹 , 李洋 , 成超乾 , 焦宗夏 . 宽飞行剖面下机载滑油系统热负荷分析[J]. 航空学报, 2026 , 47(1) : 632005 -632005 . DOI: 10.7527/S1000-6893.2025.32005

Abstract

In order to provide the heat input boundary conditions for the design of the new dual-system evaporation cycle subsystem of advanced helicopter and carry out the thermal management and temperature control of the environmental control system more accurately and effectively， the thermal load variation of the engine oil system under a wide flight profile was studied. First， the transmission mechanics of the engine drive system is analyzed， the mathematical model of the engine drive system is established， the friction power consumption of the engine heat generating parts under various working conditions is analyzed， and the theoretical calculation of friction loss is simplified. Then， taking oil temperature rise as the research object， the influence degree of heat generating and cooling components causing oil temperature change is analyzed. On this basis， simulation models of engine drive system and oil system are established by Amesim， and the heat load change of oil system under wide flight profile is simulated and analyzed. Finally， the experiment data and simulation results of a certain engine oil system are compared and analyzed. The results show that the system model meets the engineering design requirements and can provide reference for the subsequent thermal management technology research of environmental control system.

Key words： aeroengine bearing; oil system; thermal load; extended flight profile; environmental control system; evaporation cycle subsystem; advanced helicopter

随着未来先进直升机的性能要求越来越高，更多低品位、高热流密度热源产生，同时燃油、冲压空气等冷源以及复合材料的使用限制，使得机载设备热管理问题变得愈加突出，限制了其自身性能和效率提升，进一步影响到直升机的任务执行能力和续航能力。考虑到这些挑战，国内外研究人员以提高系统安全性、可靠性为思路，开展了一系列以能量综合和性能改进的多余度、多系统集成技术研究。一方面提高动力组件系统效率，减少废热产生。另一方面研究新环控架构，重点研究机上各系统的能量交换，使其能有效利用直升机内部产生的废热［1-2］。发动机滑油系统是典型的非线性流路复杂系统，与其他系统的能量交换部分是整机热管理技术研究的重点工作之一。
近年来，航空领域对未来先进直升机油耗、高空、高速等综合指标的提出，使得更多的研究人员对发动机高负荷、高性能气动设计有了更多的关注［3-5］，由此给滑油系统热设计带来更苛刻的要求。发动机滑油系统主要功能是润滑和散热，对发动机传动部件进行润滑的同时将部件产生的热量转移到空气和（或）燃油中。刘明辉等［4］对某型航空发动机滑油系统油箱热模型进行仿真建模分析，验证了仿真模型和试验数据在特定飞行剖面下的滑油温度变化的一致性。苏壮等［5］对3种不同的航空发动机滑油散热方式在发动机典型设计点的散热量进行计算比较分析。明确了只有通过对飞机进行热回油的散热方式，才能满足热管理设计需要。郭隽等［6］提出以滑油箱作为发动机进气道一部分来冷却滑油，通过发动机2个典型工况试验验证了方案的合理性和可行性。闫星辉等［7］以某涡扇发动机及其滑油系统为例，对滑油系统内的压力、流量、温度等参数变化研究，计算了高温起飞工况下滑油系统主要工作参数值，使用遗传算法对滑油系统参数进行了优化。吴琼宵［8］对滑油系统的瞬态传热与流动特性进行了研究，并在此基础上通过PID对滑油泵转速进行调节，降低了滑油系统的功率损耗。以上研究对不同类型的滑油系统主要部件以及结构设计进行了优化和热分析，且多数是基于发动机状态点的计算分析。然而，滑油系统作为发动机与机载综合热管理系统的主要热联系［9-11］，其随飞行剖面变化时的热负荷变化作为交联系统的热边界，直接影响机载系统热管理的有效性。
本文基于滑油余热加温的环控系统新架构思路，开展发动机滑油系统热负荷分析。建立滑油系统冷却对象-发动机传动系统的传动力学以及热力学模型，同时，基于先进直升机高空、高原、高速的应用场景，对发动机滑油系统随宽飞行任务剖面下热动态行为进行仿真分析，为未来更加复杂工况下的机载设备环控系统设计提供支撑。

