Journal of Propulsion Technology交替静叶布局对轴流压气机气动稳定性的影响傅文广，余军杨，左瑞，王威，孙鹏，王伟

05 第45卷第5期2024 Vol.45 No.5ISSN 1001-4055CN11-1813/V

目 次

综述

压气机内部旋转不稳定的研究综述 .…楚武利，陈向艺（2309003）

总体与系统

转速-功率耦合摩擦通断式负载对涡扇发动机性能影响研究 袁长龙，郝燕平（2302019)涡轴-涡扇变循环发动机方案及性能匹配设计研究·……任成，贾琳渊，卜贤坤，陈玉春，杨洁（2212021)

流体力学气动热力学

交替静叶布局对轴流压气机气动稳定性的影响…傅文广，余军杨，左瑞，王威，孙鹏，王伟（2305043)
小尺寸无静叶对转风扇/压气机气动设计与变工况性能分析研究…张韬，李嘉宾，沈雨忻，陈宝延，季路成（2301011）
涡流恢复导叶对螺旋桨气动和声学性能影响研究韦卿，张武，陈正武，全帆，朱文浩，王良军（2211052）
基于冷气射流的涡轮流动主动控制数值模拟 高源，郑群，霍东晨，高杰（2303062)
高超声速飞行器减阻杆-双盘-槽道组合构型减阻防热特性研究.·.郭建，方蜀州，王子玉（2209071）
双轴承旋转喷管型面设计及数值模拟研究 …李瑶，徐惊雷，潘睿丰，张玉琪，黄帅(2212046)

燃烧传热传质 燃料

斜坡限制域对脱体火焰宏观形状和燃烧振荡影响实验研究…宋恒，韩啸，张弛，林宇震（2209042)
筒形五喷嘴燃烧室冷态时均流场特性实验研究金明，陆羽笛，刘占南，吉雍彬，葛冰，臧述升（2303008）
航空发动机滑油回油管内的流型识别及含气率预测研究李澍，胡剑平，谭逸，朱鹏飞，吕亚国（2212036)
冲压发动机燃烧室超声速来流横向喷雾轨迹预测模型及动态特性分析研究…·王梓成，胡斌，王中豪，王藤，石强，雒伟伟，赵庆军(2211086)
液体燃料表面脉动火焰蔓延机理数值研究··. ...单聪慧，张慧颖，程崇律，徐宝鹏，赵广（2211065）
Mg 在 CO_{2}/Ar 混合气体中的双反应区燃烧模型研究·… ..…胡坤，徐义华，田乐，王英鹏（2209036)
长尾喷管气凝胶隔热层结构设计. ·高煜航，郑健，上官子晗（2303036)

HTPB推进剂装药工艺研究及力学性能预测秦鹏举，侯晓，张翔宇，程吉明，宋学宇，程书，杨琨（2211042)

结构 强度 材料 制造

基于能量法的篦齿封严环气弹稳定性数值研究… ·….苏国征，孙丹，李玉，王志，任国哲（2304002)基于运动法的航空发动机高速燃油齿轮泵卸荷槽设计与验证....符江锋，赵志杰，刘显为，魏士杰，崔建，魏鹏飞(2302047)

测试试验控制

微牛级电磁力标定装置仿真与测试研究成烨，龙建飞，罗威，王嘉彬，黄丹，徐禄祥，郭宁，杨威（2303058)
基于深度学习的航空发动机涡轮叶片自动射线检测技术研究· …王栋欢，肖洪，吴丁毅（2210024）
基于数据驱动的主燃油计量装置故障诊断· ..…龚秋婷，陈毅，刘渊，陈国顺，王奕首（2304058)
基于樽海鞘群极限学习机的进/发一体化性能寻优控制模型研究于子洋，王晨，杜宪，聂聆聪，孙希明（2302042)

新型推进及其它推进

电喷雾推力器单发射点电流模型及稳定性分析陈冲，夏广庆，康会峰，范益朋，鹿畅，孙斌（2304021)
离子推力器溅射沉积物防剥离放电室的设计及激光选区熔化增材制造研究……·李建鹏，靳伍银，赵以德，代鹏，张兴民，张文涛（2303019)

JOURNALOFPROPULSIONTECHNOLOGY

Vol.45 No.5 Sum No.323 May 2024（Monthly）

CONTENTS

Review

Review of rotating instability in compressors CHU Wuli,CHEN Xiangyi (2309003)

System

Effects of rotational speed-power coupling friction on-off load on turbofan engine performance ..·YUAN Changlong,HA0Yanping(2302019)
Design and study on scheme and performance matching of turboshaft-turbofan variable cycle engine ....REN Cheng,JIALinyuan,BUXiankun,CHENYuchun,YANGJie(2212021)

Hydromechanics, Aero-thermodynamics

Effects of alternating-stator vane layout on aerodynamic stability of axial compressor ....FU Wenguang,YU Junyang,ZUORui,WANGWei,SUNPeng,WANGWei(2305043)
Small size vaneless counter-rotating fan/compressor aerodynamic design and performance analysis of variable condition property . ZHANG Tao,LI Jiabin,SHENYuxin,CHEN Baoyan,JI Lucheng(2301011)
Effects of swirl recovery vanes on aerodynamic and acoustic performance of propeller. .WEI Qing,ZHANGWu,CHENZhengwu,TONGFan,ZHU Wenhao,WANGLiangjun(2211052)
Numerical study on active flow control of turbine by using cooling jet GAOYuan,ZHENGQun,HUODongchen,GAOJie(2303062)
Drag andheat flux reductioninducedby a novel combinational spikewith double aerodisks and channel concept for hypersonic vehicles ...·GUO Jian,FANGShuzhou,WANGZiyu(2209071)
Geometricdesign andnumericalsimulationstudyof twobearingswivelnozzle LIYao,XUJinglei,PANRuifeng,ZHANGYuqi,HUANGShuai（2212046)

Combustion,HeatandMassTransfer,Fuel

Experimental study of effects of slope confinement on macrostructure and combustion instability of lifted flames ..SONG Heng,HANXiao,ZHANG Chi,LIN Yuzhen(2209042)
Experimental study on characteristicsof cold time-averaged flowfield ina five-nozzle can combustor ·JIN Ming,LU Yudi,LIU Zhannan,JIYongbin,GE Bing,ZANG Shusheng(2303008)
Flow pattern recognition and void fraction prediction in lubricating oil recirculating pipe of aeroengine... ·LIShu,HUJianping,TAN Yi,ZHU Pengfei,LYUYaguo(2212036)
Trace prediction model and dynamic characteristics analysis of transverse sprays under supersonic crossflow in ramjet combustor ...WANG Zicheng,HU Bin,WANG Zhonghao,WANG Teng,SHI Qiang,LUOWeiwei,ZHAO Qingjun(2211086)
Numerical simulation of pulsating flame spread over liquid fuel surface SHAN Conghui,ZHANG Huiying,CHENG Chonglyu,XUBaopeng,ZHAO Guang(2211065)
Combustion model of Mg inCO/Armixturebased on double reaction zone ....HU Kun,XU Yihua,TIAN Le,WANG Yingpeng(2209036)

Structural design of aerogel insulation layer for long tail nozzle GAOYuhang,ZHENGJian,SHANGGUANZihan(2303036) HTPB propellant charging proces and prediction of its mechanical properties \* QIN Pengju,HOU Xiao,ZHANG Xiangyu,CHENG Jiming,SONG Xueyu,CHENG Shu,YANG Kun (2211042)

Structure,Strength,MatrialsManuactuin

Numerical study on aeroelastic stability of labyrinth seal ringbased on energymethod· .SU Guozheng,SUNDan,LIYu,WANG Zhi,REN Guozhe(2304002)
Design andverification ofrelief groove foraero-enginehigh-speed fuel gear pump based onmotionmethod ....FU Jiangfeng,ZHAO Zhijie,LIU Xianwei, WEI Shijie,CUI Jian, WEI Pengfei (2302047)

Test,Experimentand Control

Simulation and testingresearch on microNewton level electromagnetic force calibration device ..CHENGYe,LONGJianfei,LUOWei,WANGJiabin,HUANGDan,XULuxiang,GUONing,YANGWei(2303058)
Automatic radiographic testing for aeroengine turbine blades based on deep learning ...WANGDonghuan,XIAOHong,WU Dingyi(2210024)
Data-driven fault diagnosis of main fuelmetering device GONGQiuting,CHENYi,LIUYuan,CHENGuoshun,WANGYishou(2304058)
Anintegrated inlet/engineperformance seeking control model basedon salp swarm algorithm extreme learningmachine ..YUZiyang,WANG Chen,DUXian,NIELingcong,SUN Ximing(2302042)

AdvancedPropulsion andOtherPropulsion

Current model and stability analysis of single emission site in electrospray thrusters ...CHEN Chong,XIA Guangqing,KANG Huifeng,FAN Yipeng,LU Chang,SUN Bin (2304021) Design of sputtered deposits flake suppression discharge chamber forionthruster and research on laser-selective melting additivemanufacturing" ...LIJianpeng,JINWuyin,ZHAOYide,DAIPeng,ZHANGXingmin,ZHANGWentao(2303019)

压气机内部旋转不稳定的研究综述

楚武利，陈向艺1.2

（1.西北工业大学 动力与能源学院，陕西西安710129；2.德累斯顿工业大学叶轮机械与飞行推进中心，德国德累斯顿01062)

摘要：旋转不稳定是压气机工作在高负荷近失速工况时的一种常见现象。研究旋转不稳定在降低压气机工作噪声、减小流致振动以及保障航空发动机稳定工作等方面具有重要意义。首先对旋转不稳定现象进行了回顾，详细讨论了旋转不稳定的特征。其次，重点调研了旋转不稳定的起源和机理，将旋转不稳定产生的原因归纳为叶尖泄漏流、涡脱落以及流动剪切等类别。此外，回顾了模拟旋转不稳定的数值方法，讨论了多种流动控制手段对旋转不稳定的作用效果。最后，对旋转不稳定的研究现状进行了总结，对未来的研究趋势进行了展望。

关键词：压气机；旋转不稳定；叶尖泄漏流；涡脱落；非定常流；数值模拟；流动控制；综述

文章编号：1001-4055（2024）05-2309003-15

DOI:10.13675/j.cnki. tjs. 2309003

1引言

航空发动机和燃气轮机作为典型的布雷顿式热力循环（Braytoncycle)叶轮机械，被广泛用于航空、航海以及电力等国计民生领域，其相关技术已成为一个国家科技水平、军事实力和综合国力的重要标志之一[1-2]。在2015年两会上，两机重大专项首次被写人政府工作报告，从而上升为国家战略。在我国“碳达峰”和“碳中和”的大背景下，未来需要对航空发动机和燃气轮机朝着低碳、环保、高效的方向进行升级，并对关键技术进行突破。