1 滑油系统原理

发动机滑油系统关键部件包括滑油泵、滑油散热器、滑油箱等［12］。通常滑油系统采用冲压空气和燃油两种介质进行散热，根据飞行状态切换或控制冲压空气与燃油的使用，使系统在整个飞行剖面内能有效散热［13］。图1为典型的闭式滑油系统，滑油存储在滑油箱，由滑油泵驱动，经过散热器散热，滑油滤过滤掉油液中金属杂质，送入轴承和各运动副吸热后，经回油管路回到滑油箱。
图 1 闭式滑油系统原理框图

Fig.1 Block diagram of lubricating oil system’s principle

2 滑油系统温升分析

滑油系统冷却对象为发动机传动系统轴承，减速器齿轮等。考虑轴承腔壁与环境的热交换，滑油温度变化主要受到飞行状态、滑油循环系统中各热源部件的生热量以及散热器设计的影响。一方面发动机腔室内滑油对传动部件进行冷却，吸收热量（图2），滑油温度升高。另一方面通过腔室壁面向外界低温环境散热以及燃/滑油散热器散热，形成动态热平衡：
图 2 滑油热评估原理框图

Fig.2 Block diagram of lubricating oil thermal evaluation principle

Q o i l = Q f g + Q g w + Q b f - Q c w
式中： Q f g、 Q g w、 Q b f、 Q c w分别为齿轮摩擦热、齿轮风阻热、轴承摩擦热和散热量。

2.1 齿轮热载荷计算模型

齿轮热主要为传动腔室中齿轮相互啮合，对偶摩擦面产生摩擦热以及齿轮在高速旋转时，齿面产生的风阻热。齿轮热是齿轮部件功率损失的主体，因此可以采用功率损失模型计算齿轮发热。
齿轮轮齿啮合成周期性，摩擦面接触时间越短，齿轮摩擦热越小。主从齿轮在啮合过程中的摩擦损失为
P f , g = C 1 F a f v
式中： F a为齿面平均接触压力，与润滑油、润滑方式、运动学密切相关； f为摩擦系数； v为齿面相对滑动速度。
齿轮风阻热是油气沿齿面流动摩擦产生，发热较摩擦热小［14-15］：
P w , g = C 2 1 + 4.6 B g D g n p η g 2.8 · D g 4.6 0.028 μ + C 3 0.2 P w , p = C 2 1 + 4.6 B p D p n p 2.8 D p 4.6 0.028 μ + C 3 0.2
式中： P为齿轮产生的风阻损失； B为齿面宽度； D为节圆直径； n为齿轮转速； η为齿轮传动比； μ为滑油动力黏度。下标 w 、 g 、 p分别为风阻、主齿轮和从齿轮； C 1 、 C 2 、 C 3为齿轮功率损失计算系数。
对于发动机附件箱多齿轮传动，对转速、功率进行了再分配，导致功率消耗。从式（2）看出，齿轮转速越高，载荷越大，齿轮啮合面的摩擦越大，发热越严重，但其总的生热量要远小于轴承生热量。图3为某型号发动机传动系统各传动部件生热量，从图中可以看出，齿轮生热量要远小于轴承生热量，因此本文简化发动机传动系统模型，齿轮生热量采用固定值输入。
图 3 某型号发动机各传动部件生热量