航空发动机和燃气轮机包含压气机、燃烧室、涡轮等主要部件。其中，压气机作为升压部件位于前端，其性能影响着下游燃烧室以及涡轮的特性，并对整机性能产生重要影响。在压气机中，由于转子叶片和固定的机匣之间存在相对运动，叶片顶端与机匣间需保留一定间距，从而导致了叶尖间隙的存在。在以叶片表面压力差为主要驱动力的作用下，流体跨过叶尖间隙，产生了叶尖泄漏流这一流动结构。由于叶尖泄漏流属于与通道内部主流不同的二次流，在与主流相互作用后发生强烈的混合和剪切，往往影响着压气机的效率、压升以及稳定工作范围等特性[3-5]。

当压气机工作时，气体的压力和密度随着流动逐渐增大，压气机通道面积逐渐减小。在确定的叶尖间隙下，间隙与叶片高度的比例相对增加，从而导致叶尖泄漏流的影响愈发明显。对于叶尖间隙相对较大的压气机（级）而言，当运行到高负荷的近失速工况时（此时压气机依然稳定工作），叶尖附近常常监测到旋转不稳定（Rotatinginstability，RI)这一现象。在叶尖附近机匣壁面压力时序信号对应的频谱图上，RI表现为低于叶片通过频率（Bladepassingfre-quency，BPF)的高能驼峰。与之相比，压气机进入失速后（压气机不稳定工作工况）的信号则表现为0.1倍BPF量级的低频单峰。

由于RI往往发生在压气机的近失速工况，挖掘RI的物理机制有助于解答失速与其它压气机稳定性相关的问题。从本质上讲，RI属于一种非定常的空气动力学现象，其存在提升了噪声级且往往会导致叶片振动，从而引发叶片疲劳甚至更加致命的结构性问题。鉴于RI的重要性，相关的研究工作在近几十年来得到了科研人员和工程师们的广泛关注。

尽管如此，由于RI产生的因素复杂并涉及多学科领域，迄今为止，对于其机制的解释在学术界仍存在较大的争议。考虑到RI的潜在影响，探索并厘清RI的机理有助于为航空发动机和燃气轮机的更新选代提供技术储备。综合上述背景，本文对该领域已有研究进行了评述、总结和展望。

2旋转不稳定的特征

2.1低转速压气机

在低速旋转的压气机中，RI的主要影响在于噪声方面。关于RI的研究可以追溯到20世纪80年代。在研究早期，由于针对该现象可借鉴的参考资料较少，对于叶尖流场信号对应频谱上所表现出来的低频“驼峰”，并没有一个统一的命名。通过对一台低速轴流压气机的实验测量，Mathioudakis和Breugel-mans"在压气机近失速工况监测到了周向传播的低频扰动。由于该扰动与常规的旋转失速（此处作者将常规旋转失速称为“大失速（Bigstall)”)具有不同特性，这样的现象被命名为“小旋转失速（Smallrotat-ingstall)”。该扰动对应的振幅与运行工况有关，且其传播速度随着流量系数的降低而减小。

1990年，Longley和 Hynes^{(8)} 对一台BPF为 2.8~kHz 的低速轴流压气机进行了实验测量。结果表明，在失速前，该压气机中出现了频率位于 500~1~000~Hz 的非定常现象。由于该现象可能造成间歇性的流动紊乱和随机性的流动复原，因此其所对应的工况被称为“不平稳运行 {[_{Rough\running)}} ”。

对于描述上述这一在频域上具有带宽的非定常现象，“旋转不稳定（RI)”一词的提出可以追溯到Choi^{(9)} 和Kameier的博士论文。尽管针对“RI"中“不稳定（Instability）”这个描述是否使用恰当曾引发了一些争论（例如在文献[11]后所附的Mailach等与Cumpsty的讨论），该词如今已被相关领域的研究人员广泛使用。

Kameier等[2在对一台低速轴流风扇进行噪声测量时注意到，当叶尖间隙增大时，噪声的声压级在BPF以下的狭窄频带内明显增大。针对叶尖间隙大小的影响，Kameier等[13-4基于相同的试验台进行了进一步的研究。实验结果表明，随着叶尖间隙的增大，位于BPF以下的频带所对应的能量有明显的增加。而当风扇被节流时，RI对应的频率向低频移动。类似的现象在Liu等i的研究中也有所体现。根据Liu等所述，当流量减小时，RI对应的频率降低。此外，RI在频谱上并非离散的表现，相反，其分布位于一个较窄的频带上。对于较小流量工况而言，RI和旋转失速同时被观察到，且两者频率之间并没有谐波的关系。基于同一实验台，近年来Pardowitz等[16-17]进行了一系列的实验研究，并指出RI的特性在很大程度上取决于风扇的运行工况。

以德累斯顿工业大学的4级低速轴流压气机以及低速叶栅风洞为研究对象，Mailach等[1,18对RI进行了一系列关键性的研究。基于压气机的实验结果表明，只有当叶尖间隙相对较大且压气机节流至接近于失速工况时，RI才能被监测到（频谱如图1(a)所示）。相比于旋转失速，RI在周向空间具有更高阶数的模态，且其主导的模态阶数大概是转子叶片数的一半，而对应的周向传播速度则为转子转速的 50% 60% 。将具有与压气机相同参数的叶片应用于叶栅风洞中，在与压气机所监测到RI时工况类似的进口条件下，RI扰动出现在了叶尖附近（频谱如图1(b)所示）。此外，基于同一实验台，Rolfes等[19和Chen等[20分别对一台1.5级压气机和单转子结构进行了研究。结果皆表明RI与叶尖间隙大小有关。当叶尖间隙尺寸超过一定范围时，在小流量工作点能监测到RI的出现。

来自九州大学的研究团队对一台低速压气机中的RI开展了较为全面的实验。虽然相关文献中没有直接使用“RI"这个词来描述被监测到的低频非定常现象，但根据观察结果可知，该现象与RI高度相关。在早期的实验中， Inoue 等2注意到，随着压气机的节流，压气机内部出现了一个所谓的“小尺度的失速团（Short-length-scalestallcell）”。然而与许多压气机中观察到的“突尖失速先兆（Spike-type stall incep-tion）”不同，该失速团随着时间的改变并没有迅速增长。鉴于此，该团队将出现“小尺度失速团”时的工况命名为“温和失速状态（Mildstallstate）”。通过进一步的研究，Inoue等[2指出，对于所测试的压气机而言，“温和失速阶段”只存在于叶尖间隙较大的结构之中。此时，随着流量系数的降低，总压升逐渐减小，小尺度扰动增加。如图2所示，在转子叶片前缘附近的壁面静压对应的频谱上，“小尺度失速团”表现为低频带的高能量信号，这与前文中所讨论的RI具有相同特性。此外，Yamada等[23指出，在具有大叶尖间隙的压气机中，即使存在旋转扰动，压气机也并没有进入失速状态。

Fig.1Wall pressure spectra in the TU Dresden low-speed compressorwithlargetipclearance

Fig.2Wall pressure spectra in theKyushu university compressorat twoflowcoefficients/22)

基于一台单级低速轴流压气机，来自上海交通大学的研究团队针对RI这一课题进行了详细的实验和数值模拟研究。 Wang 等[24-25指出，随着压气机工作流量的减小，RI并非突然在频谱上出现。相反，该现象是逐渐演变而来的。随着流量系数的降低，RI信号逐步增强，且其对应的主导频率从高往低移动。此外，对同一实验台的进一步测量表明，RI的周向传播速度保持在转子转速的 40%~45% 的区间范围26。在靠近叶尖前缘附近，压力信号波动最为明显。通过减小叶尖间隙尺寸，RI所对应的驼峰能量逐渐减小，直到小间隙情形下，RI完全消失[2"]。姚丹等[28基于空间傅里叶的周向模态分解发现，RI的主模态具有稳定的周向传播结构，而其它模态波的幅值和相位存在较大波动。Yang等[29-30采用模态分解方法，对RI的特征进行了进一步讨论。

除了上述研究对象外，有关RI的研究亦在其它的一些低速试验台上展开。Schrapp等[3通过使用粒子图像测速（Particleimagevelocimetry)技术对低速压气机和叶栅的内部流场分别进行了测量。当压气机处于小流量工况或叶栅处于大攻角状态时，可以观察到RI现象。而对于处于大流量系数的压气机和小攻角下的叶栅结构，则没有表现出RI的迹象。对于一个可调节安装角的低速轴流风扇，Nishioka等[3指出在大安装角情形下，RI在中高叶片负荷的工况下被观察到。Geng等33则在一个低速单转子轴流压气机转子中注意到，RI的模态阶数可能取决于压气机的工作条件和其它几何参数。此外， Xu 等34通过实验探索了单级低速轴流压气机中RI与入口畸变之间的关系。结果表明，RI的强度与进口畸变成正相关，即畸变越大，RI越明显。

2.2高转速压气机

在高转速压气机中，RI除了使得噪声增加外，还可能与运动的叶片之间发生耦合。在RI产生的非定常气动激励作用下，叶片发生流致振动，并对转子叶片的强度产生潜在的负面影响。针对一台多级高压压气机，Baumgartner等[33在压气机第一级的转子叶片上测得了高振幅水平的叶片振动，且其频率与转子转速的谐波没有关系。通过进一步的分析发现，使得叶片产生高振幅振动的激励是由气动现象引起的，且该激励与第一级压气机叶尖区域的RI有关。对此，Baumgartner等将RI相关的激励作了如图3所示的分类。基于产生的原因，RI引发的振动被归人自激振动一类。

Fig.3Classification of flow-inducedvibration by Baumgartneret al3s

与上述发现类似，Kiellb等36在一台高速轴流压气机的第一级也监测到了由于流动引起的振动，而且他们将该振动归为非同步振动（Non-synchronousvibration）。从实验和数值模拟的共同结果来看，非同步振动的主要特征与叶尖处的RI有关。通过对同一压气机开展进一步数值模拟， Im 等[37-38指出，压气机中的非同步振动出现在压气机的稳定工况下，且与RI的发生同步。