Fig.3 Heat generation of each transmission component of an engine

2.2 轴承热载荷计算模型

发动机各腔室旋转部件生热量中，轴承生热量占总生热量的3/4以上［16-17］。主要原因是在整个运动周期，轴承滚动体与套环滚道以及保持架空隙间的摩擦面始终接触，随着转速增大及载荷增大，轴承摩擦损失成为传动系统中最主要的功耗损失。
轴承生热是轴承运动时功率损耗的主体，因此也可以采用功率损失模型计算轴承生热量。摩擦损失是轴承功率损耗的一个重要因素，研究表明轴承滚动体与内外滚道以及保持架之间的摩擦损失占总功耗的70%［18-19］，根据摩擦产生机理及其贡献可知，导致轴承生热的主要摩擦损失有：
1） 滚动轴承受载后，由滚动体与滚道之间相对滑动产生的摩擦损失。
2） 高转速时，滚动轴承的自旋滑动产生的摩擦损失。
3） 滚动体受到腔体内滑油流体流阻而产生的摩擦损失，大小与滑油量、黏度和轴承转速有关。
对于滚动轴承，其摩擦现象十分复杂，除以上摩擦因素外，还有滚动体材料引起的弹性滞后摩擦，滚动体与保持架之间的滑动摩擦等多种因素。从整体看，以上因素引起的摩擦较小，评估轴承生热量时，可忽略不计此类摩擦。
轴承功耗一般采用整体法计算，由Palmgren结合大量试验结果和经验公式得出［20］，该方法适用于中低速滚动轴承功耗计算［21-23］。对于高速轴承，该方法评估结果偏差较大，主要原因是一方面，随着轴承转速的升高，轴承所受的离心力急剧增加，滚动体在这种工况下极易发生形变，滑动摩擦加剧，功率损失增加。另一方面，滚动体在与滚道接触区内角速度矢量会引起轴承的自旋滑动，尤其是高速旋转时的轴承，摩擦功耗有显著影响。一些高速，大载荷工况下，可占总功耗40%~50%。因此，高转速工况下轴承功耗计算在Palmgren等计算的基础上，增加滚动体自旋摩擦功耗［24-25］。
轴承DN值可以很好的反映轴承在高速、高负荷等复杂工况下的承载能力，通过DN值区分高速轴承和中低速轴承［26］：
D N = d i × n > 0.6 × 10 6    m m ⋅ r / m i n D N = d m × n > 1.0 × 10 6    m m ⋅ r / m i n
式中： d i为轴承内径； d m为轴承节圆直径。满足任意一条件，可认为是高速轴承，否则为中低速轴承。
对轴承摩擦损失模型建立进行一般性假设：
1） 忽略各滚动体差异，总自旋生热量为单滚动体自旋生热量乘滚动体个数。
2） 选择轴承受纯轴向载荷工况。
3） 采用外滚道控制理论，即假设滚动体在外滚道上为纯滚动，无自旋。
4） 忽略陀螺旋转产生的陀螺力矩。
轴承高速运转工况下，考虑滚动体和内滚道自旋滑动，此时，轴承总功率损失为
P = P f + P s
轴承中低速工况下，轴承摩擦功率损失与轴承转速及轴承运动中的总摩擦力矩关系式：
P f = 1.047 × 10 - 4 M n
M = M l + M v
式中： n为轴承转速； M、 M l、 M v分别为轴承摩擦总力矩、外加载荷引起的摩擦力矩、滑油黏性产生的摩擦力矩。
轴承自旋摩擦力矩引起的功率损失 P s为
P s = M s ω s z
M s = 3 μ s F n a E 8
式中： E为第二类完全椭圆积分； a为接触椭圆长半轴； μ s为滑动摩擦系数； F n为滚动体和内滚道之间的法向载荷； z为滚动体个数； ω s为滚动体自旋角速度。
本节给出高速轴承滚动体与内滚道的自旋角速度计算公式，具体推导过程不在此阐述，见文献［12］。
ω s = γ ' s i n β + s i n α i - β 1 - γ ' c o s α i · - ω c o s α 0   + t a n β s i n α o 1 + γ ' c o s α o + c o s α 0   +   t a n β s i n α i 1 - γ ' c o s α i γ ' c o s β
式中： β = a r c t a n s i n α o c o s α o + γ '； γ ' = D d m为无量纲几何参数； α i、 α o为滚动体与内、外滚道的实际接触角。
对于角接触球轴承：
M l = f l F β d m
f l = 0.001 P 0 C 0 0.33
F β = F a - 0.1 F r
式中： F β为轴承当量动载荷； C 0为基本额定静载荷； P 0为基本额定动载荷； F r为轴承径向负荷； F a是轴向负荷； f l是轴承和载荷相关系数。
轴承摩擦功率力矩计算要考虑滑油黏性热效应的影响，轴承在高速运动工况下，轴承摩擦力矩增大，滑油温度升高，黏度下降，严重时可能导致润滑油膜失效，摩擦加剧。转速越小时，轴承各表面与保持架之间的流体粘性剪切应力要远大于粗糙表面接触产生的摩擦力，因此滑油黏性产生的摩擦力矩计算公式为
M v = f m × 10 - 7 v n 2 / 3 d m 3          v n ≥ 2   000 f m × 160 × 10 - 7 d m 3          v n < 2   000
式中： v工作温度下的滑油运动黏度； f m为各类轴承的经验系数。
以某型航空发动机主轴角接触轴承为研究对象，利用Amesim软件，结合式（4）~式（14）搭建轴承热载荷模型，包括高速、中低速滚动摩擦生热以及自旋摩擦生热模型，见图4。对不同转速、不同载荷条件下，轴承功率损失模型进行验证。轴承结构参数见表1。
图 4 基于Amesim的轴承热载荷模型

Fig.4 Thermal load model for bearings based on Amesim

表1 轴承结构参数

Table 1 Bearing structure parameter

名称 参数 名称 参数
滚动体数量/mm 16 节圆直径/mm 125.260 1
滚动体直径/mm 22.225 公称接触角/（°） 40
内滚道直径/mm 102.793 8 轴承外径/mm 90
外滚道直径/mm 147.726 4 轴承内径/mm 160
图5为轴承自旋滑动摩擦功率损失随不同载荷和不同转速的变化情况。图6为轴承转速和轴向载荷对自旋摩擦功率损失的影响成度。图7则为轴承外加载荷和滑油黏性引起的摩擦功率损失随不同载荷和不同转速的变化情况。
图 5 自旋摩擦损失结果对比

Fig.5 Comparison of spin sliding friction loss results

图 6 转速、轴向载荷与接触椭圆关系曲线

Fig.6 Relation curves of rotational speed， axial load and contact ellipse

图 7 不同转速、载荷下轴承摩擦生热量

Fig.7 Bearing friction heat generation under different speeds and loads

从图5可以看出，随着转速和载荷的增大，轴承摩擦功率损失越大。高速、大载荷条件下，本文自旋摩擦损失模型计算结果与文献［26］中理论计算值相比稍有偏差。主要原因是本文自旋摩擦损失模型为简化计算，接触椭圆长短半轴以及内圈接触角设置拟合后的值，该值要小于高速、大载荷条件下的参数值，且接触椭圆的长/短半轴随轴向载荷变化远大于转速变化（图6）。中速和低速工况下偏差都在5%范围内，高速工况下随着载荷增加，发热量较文献［26］大，但也在15%范围内。对于发热评估，模型结果大，安全裕度更高，所以可以采用该模型评估轴承生热评估。
从图7可以看出本文的轴承摩擦损失模型仿真结果与文献［26］理论计算值一致。但对于发热评估，偏大的结果安全裕度更高，因此该模型用于滑油系统温升评估满足工程应用要求。

2.3 散热边界条件分析

1） 外界环境条件分析
滑油温度变化受到环境参数的影响，包括大气温度、压力、高度等物理量。环境大气采用ISA-1976标准，大气温度随高度变化情况见图8。根据任务剖面，建立高速直升机高度和速度飞行剖面见图9。
图 8 大气温度与高度的关系曲线

Fig.8 Relationship between atmospheric temperature and altitude

图 9 飞行剖面

Fig.9 Flight profile

2） 滑油边界条件分析
影响滑油边界条件包括速度、温度、流量、压力等物理参数。以某直升机为例，该直升机使用滑油牌号为4050，滑油参数见表2，系统设计滑油循环流量为72 L/min。
表2 滑油物性参数

Table 2 Oil physical property parameters

名称 参数
滑油导热系数/（W·（m·K）-1） 0.152
滑油的运动黏度/（mm2·s-1） 40
滑油密度/（kg·m-3） 909.972 7
滑油比热/（kJ·（kg·K）-1） 1.84
滑油密度、比热、导热系数、运动黏度随温度变化：
ρ = 961.577 - 0.671   01 T o
c p = 1.78 + 0.002   8 T o
λ = 0.153   6 - 0.000   1 T o
l n l n v + 0.8 = 21.171 - 3.538 l n T o + 273
3） 腔室壁面传热分析
腔室壁面换热输入主要为二次气流物性参数以及腔室壁面几何参数、传热系数。其中，腔室换热主要为腔室内滑油与壁面换热，腔室外二次气流与腔室外壁面进行换热，两者换热系数计算模型一致，采用纵掠平板强制对流换热模型［18］。对于高压转子腔，二次高温气流对壁面进行加热，滑油与内壁面换热，滑油吸收热量，温度升高，换热系数为
h = 0.664 λ d i m 1 / 2 ω v 1 / 2 P r 1 / 3          R e < 5 × 10 5 h = 0.037 λ d i m 1 / 5 ω v 4 / 5 P r 1 / 3          R e < 5 × 10 5
式中： d i m为换热特征长度； ω为滑油流速。
4） 燃油/滑油散热器热分析
燃油/滑油散热器主要对发动机滑油进行散热，本文主要研究滑油温度随飞行剖面的变化情况，不涉及燃油与滑油散热器的优化和设计，因此通过燃油/滑油散热器试验台试验数据，对散热器数据进行拟合校准，得到燃油/滑油散热器散热性能曲线。燃油/滑油散热器设计工况参数：燃油入口流量为16~150 L/min，入口温度70~80 ℃。滑油入口流量为50 L/min，入口温度100~140 ℃。
从图10可以看出，试验标定曲线最大误差3%，满足应用要求。图11为散热器热平衡图，从图中可以看出，燃油流量要大于34 L/min，散热器才能达到热平衡（5%）。
图 10 散热器性能曲线