与RI相关的振动在达姆施塔特工业大学的单级跨声速压气机上亦有所体现[39。如图4所示，根据机匣壁面的压力频谱分布可知，随着压气机工况从最高效率点移动到近失速点时，在靠近叶片前缘的叶尖泄漏涡的附近位置存在一个频带激励，且该频带大约位于 50% BPF。此外，叶尖间隙处的非定常扰动并不会导致压气机失稳，即在RI出现的工况下，压气机依旧稳定运行。

尽管大量研究表明RI出现在压气机稳定的工作状态，且其对应的旋转扰动不会破坏压气机的气动稳定性，但 \operatorname{Hah} 等指出，RI导致的非同步振动可能会引发高周疲劳（High cyclefatigue)等结构问题。基于达姆施塔特工业大学的单级跨声速压气机，Holz-inger等的实验数据显示，RI是一种气动现象，且有可能发展成为自激振动。鉴于上述观察，该团队对流动导致的振动作了类似图3中提出的分类。

Fig.4Wall pressure spectra in the single-stage transonic compressor atTUDarmstadtl39)

基于西北工业大学的高速单级压气机， \mathbb{W}_{\mathbf{u}} 等[42]在压气机工作在近失速边界时观察到了RI，且RI的强度在靠近叶片前缘的位置相对较高，并沿轴向呈逐渐下降的趋势[43]。针对同一研究对象，Chen等[44]则观察到，RI的主导频率随着转子转速的增大而降低。而当流量减小时，RI的主导频率向低频移动，这与一些低转速结构[15.25]中表示出的趋势相似。

除了上述研究之外，Schreiber等45在一台3.5级高速轴流多级压气机中观察到RI表现为具有稳定周向传播速度的非定常扰动。另外，Yang等[在高速压气机中监测到了RI,并分析了RI与NSV之间的关系。汪松柏等4讨论了高负荷压气机中RI对转子叶片NSV的影响。测量结果表明，随着级负荷的升高，流动诱发的频率与叶片一阶固有频率耦合，最终激发了转子叶片高振幅值振动。

2.3静子结构

除了旋转机械外，研究人员在一些静子结构中亦观察到了RI的存在。通过对一个具有轮毂间隙的环形叶栅测量发现[4]，当叶片载荷（攻角)增加到一定值时，可以监测到RI的出现，且RI的平均传播速度是进口速度圆周分量的 48% 。此外，在没有任何旋转部件的柏林工业大学的轴流压气机静子级试验台中，研究人员测量到了位于宽频带内的一些离散的高能驼峰[49-53],并将其与RI相关联。其中，Beselt等通过对具有不同轮毂间隙静子级的测量发现，即使在没有轮毂间隙的情况下，上述驼峰亦能监测到（如图5所示）。这不同于前文所述基于转子结构中的发现。

Fig.5Spectral coherence analysis of wall pressure in TU Berlin stator stagewith different tipclearancel52

3旋转不稳定的产生机制

3.1叶尖泄漏流触发旋转不稳定

根据已知公开文献，大多数研究认为RI与叶尖泄漏流紧密相关。在叶尖间隙分别为 1.3% 弦长和4.3% 弦长的低速轴流压气机中，Mailach等[u,8通过非定常压力测量证实，RI只在后者中出现，并伴随着叶尖泄漏涡的剧烈波动。通过进一步的分析，他们提出了如图6所示的模型，即RI是由叶尖泄漏流和相邻叶片的流动之间的周期性相互作用引起的，且叶尖泄漏涡的波动是这种流动现象的起源。当叶尖泄漏流不影响相邻叶片的流动时，则无RI的发生。

基于同一压气机试验台的单转子结构为研究对象， \operatorname{Chen} 等4采用动力学模态分解（Dynamicmodedecomposition）对非定常数值模拟结果进行了处理，获得了主导模态的三维可视化结果以及对应流场演变的情况（如图7所示），证明了RI本质上是叶尖泄漏流的跨通道周期性波动的一种表现。泄漏流的周期性波动导致叶顶吸压力面压差随时间变化，继而周期性地影响着另一个叶片通道泄漏涡的生成和发展。由于波动是随机扰动的一种体现，叶尖泄漏涡在不同周期性压力波动的叠加之下，在频谱上表现为具有带宽的驼峰。

Fig.6Model of tip flow evolution for RI!

Fig.7Visualization of the top-ranked mode for RI54

此外，通过对一台叶尖间隙为 1.7% 弦长的单级跨声速压气机实验结果进行分析，Biela等3总结出了一个类似于上文中所提到的机制。他们指出，叶尖泄漏涡的影响波及两个叶片通道范围，且RI所对应的叶尖间隙处的扰动并不会破坏压气机的稳定性。

通过对单级低速轴流压气机（叶尖间隙为 2.2% 叶展高度）中RI和近机匣壁面的流动的相关性分析，Wang等2认为叶尖泄漏涡和相邻叶片之间的相互作用与RI的起源密切相关。从锁相平均压力分布来看，两个相邻叶片叶尖泄漏流的相互作用是导致近壁面流场波动的最可能原因。这一点在数值模拟的结果中亦有明显的体现[25。进一步的计算表明，RI与叶尖泄漏流的发展有关，且RI往往出现在当叶尖泄漏流的尾迹延伸到相邻叶片的后缘之时[$3]。此外，叶尖泄漏涡与叶片前缘涡合并后沿周向传播，并在相邻的通道上形成新的叶尖泄漏涡结构[]。叶尖泄漏涡和RI的主模态一致，从而揭示了叶尖泄漏涡是产生RI的主要原因。

基于叶尖间隙分别为 2.8% 和 5.6% 弦长的低速轴流风扇试验台，通过实验和全环通道的非定常模拟，Marz等观察到叶尖泄漏流、机匣附近的轴向反向流和叶片前缘附近的来流相互作用，最终形成独特的涡结构（如图8所示）。他们认为，该涡流的形成可能是诱导RI发生的主要原因。与传统的旋转失速现象不同，当RI发生时，叶尖流并不会从前缘溢出到另一个叶片通道内，这也说明了为什么即使监测到了RI，压气机依旧能稳定运行。针对一台跨声速高压压气机， Hah 等[40.57]通过大涡模拟（Largeeddy simu-lation，LES)发现，RI导致的非同步振动与叶尖泄漏涡的跨叶片通道流动相互作用有关。分析表明，RI是由间歇性出现的非定常涡在整周传播引起的，其对应的频带位于 40%~60% BPF。

Fig.8Instantaneous flow distribution in the numerical simulationresultl56l

关于RI的另一经典模型如图9所示。由于在低速叶栅（叶尖间隙为 3% 弦长）风洞的实验中测量到了叶尖泄漏涡的破碎，Schrapp等3i杯疑RI是由于涡破碎导致的周期性振荡所致，且涡破碎与叶片载荷变化有关。此外，根据对一孤立亚声速轴流压气机转子的模拟， V_{0} 等将RI与叶尖间隙的回流联系起来。他们认为，与RI相关的流动振荡很可能是由叶片后缘压力面的叶尖间隙回流冲击造成的，并建议消除回流或流动冲击以抑制RI和非同步振动。

Fig.9Schematic of the breakdown of tipleakagevortex3il

对叶尖间隙为 1.7% 弦长的西北工业大学高速单级压气机的数值模拟结果展开分析，通道中叶尖流动的非定常性来源于所谓“二次间隙流（Secondaryclearanceflow）"的周期性振荡，且该振荡可能与RI有关。Chen等指出，当叶尖泄漏流表现的非定常性传播到相邻叶片的压力面后，会使得相邻通道中的流动也变得非定常，非定常流以旋转扰动波的形式周向传播，最终导致了RI的出现。此外，基于对跨声速压气机的数值模拟研究，该研究团队对上述的工作进行了进一步的扩展，并提出旋转扰动波出现的必要条件是“叶尖二次涡（Tip secondaryvortex）”的周期性振荡能够诱导流动阻塞横穿叶片通道[6。

3.2涡脱落触发旋转不稳定

关于RI起源的另一经典理论则将RI与涡脱落（非叶尖泄漏涡）相关联。20世纪90年代初，Kameier和Neise[3通过热线测量发现，只有当叶尖间隙中存在反向流动时，RI才会出现。在随后的研究中[1，RI被认为是一个振荡源或者涡结构，且大概以一半于叶轮转速旋转。这种旋转扰动的周向分布是不均匀的，且可以用空间傅里叶分量的叠加来表示。如果扰动的周向波长等于叶片栅距，脱落的涡和每个叶片之间会发生剧烈的相互作用，从而导致叶尖间隙噪声的产生。

基于上述的涡脱落理论，Heinze等6进行了进一步的基础研究。如图10所示的模型，他们将压气机类比为一个圆柱体和一个固定片，而RI现象则好比于圆柱体下游脱落涡打在固定片上的流动。如果在圆柱体和固定片之间的距离正好是波长的整数倍，由于共振效应，RI所对应的能量会明显增大。

Fig.10Schematic of tip vortex shedding in analogy to the cylinder-platestructurelail

Baumgartner等[35则通过如图11所示的涡脱落模型来揭示RI产生的机理。当叶片数和脱落涡形成的压力波频率接近时，则会导致共振的产生。与旋转失速的机制类似，RI以小于转子的转速相对于叶片移动。由于旋转失速自身表现为一个固定大小的低速团，其在相对坐标系下并非产生压力的波动，因此在频谱上其只对应一个单一的离散频率。相比之下，由于RI是一个随时间变化的波动，其在频谱上对应的则是一个特征频带。

Fig.11Pressure variation in rotating stall and rotating instabilityl351

通过对九州大学低速轴流压气机流场中的压力测量，Inoue等[22.62发现，转子叶片前缘存在一个明显的非定常运动的低压泡。据此，该团队提出了如图12所示的“龙卷风状结构（Tornado-like structure）”经典模型。其中，低压泡意味着流动分离。涡脱落发生在叶片表面，并向通道内部延伸。

Fig.12Schematic of the tornado-like structurel62

基于数值模拟， \operatorname{Im} 等[37-38也通过使用“龙卷风状结构”的模型讨论了高速轴流压气机中的非同步振动和RI之间的关联。模拟结果表明，在叶片 80% 高度以上的区域，RI对应的龙卷风状涡在相对坐标系下以相反于叶片旋转的方向移动，从而使得叶片前缘和尾缘附近各存在着一个低压区。这两个低压区产生了一对耦合力，最终为非同步振动的发生提供了扭转力矩。