Fig.10 Performance curves of fuel heat exchanger

图 11 散热器热平衡曲线

Fig.11 Thermal equilibrium curves of fuel heat exchanger

2.4 滑油系统温升建模

发动机传动系统主要部件轴承、齿轮等运动存在发热，热量在腔室以及部件间进行换热，这些热量均通过滑油换热吸收，最终通过冲压空气或燃油排散出去，形成动态平衡。结合式（1）、式（19），滑油温度变化可以通过能量平衡方程计算得出：
m o i l c p , o i l d T o i l d t = Q f g + Q g w + h A w , o i l T o i l - T w - Q H E x - m a i r c p , a i r T i n , a i r - T o u t , a i r
式中： m 、 c为流体流量和定压比热；下标 o i l 、 a i r分别表示滑油和空气； Q H E x为燃油/滑油散热器散热量。

3 滑油系统仿真建模及分析

根据第2节简化的轴承、齿轮热力学模型以及影响滑油温度变化的输入输出边界条件，利用Amesim搭建滑油系统热力学仿真模型。采用热液压库热容元件TFC000模拟腔室壁面，通过热流率输入计算温度和压力变化，同时与周围环境之间进行热交换。燃油/滑油散热器模型考虑通过两个半换热器以及THPHIREG01完成燃油/滑油散热器建模，燃油流量为75 L/min，入口温度70 ℃。滑油入口温度为100 ℃，滑油流量为35 L/min。飞行高度为0~7 000 m，飞行速度为0~0.6。
仿真基本假设：
1） 考虑仿真聚焦核心部件热动态行为，因此忽略油箱本身瞬态响应，采用恒压油箱。
2） 忽略散热量比例较小的管路及传动表面等散热。
3） 重点分析滑油温升变化，对过滤器、散热器等传动内部具体的滑油流动状态不予考虑。
某发动机转速与滑油泵转速的对应关系见表3。在直升机宽飞行包线下，对发动机滑油系统热特性进行仿真，仿真结果如图12~图15所示。
表3 滑油泵与发动机转速对应关系

Table 3 Corresponding relationship between oil pump and engine rotational speed

发动机转速/%

滑油泵转速/

（r·min-1）

 发动机转速/% 滑油泵转速/（r·min-1）
10 1 000 65 7 200
15 1 500 70 7 400
20 2 000 75 7 600
25 2 500 80 8 000
30 3 000 85 9 000
35 3 500 90 10 000
40 4 000 95 11 000
45 4 500 100 12 000
50 5 000 105 12 000
55 6 000 110 12 000
60 7 000 120 12 000
图 12 滑油热载荷随大气温度变化