3.3流动剪切触发旋转不稳定

基于对强剪切流动中非定常信号的观察分析，除了前文所述的机理外，一些文献将RI产生的原因归结于流动剪切层的不稳定性。Pardowitz等[4根据柏林工业大学轴流压气机静子级的实验，提出了如图13所示的模型。该模型表明，叶顶反向流动的存在使得不同速度层之间存在剪切，从而导致不稳定扰动产生。其中，不同波长对应的剪切层不稳定性随机产生，并在周向传播与发展。另外，根据Beselt等[5对实验和数值模拟结果的比较，RI与压气机叶片上游轮毂附近周向涡的形成有关，这一点在叶片前缘的轮毂壁上的压力波动谱中有所体现。

除了对静子试验台中的RI现象进行解释以外，将RI与剪切层不稳定性关联这一观点亦被用于阐述旋转机械中的RI机理。基于对一低速轴流风扇的测量7.63结果可知，RI的产生与工况密切相关，且RI只表现为特定的频率和模态。由于在带冠的转子叶片中亦可观察RI，因此，Pardowitz等63认为非定常的涡系并非RI产生的机制。相反，RI与包含不同波长的不稳定波有关，且这些不稳定波是由覆盖叶尖整个圆周的回流产生的剪切所致。

通过对单级低速轴流压气机的测量和模拟，Eck等3进一步发展了上述“非稳定剪切层”理论。该研究采用“预失速不稳定（Prestallinstability）”来描述RI。根据图14中所示的模型，“预失速不稳定”取决于压气机的工作条件。当压气机工作于图中所示的工作范围“A”时，叶尖区域流通顺畅，此时压气机内部没有“预失速不稳定”现象的发生。随着流量的进一步减小，当叶尖区域被叶尖泄漏涡阻塞，且未达到转子的临界攻角时（如图14所示的工作范围“B”），才会出现“预失速不稳定”现象。流场中的扰动表现为离散的涡结构，并显示为周向传播的低压区域。当转子的整个叶尖区域受到泄漏流阻塞的影响时，流动中的开尔文-亥姆霍兹不稳定（Kelvin-Helmholtzinstability)最终触发了“预失速不稳定”现象的产生，并在频谱上表现为RI信号。

Fig. 14 Model of "Prestall instability”"53

3.4其它理论

除了前述理论外，针对RI机制还存在其它的一些讨论。Mathioudakis和Breugelmans7通过对实验结果的分析指出，所谓的“小旋转失速”（早期描述RI现象的术语)可归因于叶片边界层分离与叶片通道内流动的相互作用。Nishioka等[32]通过对低速轴流风扇三种安装角的实验和数值研究，指出上游来流、叶顶反流与端壁反流的干涉作用是导致RI的原因。纵观上述分析，关于RI的机制解释虽然百花齐放，但对应的理论往往只适用于特定的场景。如何探讨并总结可以系统性概括RI的机理，将是未来RI领域的重点探索方向。

4旋转不稳定的模拟方法

由于RI具有较强的非定常性，且其流动机制极其复杂，单凭实验往往难以获得充足的数据来揭示其本质机理。随着计算机技术的发展，数值模拟逐渐成为重要的辅助分析工具。本小节针对RI的数值模拟方法进行了文献调研，讨论了湍流模拟方法、网格通道数目等因素可能对计算结果产生的影响。

早在2002年，Marz等[56对德国宇航院（DLR）的低速单级风扇进行了数值模拟。计算采用雷诺应力模型，以全环通道网格为计算域，分析了叶顶流动与RI的关系。此外，作为一方程的Spalart-Allmaras(SA)湍流模型亦受到了研究人员的青睐。 \operatorname{Im} 等[37-38]选择了SA模型对高速轴流压气机进行了尝试模拟，探讨了RI所引发的流固耦合问题。上海交通大学研究团队则以低速轴流压气机为对象，进行了一系列的对比研究。其中Wang等[24-25]采用全环通道进行模拟，获得了与实验信号非常接近的结果。以西北工业大学高速轴流压气机台为对象， \mathbb{W}{\mathbf u} 等39选取5个叶片通道（对应1/6个圆周)作为计算域，部分地捕捉到了RI对应的信号。此后，该课题组的 \operatorname{Chen} 等[44.64]使用同一种模拟方法对RI信号对应的流动特征进行了较为详细的分析。

除了上述湍流模型外，作为经典的二方程模型，k-\varepsilon 在预测RI方面亦得到了广泛的应用。针对高速轴流压气机，杜克大学的 Kielb 等3选取了周向范围为5个叶片通道的计算域（对应1/7个圆周），将RI导致的非同步振动与叶尖以及涡脱落相关联。 V_{\mathbf{0}}^{[58]} 则基于低速轴流压气机单转子 GE~E^{3 R o t o r~B} ，选用6通道网格（对应6/54个圆周），讨论了RI与非同步振动的特点。Geng等33以中科院工程热物理研究所的低速轴流压气机台为对象，分析了15个网格通道（对应1/4个圆周）得到的模拟结果，并讨论了叶顶流动的非定常性与RI的关系。 \mathbb{W}_{\mathbf{u}} 等6通过模拟跨声速压气机NASARotor35，认为RI与叶尖涡的非定常波动有关。近年来，Yang等46和 W_{\mathbf{U}} 等2使用全环网格，分别对高速轴流风扇和低速轴流压气机进行了模拟，探讨了RI的产生及发展机制。

另外，Kowshik等通过 k-\omega 模型模拟离心通风机，关联了RI对应的流动特征。选取同样的湍流模型，柏林工业大学的Beselt等50则通过对低速环形叶栅进行模拟，将极限流线和通道内流动进行可视化，对RI进行了探讨。此外，作为另一个经典的二方程模型，Shear stress transport（SST）则在低速轴流风扇[32和低速轴流压气机[66中有所应用。

除了传统的求解雷诺平均方法，高保真度的数值模拟方法亦被用于RI的研究之中。Hah等[通过大涡模拟（Large eddy simulation,LES），对一跨声速轴流压气机的内部流场进行了预测，并将RI与涡振荡关联。Yamada等[23.67使用脱落涡模拟（Detacheded-dy simulation,DES），对低速轴流压气机内部的非定常流进行了预测，并将叶顶流场的周期性波动归功于“龙卷风状涡结构（Tornado-likevortex）”的演变。针对高速轴流压气机的非同步振动， \operatorname{Im} 等通过使用DelayedDES，对非同步振动的机理进行了探索。Eck等[53]采用基于SST模型的尺度自适应模拟（Scale-adaptivesimulation，SAS），对低速轴流压气机进行全环模拟，得到了如图15所示与实验较为接近的模拟结果。 {Chen} 等[20.54使用分区式大涡模拟（Zon-al largeeddysimulation)对德累斯顿工业大学的低速轴流单转子进行了模拟，讨论了通道数对数值模拟的影响，并最终确定了模拟方案。如图16所示，该数值模拟方法对于RI的捕捉表现出色。

为了方便读者对比和查阅已有文献中RI的模拟方法，上文所列举的具体的信息汇总见表1。综合而言，由于RI对应宽频的多尺度非定常扰动，基于RANS的数值模拟方法对RI的捕捉能力总体较弱，使用高保真度模拟方法是未来预测RI的趋势。

.15Comparison of RI in experiments and simulations in alow-speed con

Fig.16Power spectral density of wall pressure in experiments and simulationss4

5旋转不稳定的流动控制方法

为了改善叶轮机械的总体性能，弥补设计中未考虑到的缺陷，流动控制方法已被广泛应用于试验验证和实际工程中。由于RI的非定常特性可能导致噪声和叶片结构强度等方面的问题，通过流动控制方法降低甚至消除RI的负面影响具有重要意义。本节将对一些关于RI的典型流动控制技术进行回顾。

就抑制RI的影响而言，早期的工作可以追溯到20世纪90年代。针对一台轴流风扇，Kameier和

Neise3将涡流发生器（ Velcro 尼龙搭扣)插人到叶尖的间隙中以降低二次流动带来的影响。最终使得RI对应的噪声降低了30多分贝，与此同时风扇压比和效率分别提高了 14% 和 7%

针对同一试验台，Neuhaus和Neise[70则使用定常和非定常的喷气来控制RI的影响。实验数据表明，当采用定常的喷气时，RI所导致的叶尖间隙流致噪声几乎从频谱中消失。此外，相比于定常喷气而言，非定常喷气更适合于提高风扇压力并抑制RI。

作为一种被动流动控制的手段，机匣处理（Cas-ingtreatment)已被广泛用于改善压气机或风扇的性能。关于机匣处理的早期研究可以追溯到Bailey等[7] \mathbf{δ}_{{Osborn}} 等[72以及Prince等[3]的工作。

在各种各样的机匣处理结构中，周向槽是一个典型的代表。由于周向槽几何形状简单，相对而言易于装配，对于叶片尺寸小、相对间隙大的后面压气机级来说，该类型的机匣处理不失为一个合适的方案。在低速压气机[74-75]高速亚声速压气机[76跨声速压气机[77-79等结构中，周向槽的机理和应用得到了广泛的探索。如图17所示，Rolfes等l80针对德累斯顿工业大学的低速1.5级轴流压气机设计了周向槽机匣处理。结果表明，当叶尖间隙较大时，周向槽对

RI的抑制作用明显。基于同一周向槽结构，结合实验和数值模拟结果， \operatorname{Chen} 等54则详细分析了周向槽对单转子结构中RI的影响机制，并指出周向槽机匣处理的引入降低了跨通道叶尖流动之间的干扰（如图18所示）。由于RI主要由跨通道叶尖流动的相互作用所决定，因此机匣处理使得扰动进行跨通道传播的可能性减小，从而最终降低了RI的强度。

Fig.17Schematic of a circumferential groove casing treatmentlso)

Fig. 18Tip flow in simulation resultsl54

Ye等8在跨声速压气机中嵌人周向槽，并对其效果进行了数值研究。数据显示，无论在何种压气机转速下，周向槽均能有效降低近失速工况下的流动波动。另外，Li等则将一轴向斜缝应用至轴流压气机中，最终使得RI的振幅得到了明显的下降。张永杰[83研究了圆弧斜缝机匣处理与叶顶喷气对RI的影响，结果表明，两种流动控制方法可以通过改变叶尖泄漏涡的发展轨迹，减小叶尖泄漏流的跨通道转播，从而抑制了RI。总体而言，关于RI的流动控制方法可参考的文献较为有限，迄今为止并未出现对流动控制机理的全面系统的解释。在未来的研究中，需要进一步对RI以及控制方法的机制进行更加深人的分析和讨论。

6结论与展望

旋转不稳定(RI)是一种常见于压气机高负荷工况下的非定常空气动力学现象，且在叶尖附近流场信号对应的频谱中，表现为低于叶片通过频率的局部高能驼峰。在低转速压气机中，RI的影响主要在于噪声的显著增加；而在高转速的压气机中，除了噪声外，RI还能引发转子叶片的非同步振动甚至是结构疲劳等问题。因此探讨RI的物理机制从而降低RI带来的负面影响，对压气机的气动设计、改型、稳定性预测和结构优化等方面起着举足轻重的作用。

值得注意的是，虽然RI往往发生在接近压气机旋转失速的高负荷（小流量)工况点，但鲜有证据表明RI与旋转失速存在直接的关联。大多数文献依然认为，RI是一种波动（非定常）但稳定的物理现象。而RI中的Instability（不稳定）这一描述实际上属于历史遗留问题。本文通过RI的特征、机理、模拟方法和控制手段四个方面，回顾了近40年国内外在RI方面的研究进展，梳理了研究方法和结论，并对该方向的未来发展提供了思路方面的拓展。虽然学术和工业界针对RI的研究不胜枚举，但对于RI的一些开放性问题依旧未得到全面的解答：

（1)就RI机理的解释而言，通过对国内外文献的提炼，可以大致将RI的起源总结为叶尖附近通道之间的流动、涡的周期性脱落、流动剪切导致的Kelvin-HelmholtzInstability等方面。但这些讨论和分析仅仅针对特定的对象。迄今为止，尚未出现可以解释不同研究对象中RI的统一理论。笔者认为，未来的研究中，一方面可以开展更多定量方面的工作，选择合理的方法，探讨决定RI频率、幅值等特征的因素；另一方面，借助高精度的模拟方法，结合数据挖掘（如模态分解）等学科交叉手段，探索关于RI的深层物理特征。概括并总结RI的统一性理论，将是RI研究领域的重点探索方向。

（2）在RI的模拟方面，选择合适的模型对于RI的预测至关重要。由于RI对应的流动现象十分复杂（宽频多尺度非定常扰动），如何准确模拟RI也是学术和工业界一直关心的话题。其中，RANS这种数值模拟方法由于存在对湍流解析不足等固有缺陷，对RI这一非定常扰动的捕捉能力总体较弱。相比之下，高保真度模拟方法具备更强的湍流解析能力，可以更准确地捕捉多尺度扰动。然而后者所需要的计算资源相比于前者呈指数倍的增加。因此，如何合理地选择RI预测的模拟方法，是未来RI研究领域的另一个重点课题。

(3)关于RI的流动控制，虽然相关文献表明叶顶喷气、涡流发生器、机匣处理等方法可以有效降低RI带来的负面影响，但总体而言，研究涉及的样本数较少，所得到的结论不具备普适性。为了进一步探索RI的流动控制方法，笔者认为，一方面需要增大研究的样本数，建立充足的数据库；另一方面，需要进一步深化RI机理的研究。举例而言，针对周期性波动的RI，可将其类比为一个动态系统，通过发展降阶模型或使用数据驱动的方法来定量地刻画动态系统，从而进一步探索影响RI的关键因素，并提出新的有效的流动控制方法。挖掘RI的本质机理以及流动控制方法的物理机制有利于减小压气机的噪声、解决流致振动带来的压气机叶片结构失稳等工程应用问题，从而为先进航空动力系统的研发提供技术储备。致谢：感谢国家科技重大专项和国家自然科学基金的资助。

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(编辑：梅瑛)

Review of rotating instability in compressors

CHU Wuli', CHEN Xiangyil.2

(1.School of Power and Energy，Northwestern Polytechnical University，Xi'an 710129, China; 2.Chair of Turbomachinery and Flight Propulsion，Technische Universitat Dresden，Dresden 01062，Germany)

Abstract:Rotating instability (RI） can be observed when high-loaded compressors operate at near-stall conditions. Studying RI is of great significance for reducing the working noise of the compressor, mitigating flowinduced vibration, and ensuring stable operation of aircraft engines. This paper reviews the observations of RI and discusses the corresponding features and characteristics. In addition, the origins and the mechanisms of RI are comprehensively studied.The causes of RI are thus classified into blade tip clearance flow，vortex shedding, flow shearing，and other aspects.Furthermore,the numerical approaches in simulating RI are reviewed, and the effects of flow control methods on RI are evaluated. The research progress of RI is finally summarized,and the outlookisfurtherproposed.

Key words: Compressor; Rotating instability; Blade tip clearance flow; Vortex shedding; Unsteady flow;Numerical simulation;Flow control;Review

转速-功率耦合摩擦通断式负载对涡扇发动机性能影响研究\*

袁长龙，郝燕平

（中国航发沈阳发动机研究所，辽宁沈阳110015)

摘要：针对传统航空发动机采用的高压轴功率提取方式容错能力低且功率输出能力不足，以及负载装置长时间运转等问题，提出了一种带离合装置的涡扇发动机低压轴功率提取方案，建立了系统耦合模型，搭建了整机试验系统并提出了试验方法。采用数值计算和试验验证相结合的方法，研究了转速一功率耦合摩擦通断式负载对涡扇发动机性能的影响。研究结果表明：涡扇发动机低压轴具备大功率提取能力，且发动机低压轴带负载起动、高低压轴大转速差运转等技术路径可行，但存在排气超温和压缩部件稳定裕度下降问题；降低负载功率、延长作动时间、选取适合的压紧力值并考虑安全裕度1.5、在发动机低状态作动等措施，有利于发动机在离合装置作动过程的安全运转；建立的系统耦合模型具有良好的仿真精度，稳态和动态计算误差均小于 6% ；试验方法合理有效，试验验证过程中各参数良好，可为其他类似相关试验提供参考。

关键词：涡扇发动机；低压轴功率提取；离合装置；仿真分析；证

中图分类号：V231.1 文献标识码：A 文章编号：1001-4055（2024）05-2302019-10
DOI:10.13675/j.cnki. tjs. 2302019

1引言

航空发动机作为航空平台的动力之源，不仅要为飞行平台提供空中飞行所需动力，还要为飞机上各种电力设备及系统提供所需电能[1-2。航空发动机发展至今，大多数常规双转子涡扇发动机由高压轴带动中央传动单元对外输出功率，并通过连接飞机附件和发电机等负载装置，实现能量由机械能向电能的转化3，但由于其功率获取方式单一，容错能力低，一旦发生故障，发动机无法将能量传递到飞机附件及其他功率需求装置+，而且单独从高压轴提取功率，还存在获得功率的能力有限、提取功率大时导致发电机等负载装置体积过大、带动负载装置的整个传动单元需长时间工作、寿命要求高、增加了设计和使用成本等问题。随着航空技术的发展，机载设备向着大功率、高能耗方向发展-6，因此，对航空发动机的功率提取需求也在不断增加，同时也催生了新型功率提取方式的发展，其中，高低压双轴功率提取是重要发展方向之一7。

美国NASA将高低压轴功率的分别提取以及功率提取对涡扇发动机性能影响评估列为混合热效率核心机（HyTEC)项目的关键技术进行研究；GE公司在飞行器能量综合技术（INVENT)和综合推进、动力与热管理（INPPAT)等计划支持下，成功地从F110双转子涡扇发动机高压和低压转子提取1MW级功率”；罗罗公司正在实施“嵌人式电起动机发电机”(E2SG)计划，在一台阿杜尔军用发动机的低压轴和高压轴上进行了功率提取试验，同时基于涡扇发动机开发混合动力分布式推进系统。但国外公开发表的相关文章极少，仅有荷兰Visser等计算了发动机低压轴前端额外带有一个风扇部件的动态过程。赵运生等13对航空发动机高压轴功率提取开展了仿真研究；杨磊等1和魏道鑫对具有类似低压轴功率提取建模方法开展了研究，获得了相关模型；梁振欣等16对低压功率提取的工作特性开展了研究，获得了低压轴分出功率在高空长航时无人机发动机应用的性能优势；王辉坪等"对低压轴接水力测功器的试验方法开展了研究，主要验证了临界转速分布情况和该低压轴功率提取方法的可行性。综上，现有文献多集中于数值计算，且对带有摩擦通断式离合功能的低压轴功率提取研究较少。

针对传统航空发动机采用的高压轴功率提取方式，功率来源单一导致的容错能力低且能力不足、负载装置长时间运转等问题，本文提出了一种带离合装置的涡扇发动机低压轴功率提取方案，建立了转速-功率耦合摩擦通断式负载与常规涡扇发动机耦合模型，搭建了整机试验系统并提出了试验方法，采用数值计算和试验验证相结合的方法，研究了低压转子带转速-功率耦合摩擦通断式负载对涡扇发动机性能的影响。

2方法

2.1物理模型

图1给出了本文研究方案示意图，在常规涡扇发动机系统基础上进行改进，保留高压轴功率提取结构，在低压轴风扇前端增加功率输出轴、离合装置，用于驱动负载装置，其基本工作原理如下：当离合装置处于啮合模式时，发动机低压轴带动负载装置运行，实现功率的输出；当离合装置处于脱开模式时，解除发动机低压轴与负载装置的机械交联，终止功率传递。

Fig.1Schematic of research program

本文研究的功率提取方式为：保持高压轴功率提取与原涡扇发动机一致，低压轴带小负载和大负载等两种负载装置。图2给出了两种负载装置的转速与功率关系特性，纵坐标代表提取功率与某一基准数值的相对变化量，功率提取最大约占 40% 主机风扇设计功率，下文以此为基础，开展相关研究工作。

2.2计算方法

2.2.1转速-功率耦合摩擦通断式负载模型

2.2.1.1转速-功率耦合负载模型

本文具备转速-功率耦合特性的负载，具有通用性，可以是传统风机类部件，也可以是具有特定负载曲线的发电或测功装置等。因此，转速-功率耦合负载模型不能完全用传统航空发动机风扇/压气机部件建模方法替代。本文采用基于压气机 ^+ 背压调节阀修正的方式，实现负载装置转速和功率的对应关系，其计算方法和模型如下（见图3)：

Fig.2Characteristic curve of twoload devices

(1)功率量级的匹配，通过目标功率 P 量级，计算出等效流量 \mathbb{W}_{ds} ，等效压比 π_{ds} 和等效效率 \eta_{ds} （可赋予固定值)，进气温度 T

式中 c_{p} 为定压比热容，k为气体绝热指数。

(2）采用通用特性对风扇/压气机通用特性进行缩放，获得近似转速-功率特性图。

在使用部件通用特性图时，需要根据部件的已

Fig.3Modeling method of rotational speed-power coupling load

知点对特性图进行缩放，根据风扇设计点转速和压比比在已有的特性图上读取流量、效率、压比分别为W_{Map, 0} _{rm{*p,0}},\eta_{rm{M a p,0}},π_{rm{M a p,0}} ，则通用特性图缩放因子为