Fig.12 Thermal load of oil varying with atmospheric temperature

图 13 滑油热载荷随发动机转速变化

Fig.13 Thermal load of oil varying with engine rotational speed

图 14 各腔室滑油流量和压力曲线

Fig.14 Oil mass flow rate and pressure curves of each chamber

图 15 中腔滑油温升随热载荷变化曲线

Fig.15 Changing curves of intermediate pocket temperature rise with thermal load

从图12、图13可以看出，发动机转速变化对滑油温度的影响比环境温度变化的影响要大。对于滑油系统，散热量主要是燃油/滑油散热器的散热量和与外界的对流换热量。在燃油/滑油散热器的散热量一定的情况下，舱外大气的对流换热受飞行状态（速度、高度、温度等）变化影响，散热量有一定变化（不超1%），与总生热量相比较小。2.5 kW的散热基数情况下，按环境温度最大变化范围55 ℃时，影响散热量最大为300 W，根据热平衡方程可知，影响滑油温度变化不超过1 ℃。综上述分析，在保持一定滑油量的情况下，发动机转速变化对滑油温度影响较环境温度变化大，因此，在实际滑油热量回收应用中，可以通过提高发动机转速所占比重，尽可能的反应滑油系统真实的热动态行为。
图14为各腔室滑油压力以及流量变化情况，滑油流量的正负代表滑油的流出和流入，barA表示绝对压力，即以真空为基准的压力值。图15为滑油泵转速变化引起各腔室滑油压力和流量变化，进一步影响滑油温度。
以图15中腔滑油热载荷为例，地面停机阶段，由于为高原着陆，地面温度低，滑油热载荷较低，100 s开始爬升，随着发动机转速增加，腔内热载荷增大，滑油温度升高。爬升临近结束时滑油流量增大大于腔内热载荷的增加，单位质量流量的滑油热量降低，滑油温度下降。640 s开始巡航，飞行高度、速度以及热载荷、滑油温度趋于稳定。1 138 s直升机开始下降，在下降初始阶段，发动机转速降低，滑油流量快速下降，热载荷延迟降低，根据热平衡方程，滑油温度短暂升高。但在工程应用过程中，此时温度变化会对滑油热量使用产生一定影响，因此可以考虑在散热器处并联支路或调整散热器热容量，减少滑油流量变化对滑油热量使用的影响。
为了进一步评估本文搭建的发动机滑油系统模型和方法的有效性，以图16某型发动机试验数据为例。滑油泵转速与发动机相对速度关系如表3所示，滑油流量45 L/min，滑油初始温度为0 ℃，总飞行时间20 000 s。为便于监控系统稳定运行状态，在燃油/滑油散热器热侧入口处设置温度传感器，监测散热器入口滑油温度，系统以10 Hz频率采集传感器测量值，采集精度不大于±3 ℃。对该飞行条件下滑油温度和试验结果对比如图17、图18所示。
图 16 发动机相对物理转速

Fig.16 Engine relative physical rotational speed

图 17 滑油温度仿真与试验对比结果

Fig.17 Oil temperature comparison result between simulation and experiment

图 18 滑油温度频数分布图

Fig.18 Chart of oil temperature frequency distribution

从图17可以知，滑油温度主要随发动机转速影响，在实际爬升转巡航时，滑油温度达到峰值。在初始仿真状态下，受系统燃油/滑油散热器材料尺寸结构、换热时间以及齿轮等部件生热量的简化设计等影响因素，滑油温度变化要比实际工况下的变化相对平缓，但滑油温度变化速率和发动机转速以及滑油泵转速变化基本保持一致。在滑油温度到达热动态平衡后，此时发动机部件的瞬时功率和换热量会有一定差别，受设备的热容及散热性能的影响，其短时间较集中的发热量是通过较长时间形式散热的，因此在11 000~13 000 s发动机转速短时快速变化时，滑油温度变化不大。13 000~18 000 s直升机处于巡航状态，滑油温度基本处于稳定状态，随着发动机转速降低，滑油温度随之缓慢下降。从滑油温度偏差的频度图18可以看出，滑油温度仿真结果与试验结果偏差基本在10%范围内，且直方图基本服从标准正态分布，Amesim仿真结果与试验结果基本一致，说明本模型的仿真结果可以有效的反应滑油在特定飞行剖面的温度变化情况。

4 结论

本文对发动机传动系统在宽飞行剖面下热载荷变化进行分析。搭建了发动机传动系统和滑油系统Amesim仿真模型，验证了发动机传动系统传动力学模型的有效性；对宽飞行剖面下发动机传动系统生热量、散热量以及滑油温升进行仿真分析，为进一步开展滑油余热再利用的工作提供支撑。主要有以下几点：
1） 环境温度对滑油温度变化影响较小，千瓦级别的散热基数情况下，每10 ℃的温度变化，影响散热量不超过1%，因此在进行多源热载荷预测时，考虑降低环境大气对系统性能影响的权重值。
2） 给定宽飞行剖面下发动机出口滑油温度变化在80~120 ℃，作为环控系统热管理技术的热源输入，可以实现至少30 kW的加热量。
3） 通过Amesim仿真发动机滑油系统在宽飞行剖面下的温度变化，实现对滑油温度预测。
对于整机热管理研究，需要环控、液压、滑油和燃油系统等多个系统综合考虑，但是考虑到各系统及部件之间的能量、物理、控制耦合复杂程度，对各系统热载荷准确的预测是热管理研究的前提。因此为了持续推进整机热管理技术的发展，一方面，尽可能收集分类工程应用及试验数据，评估系统及部件互联对热管理方案的影响，寻找降低参数敏感性和提高模型性能最优方案，进一步提高模型的鲁棒性。另一方面，基于本文滑油系统热负荷分析，建立多源系统热边界条件模型，开展与其他多系统间的综合热管理和控制研究。

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