(3）选取典型转速进行转速 \tau 功率对应关系的修正，保持转速不变，通过调节背压，实现功率的精确调整。

(4)模型的校验，计算全转速-功率曲线，检验与目标特性的符合程度。

2.2.1.2摩擦通断功能离合装置数学模型

离合装置是把发动机低压轴的扭矩传递至负载装置的装置，其工作原理是通过作用在主动端和从动端摩擦盘上的压紧力产生摩擦力矩，从而将扭矩从发动机端传递至发电机或其他功率需求系统。离合装置存在滑动状态和锁定状态两种工作状态：当摩擦力矩为滑动摩擦力矩时，离合装置工作状态为滑动状态；当摩擦力矩为静摩擦力矩时，离合装置工作状态为锁定状态。离合装置物理模型如图4所示。

Fig.4Operating principle of clutch device

建立的离合装置主动端和从动端的方程分别如下，其中公式(3)，(4)为主动端和从动端转动微分方程；公式(5)，(6)为最大静摩擦状态和滑动状态的摩擦力矩方程；公式(7)，(8)为主动端和从动端功率方程。

力矩： M_{c} 为从动端的输出力矩； M_{e} 为离合装置传递的摩擦力矩； M_{max} 为最大静摩擦力矩； M_{slip} 为滑动摩擦力矩： P_{~T~} 为发动机涡轮产生的功率； P_{{z}},P_{{c}} 为主动端、从动端功率； \eta_{mF},\eta_{mFZ} 为发动机风扇、负载装置机械传动效率： \because\mu_{\operatorname*{max}} 最大静摩擦系数； u_{slip} 滑动摩擦系数： Z 为离合装置摩擦片对数； R_{0} 为摩擦片外径； R_{1} 为摩擦片内径： F 为压紧力。

2.2.2整机稳态和过渡态性能计算方法及模型

当发动机与负载装置联合工作时，存在12个未知数，同时发动机存在12个平衡方程，如图5所示。通过求解共同工作方程组，可计算发动机带负载模式下的稳态和过渡态性能，计算流程如图6所示。啮合过程以压紧力为过程控制参数，初始时为0，离合装置处于脱开状态，随着压紧力增大，从动端受摩擦力矩产生加速度，转速逐渐上升，达到与主动端匹配转速时，完成整个啮合过程，反之，为脱开过程。在整机进入选代计算前假定离合装置工作状态，并选定离合装置平衡方程和计算方法，然后求解发动机共同工作方程，平衡方程收敛后，进人离合装置工作状态，判断模块检验假定的工作状态对限制条件的符合性，如果不满足则更改离合装置工作状态，并重新开始选代计算。其中，离合装置计算模型先获取负载转速、发动机低压轴转速，将转速差 \Delta\omega 代人摩擦系数特性图，得到滑动摩擦系数 \mu_{slip} 和最大静摩擦力矩 M_{max} ,将其代入公式，计算得到最大静摩擦力矩及滑动摩擦力矩，判断离合装置的工作状态。当离合装置处于锁定状态应建立转速平衡方程；当离合装置处于滑动状态应建立力矩平衡方程。

转速平衡方程为

力矩平衡方程为

式中 \omega_{{\scriptscriptstylesl{z}}},\omega_{\scriptscriptstylec} 为离合装置的主、从动端角速度； J_{\scriptscriptstyle z},J_{\scriptscriptstyle c} 为离合装置的主、从动端转动惯量； \boldsymbol{M}_{\boldsymbol{x}} 为主动端的输人

2.3实验系统与方法

实验用发动机为常规涡扇发动机改装型，其中常规涡扇发动机为双转子非加力式涡扇发动机，在发动机风扇前增加了前输出轴、离合装置和负载装置（含小负载装置和大负载装置），发动机控制规律采用等高压物理转速进行控制。

实验在常规试车台上进行局部改造，增加对负载装置的支撑结构，增加离合装置和负载装置相关测试；试车台供油、电气等与常规涡扇发动机试车基本一致。

负载对涡扇发动机性能影响试验内容主要分为验证负载对发动机起动性能影响、负载对发动机稳态节流性能的影响、离合装置压紧力调试等方面，具体实验方法及流程如图7所示。

Fig.5Variable and equilibrium equation of engine performance numerical simulation

Fig.6Performance calculation process of engine with clutch device

3结果与讨论

3.1负载对发动机起动性能影响分析

图8给出了负载对发动机起动过程最高排气温度、慢车状态排气温度和转速的影响试验研究结果。可以看出：(1)发动机可实现带负载的正常起动并达到慢车状态稳定运转，验证了发动机低压轴带负载起动技术途径的可行性，且在保证排气温度不超温的条件下，低压轴转速可以低于慢车转速；（2)负载功率的增加会导致起动排气温度升高，慢车状态低压转速下降，且随着负载功率的增加呈扩大趋势，相比无负载时慢车状态温度和转速参数，发动机带小负载工作时，起动最高排气温度升高 3.9% ，慢车排气温度升高 2.9% 、低压转速下降 16.5% ，发动机带大负载工作时，起动最高排气温度升高 5.5% ，慢车排气温度升高 2.7% 、低压转速下降 24.5% 。

Fig.7Test method flowchart of load impact on engine

Fig.8Load impact on engine starting performance

图9给出了负载对慢车状态排气温度和发动机转差的影响仿真研究结果。可以看出：随着负载功率的增大，发动机排气温度升高，低压转速下降，发动机转差变大；负载功率增大 1 \kW ，排气温度升高约0.15~degreeC ，低压轴转速下降约 0.3% （相对慢车转速）。这是因为发动机高压转速不变，低压轴负载功率打破了发动机低压涡轮和风扇间的功率平衡，低压涡轮发出的功率小于发动机风扇和负载维持原转速不变所需的功率，导致发动机低压转速下降，同时，发动机进气流量下降，发动机排气温度升高。

3.2负载对发动机稳态节流性能影响分析

图10给出了相对设计状态转速下的负载对发动机稳态节流状态转差的影响试验和仿真研究结果。可以看出：（1)发动机低压轴带负载工作时，发动机转差显著增加；在相同高压转速条件下，带小负载工作时，发动机低压转速下降 4%~16% ，带大负载工作时，发动机低压转速下降 9%~23% ，而且随着发动机转速增加有增大的趋势，这是由于两个负载功率差值随着转速的不同存在差异性导致的；（2)发动机转速数值结果与试验结果相吻合，偏差在 3% 以内。

Fig.9Load impact on engine idling performance

Fig.10Load impact on engine rotational speed difference

图11给出了负载对发动机稳态节流状态排气温度（与基准温度值的相对差值量）的影响试验和仿真研究结果。可以看出：（1)发动机带不同负载时，发动机排气温度存在差异，相比无负载，发动机带小负载时，在高压相对转速低于 80% 时，换算排气温度相差 20~°C 左右，在高压相对转速大于 80% 时，换算排气温度相差 10~^\circC 左右；发动机带大负载时，在高压相对转速低于 80% 时，换算排气温度升高 30~°C~40~°C ，在高压相对转速大于 80% 时，换算排气温度相差 15\ °C 左右；（2)随着负载功率增大，发动机节流状态排气温度呈增加趋势，相比带小负载工作时，发动机带大负载时排气温度升高 15~°C 左右。虽然所有工况仿真结果均在发动机无负载最大允许排气温度限制范围内，但存在发动机排气超温风险，因此，在该类型动力装置设计之初，应在大状态预留足够的温度裕度，或在使用过程中重点关注大状态时的温度裕度问题；(3)发动机排气温度数值结果与试验结果相吻合，偏差在 3.5% 以内。

图12给出了相对设计状态推力值下的负载对发动机稳态节流状态推力的影响试验和仿真研究结果。可以看出：(1)随着负载功率的增大，发动机推力呈下降趋势，相比无负载，带小负载工作时，发动机推力最大下降 33% ，带大负载工作时，发动机推力最大下降 60% ，这是因为发动机实现了排气能量向轴输出功率的转化，且随着负载功率增大，导致发动机转差增加，发动机进气流量降低，进而导致发动机推力下降；(2)发动机推力数值结果与试验结果相吻合，偏差在 4% 以内。

Fig. 11Load impact on engine relative exhaust temperature

Fig.12Load impact on engine relative thrust

图13给出了负载对发动机稳态节流状态压缩部件相对喘振裕度的影响仿真研究结果。可以看出：(1)发动机带负载后总体上会引起风扇喘振裕度的下降，且随着负载功率增大和转速增大，风扇喘振裕度下降幅度增加，相比无负载工况最大下降 6% 以上，存在发动机风扇喘振风险。这是由于负载功率从发动机低压轴进行提取，相同转速条件下涡轮发出的功率大于无负载工况，风扇与低压涡轮的共同工作线向靠近喘振边界方向移动，导致风扇的喘振裕度下降；（2)发动机带负载对压气机的喘振裕度影响较小，这是因为低压轴带负载，仅对高压转子进口气流状态参数造成影响，但并未对高压转子共同工作状态造成影响。

3.3离合装置对发动机影响分析

在发动机处于慢车状态、发动机带大负载工作条件下，开展了离合装置压紧力调试试验工作。

图14给出了离合装置压紧力调试过程参数变化试验研究结果。可以看出：(1)在起动前，离合装置摩擦片压紧力设定为6倍 F_{slip} （产生相对滑动时的压紧力），发动机带负载起动至慢车状态后，调整离合装置压紧力由6倍 F_{slip} 压紧力逐步下降，在离合装置压紧力下降至 F_{slip} 时，离合装置输入端和输出端产生相对滑动，最大转速差达到 50~r/min ，给定离合装置压紧力为1.5倍 F_{slip} 以上后，离合装置摩擦片相对滑动消除，判断离合装置压紧力安全裕度为产生相对滑动时压紧力的1.5倍以上；（2)在未产生相对滑动阶段，离合装置摩擦片温度呈小幅度上升趋势，这是因为摩擦片转动时会对周围空气产生搅拌作用，进而使温度升高；在产生相对滑动（8s)阶段，离合装置摩擦片温度快速升高，最高上升约 30~°C ，且与转速变化相比延后15s出现温度峰值。

Fig.13Load impact on engine fan and compressor relative surgemargin

图15给出了离合装置啮合-脱开全过程作动对发动机参数变化影响试验和仿真研究结果，可以看出：（1)离合装置压紧力在 20rm{s} 内由0增加至1.5倍F_{slip} ，发动机低压转速下降 25% ,负载转速由0上升至31% ，实现了离合装置的成功啮合；离合装置压紧力在 20rm{s} 内由1.5倍 F_{slip} 下降至0，摩擦片逐渐脱开，发动机低压转速恢复至慢车转速，负载转速下降至0，实现了离合装置的成功脱开；(2)离合装置啮合过程中发动机排气温度呈升高趋势，温度最高上升约 27\ °C ，离合装置脱开过程中发动机排气温度呈下降趋势；（3）离合装置啮合过程 \left(20rm{s}\right) 摩擦片温度最高上升约25 ~degreeC ，离合装置脱开过程摩擦片温度最高上升约30~°C ，与离合装置短时（8s）调试过程摩擦片温升基本相同，因此，离合装置摩擦产生的热量并未随着作动时间产生较大的累积；(4)发动机转速数值结果与试验结果变化趋势一致，动态过程偏差在 6% 以内。

Fig.14Parametric variation of clutch device pressing force debuggingprocess

Fig.15Parametric variation of clutch device meshdisengage process

综上，离合装置调试方法合理有效，成功获取了合理的离合装置压紧力，并实现了离合装置啮合和脱开全过程验证。

3.3.2对发动机稳定性影响分析

图16给出了离合装置啮合和脱开过程对发动机压缩部件喘振裕度的影响仿真研究结果。可以看出：相比无负载稳态节流，离合装置在啮合和脱开过程中，发动机风扇喘振裕度变化不大。在低转速作动时，裕度略有提升，最大差值不超过 1% ；在高转速作动时，裕度下降，最大差值 2% 。发动机压气机喘振裕度变化较大，在低转速作动时，裕度下降约 1% ，在高转速作动时，裕度下降约 4% 。这是由于对发动机风扇来说，离合装置的作动直接影响其转速的变化，而在此阶段的瞬时过程，发动机低压轴转速和瞬时流量值均发生偏移，进而引起风扇的喘振裕度值小幅度变化，啮合过程发动机流量降低，等效于喷管出口面积增加，低转速时主要受外涵作用影响，外涵道流量系数提高，引起涵道比增大，风扇流通能力增大，风扇共同工作线向远离喘振边界方向移动，风扇喘振裕度增加，高转速时主要受内涵作用影响，内涵流量系数增大引起低压涡轮落压比增大，低压涡轮落压比增大使风扇共同工作线向喘振边界方向移动，风扇喘振裕度降低；而对于发动机压气机而言，转速保持不变，由于风扇进气流量的下降，导致压气机进口流量下降，因此，压气机工作点沿着等转速线向着流量减小方向（喘振边界）移动，喘振裕度值下降。不同负载对发动机风扇喘振裕度影响不大，而对压气机裕度影响相对较大，相比带小负载工作时，带大负载时压气机多下降 1% 。此外，离合器啮合和脱开过程对发动机压缩部件喘振裕度影响的差异性较小。因此，应降低离合装置作动时负载功率、选择在低转速状态进行离合装置的啮合和脱开等作动过程，更有利于发动机稳定工作。

Fig.16Clutch device mesh-disengage process impact on enginefan and compressor surgemargin

图17给出了离合装置不同啮合时间（以 T_{0} 为基准时间，分别增加10s和30s)对发动机压气机喘振裕度的影响仿真研究结果。可以看出：离合装置对压气机喘振裕度产生一定影响，啮合过程会使压气机喘振裕度下降，而且随着啮合时间缩短，压气机喘振裕度下降幅度增加。因此，为提升整机安全性和稳定性，可适当延长离合装置啮合时间。

Fig.17Clutch device mesh time impact on engine relative compressorsurgemargin

4结论

本文基于某涡扇发动机开展了转速-功率耦合摩擦通断式负载对涡扇发动机性能影响仿真和试验研究，得出如下结论：

(1)研究并验证了涡扇发动机低压轴具备大功率提取能力，且发动机低压轴带负载起动、发动机大转差运转等技术路径可行，但存在发动机全工作过程的排气超温风险和压缩部件稳定裕度下降问题。

(2)离合装置在实现接合和断开过程中，会对涡扇发动机性能产生影响。考虑发动机的运转安全性，提出在实际试验调试操作过程中离合装置作动原则：尽可能降低离合装置作动时负载功率、适当延长离合装置作动时间、选取适合的离合装置压紧力值并考虑安全裕度为产生相对滑动时压紧力的1.5倍以上、尽可能在发动机低转速状态作动等。

(3)提出了一种转速-功率耦合摩擦通断式负载与常规涡扇发动机耦合建模方法。经与试验对比，主要稳态性能参数计算误差小于 4% ，主要动态性能参数计算误差小于 6%

（4)提出并验证了一种转速-功率耦合摩擦通断式负载对涡扇发动机性能影响试验方法和方案，过程中各参数良好，可为其他类似相关试验提供借鉴。致谢：感谢西北工业大学江天牧博土对本文提供的帮助。

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Effects of rotational speed-power coupling friction on-off load on turbofan engine performance

YUAN Changlong, HAO Yanping（AECC Shenyang EngineResearch Institute，Shenyang 110015，China）

Abstract:Aiming at the problems such as low fault tolerance and insufficient power output capacity of the high pressure shaft power extraction method adopted by the traditional aero-engine, as well as the long time operation of the load device,a low pressure shaft power extraction scheme of turbofan engine with clutch device was proposed,the system coupling model was established,the whole machine test system was built and the test method was proposed. The effects of rotational speed-power coupling friction on-off load on turbofan engine performance were studied by numerical calculation and experimental verification. The results show that the low-pressure shaft of turbofan engine has the ability of high-power extraction,and the technical paths of the low-pressure shaft startingwithload and running with the larger high and low pressure shaft rotational speed difference arefeasible,but there are problems such as exhaust over temperature and decreasing stability margin of compression components. Taking measures such as reducing the load power,prolonging the actuation time,selecting the appropriate compression force value and considering the safety margin of 1.5，and actuating in the low state of the engine are beneficial to the safe operation of the engine during theactuation of theclutch device.The established system coupling model has good simulation accuracy，and the steady-state and dynamic calculation errors are less than 6% .The test method is reasonable and effective, and the parameters in the process of test verification aregood，which can providereferencefor other similar experiments.

Key words: Turbofan engine; Extracting power from low-pressure spool; Clutch device; Simulation analysis;；Experiment

涡轴-涡扇变循环发动机方案及性能匹配设计研究\*

任成'，贾琳渊1，卜贤坤²，陈玉春'，杨洁3

（1.西北工业大学动力与能源学院，陕西西安710129；2.北京动力机械研究所，北京100074；3.石家庄市军队离休退休干部第四休养所，河北石家庄050085）

摘要：针对旋转机翼式垂直起降高速巡航飞行器，提出了一种新概念结构形式的涡轴-涡扇变循环（TSFVCE）发动机，能够分别在涡轴和涡扇两种模态工作。首先对涡轴-涡扇变循环发动机的结构及工作模式进行了介绍，并建立基于变比热的部件级性能仿真模型；然后通过循环分析，确定发动机第二涵道比为3，Flade外涵风扇压比为1.98，第一涵道比为0.11，完成发动机设计点性能方案设计；最后分析了核心机驱动风扇（CDFS）可调机构对发动机性能影响机理，得出CDFS放气阀对发动机涡扇模态下的推力与涡轴模态下的功率影响较大，对涡扇模态的推力影响最大为 61.5% ，对涡轴模态的功率影响最大为 33.3% ，可利用此特性实现发动机在涡扇和涡轴模态下推力和功率输出的匹配。

关键词：垂直起降飞行器；旋转机翼；变循环发动机；总体方案；循环分析；核心机驱动风扇

中图分类号：V231.1 文献标识码：A 文章编号：1001-4055（2024）05-2212021-10
DOI:10.13675/j.cnki. tjs. 2212021

1引言

常规构型直升机受旋翼桨尖马赫数的限制，最大平飞速度接近 310~km/h ，要突破 350~km/h 的平飞速度十分困难，因此世界各国一直在探索突破直升机速度限制的新构型和新概念。其中，旋转机翼式的垂直起降（VTOL)高速巡航飞行器把直升机的悬停和低速飞行特性与喷气式固定翼飞机的高亚声速巡航性能较好地结合在一起，相较于其他类型的VTOL飞行器，其具有结构简单、可维护性好、造价低廉的优点，在军民用领域将拥有非常广阔的应用前景[2-3。

1937年，赫里克（Herrick）提出了一种转换式飞机的概念，在这个概念中最早应用了在飞行中可停止和启动的旋翼，但这种旋翼只作为飞机在出现动力故障后的安全装置。在20世纪50年代后至今的公开资料中，类似的旋转机翼式飞行器使用2\~4片不等的刚性桨叶，在飞行器垂直起降状态下利用发动机产生的驱动力驱动桨叶旋转产生升力；在飞行器水平飞行状态下桨叶固定作为固定翼产生升力，而发动机则喷气产生推力4，其模态转换飞行过程如图1所示。在这些方案中，重点的描述集中在飞行器实现垂直起降及高速巡航的方式及工作模式转换过程，绝大部分方案对动力系统没有提及，在个别方案中则是采用成熟的传统结构发动机型号进行改进，在飞行器结构上进行主要的改动以达到高速直升机的设计要求，如X-50A“蜻蜓”飞行器采用现有的F112涡扇发动机，其机翼旋转时需要从发动机引气到旋转机翼翼尖，通过喷气驱动机翼旋转，但喷气驱动的效率较低。因此针对适合旋转机翼式垂直起降高速巡航飞行器的动力系统研究函待开展与探索。

从20世纪70年代开始，世界各国针对超声速客机纷纷开展对变循环发动机（Variablecycleengine，VCE)的研究[6-8。20世纪80年代后至今转为对军用战斗机用变循环发动机的研究，各国文献针对多种变循环发动机结构方案进行研究与分析，美国CE公司为先进战斗机研制的YF120变循环发动机是其中的典型代表，也是唯一一款完成试飞的变循环发动机”。国内对变循环发动机的研究集中于对双外涵、三外涵及自适应变循环发动机的建模、优化算法和控制规律设计[10-14]。这些研究都聚焦于变循环发动机在固定翼飞行器上对低速巡航油耗和高速巡航能力的平衡与协调，而针对旋转机翼式VTOL飞行器，国内外尚未有在涡轴、涡扇工作模式间转换的变循环发动机方案提出。

图1旋转机翼式VTOL模态转换飞行过程

涡轴-涡扇变循环发动机（Turboshaft-turbofanvariablecycleengine，TSFVCE)便是针对此现状提出的一种可应用于旋转机翼式VTOL飞行器上的新概念涡轮发动机。其能够分别在涡轴和涡扇两种模态进行工作，可在飞行器固定翼模式下产生推力、在旋翼模式下产生轴功率，满足旋转机翼式飞行器不同工作模式对动力的需求。这一种新概念的涡轮发动机是通过变几何部件调节使发动机实现在涡轴发动机热力循环与涡扇发动机热力循环之间转换，因此称之为涡轴-涡扇变循环发动机。

本文工作针对所提出的TSFVCE发动机展开，包括对发动机结构及工作模式进行阐述；对TSFVCE发动机建立性能仿真模型并进行循环分析，完成发动机设计点性能方案设计；最后对核心机驱动风扇(CDFS)可调机构对发动机性能影响机理进行了分析与讨论。

2方法

2.1发动机结构及工作模式简介

涡轴-涡扇变循环发动机主要结构简图及工作方式如图2所示。

TSFVCE发动机主要结构由Flade风扇、CDFS、高压压气机、燃烧室、高压涡轮、低压涡轮、外涵道尾喷管、第一涵道尾喷管以及内涵道尾喷管组成。其中，Flade风扇（如图3）具有内、外涵两部分叶片，中间有环状凸台将内、外涵流道分开。Flade风扇具有可调节的风扇导叶，且其外涵风扇导叶可从完全打开状态到完全关闭状态连续可调；CDFS后有可调节的放气阀；发动机的各尾喷管为可调收敛喷管。

当飞行器以固定翼模式飞行时，飞行器机翼锁定作为固定翼提供升力，离合器断开机翼与发动机的结构连接。此时Flade风扇导叶与CDFS放气阀处于打开状态（图2上半部分），第一涵道和第二涵道均有气流通过，发动机工作在涡扇模态，为飞行器提供向前的推力。

当飞行器以旋翼机模式飞行时，机翼解除锁定，作为旋翼旋转产生向上拉力，离合器将机翼与发动机连接，用发动机产生的功率驱动旋翼工作。此时，Flade风扇导叶与CDFS放气阀均关闭（图2下半部分），内涵尾喷管打开到扩张状态，发动机工作在涡轴模态，为旋翼旋转提供功率。第一涵道流量可随CDFS放气阀与第一涵道尾喷管的联合调节连续变化，可控制发动机的能量输出，其流量大小取决于发动机当前工作状态对推力或功率输出的需求，具体机理及规律的分析在第3.2节中给出。

图2涡轴-涡扇变循环发动机结构简图

图3Flade风扇转子单元与叶盘示意图

2.2TSFVCE发动机设计点性能模型

TSFVCE发动机的设计点模型采用传统涡轮发动机的部件法建立，根据TSFVCE发动机结构，建立设计点总体性能计算模型和相应的计算程序。

为简化TSFVCE发动机的设计工作，本文采用核心机派生方法进行设计[15-16]。在算例计算中，选取F119的核心机作为派生核心机，对TSFVCE发动机低压转子的参数进行设计。基于部件法及核心机派生法的TSFVCE发动机内涵流路性能计算的设计流程如图4所示，发动机外涵流路性能计算与传统涡扇发动机外涵道性能计算方法相同。

图4发动机内涵流路设计点计算流程图

如图4所示，TSFVCE发动机内涵流路性能计算如下：给定Flade内涵风扇、CDFS的压比和效率，可知核心机进口来流总温总压，在已知高压转子物理百分比转速的情况下可求得高压压气机相对换算转速，根据高压压气机相对换算转速插值各换算参数的拟合曲线获得对应进气条件下的核心机参数，进而由相似原理可得到相对换算转速下所对应的高压压气机压比、效率、换算流量以及高压压气机进口总温之比 T_{4}/T_{21} 等参数，同时可以得到Flade内涵风扇和CDFS的流量。

F119发动机性能指标的公开资料存在诸多出入[17-18],在计算中选取较为折中的设计点相关性能参数，如表1所示。

根据核心机派生法，得到的F119发动机核心机参数不可直接作为TSFVCE发动机核心机的输入参数。这是由于在TSFVCE发动机设计过程中，随着设计点位置的改变以及风扇和CDFS压比、效率等设计参数的改变，会使核心机进口总温总压不同于F119发动机设计点处核心机进口总温总压等参数。因此需要利用相似原理，对F119发动机核心机的特性进行拟合，以得到其在不同进口总温总压下的无量纲相似参数。

涡轮发动机共同工作方程组的解总是在工作线上，而涡轮发动机的工作线在大多数情况下（高换算转速，对应高压涡轮导向器或尾喷管临界或超临界状态）是唯一的"。在对涡轴-涡扇变循环发动机设计点进行设计时，其转速总处于高换算转速，可认为在设计过程中核心机总处于满足相似条件的状态下，根据相似原理，相同换算转速下核心机各相似参数相等。因此可利用F119发动机高压压气机的某一条工作线（如地面节流状态工作线），作为其它任何工作条件下的工作线。对于不同的来流状态，若高压压气机换算转速相等，则压气机压比 π_{c} ，换算流量W{\boldsymbol{a}}_{c,cor} ,效率 \eta_{c} 不变，从而有

式中参数下标数字代表发动机截面，其中21截面为风扇出口截面，3截面为压气机出口截面， k 为比热比，C为压气机。

燃烧室的总压损失系数确定，则

压气机工作点不变时，高压涡轮工作点与压气机一一对应，高压涡轮落压比 π_{TH} 和效率 \eta_{TH} 不变，则

式中4截面为燃烧室出口截面，5截面为高压涡轮出口截面，下标B为燃烧室，TH为高压涡轮。

由压气机和涡轮功率平衡

式中 c_{p} 为比热比， e_{c} 为压气机温度比， e_{TH} 为高压涡轮温度比。

可得

F119发动机高压压气机地面节流（发动机各部件采用通用特性图）时部分相似参数变化情况如图5所示。

图5相对换算转速与对应参数的拟合关系

根据此拟合关系，可以根据来流条件拟合核心机在相对换算转速为0.9\~1.025时的各部件参数。

基于图5中的参数拟合关系以及图4中发动机设计点计算流程，可建立TSFVCE发动机设计点性能计算模型。

另外，由于TSFVCE发动机具有两个外涵道，因此将两涵道分别命名为第一涵道与第二涵道（见图2)，其涵道比分别命名为第一涵道比 B P R_{1} 和第二涵道比B P R_{2} ，定义为气流经涵道口处分流后外流道流量与内流道流量之比，如式(7)\~式(8)所示。

式中 \scriptstyle{W a_{Flade}} 为Flade外涵风扇进口物理流量； W_{a_{F}} 为Flade内涵风扇进口物理流量。

式中 W a_{GDFS} 为CDFS进口物理流量； W a_{c} 为压气机进口物理流量。

2.3TSFVCE发动机非设计点整机匹配模型

TSFVCE发动机的非设计点性能计算采用基于部件法的涡轮发动机整机匹配模型"。具体的步骤是猜测一系列表征发动机部件工作点的参数，以完成发动机从前至后的气动热力计算。由于表征工作点的参数是猜测的，因此往往不满足流量连续、功率平衡、静压平衡等约束条件。根据这些约束条件建立残差方程，即可得到封闭的非线性方程组。采用牛顿选代法求解该方程组即可得到发动机的共同工作点和发动机总体性能参数。

目前，传统涡轮发动机性能计算模型多采用单变量或双变量的控制规律,即选择高压转子转速 n_{c} ，低压转子转速 n_{F} 和涡轮前总温 T_{4} 中的一个或两个作为主要的控制变量，并假定相应的变几何部件的位置已知，其他的状态参数 (n_{{F}},n_{{C}} 和 T_{4}) 和部件参数（压气机压比比 Z_{c} 和涡轮落压比 π_{\mathfrak{r}} ）则作为牛顿选代法中的变量进行求解。但是，对于TSFVCE发动机，其可调节机构较多，发动机性能计算中的变量也相应增多，相互之间的影响关系复杂，在计算中会遇到问题：

(1) n_{F},n_{C} 和 T_{4} 等发动机参数在选代计算完成后可知，进而再依据结果调节变几何部件，这会容易发生参数超出限制值而使选代不收敛的情况。

(2)在发动机选代中变几何部件的初值选取会影响选代计算的收敛性，甚至会出现参数超出限制值的情况。

(3)按照传统方法得到的变几何部件调节规律只对所计算的工作状态适用，发动机工况发生变化时，需要重新优化。

“逆算法”是一种变循环发动机性能计算和控制规律设计的方法，可精确地控制发动机的工作状态和发动机共同工作点，减少优化过程中无意义的工作点和不收敛的情况，能够避免上述传统涡轮发动机计算模型在TSFVCE发动机中遇到的问题[20-21]。因此，TSFVCE发动机稳态计算采用控制规律设计的“逆算法”模型，完成发动机稳态控制规律设计。

“逆算法”的思路是用变循环发动机的可调参数替换状态参数和部件参数，将其作为自变量参与整机匹配的非线性方程组选代过程，而被替换出来的状态参数和部件参数则可作为被控参数。TSFVCE发动机的可调参数与传统涡轮发动机整机匹配的自变量如表2及表3所示。

通过敏感性系数矩阵，确定TSFVCE发动机中可调参数与状态参数和部件参数的替代关系。表4列出TSFVCE发动机在涡扇模态（CDFS放气阀完全打开）情况下的6种逆算法模型。正如单轴涡喷发动机在控制 T_{4} 不变的控制规律下，在自变量中以可调尾喷管喉部面积 A_{8} 代替原自变量 n_{c},n_{c} 则转为给定参数，即可获得同时控制 T_{4} 与 n_{c} 不变的双变量控制规律，而自变量个数不变。表4中的6种逆算法模型便是依次将一个可调变量代替自变量中的对应参数，将对应参数转为给定参数得到的。因此随着自变量被替换个数的增多，给定参数的个数随之增多，但自变量个数不变。

本文采取表4中编号6的逆算法模型，即在一定的飞行条件下，给定高压转子转速 n_{c} ，低压转子转速n_{F} ，涡轮前总温 T_{4} ，高压压气机压比比 Z_{c} ,Flade内涵风扇压比比 Z_{{F}} ,Flade外涵风扇压比比 Z_{Flade} 和CDFS压比比 Z_{{cDFS}} ,直接使用“逆算法”模型求解得出发动机各变几何量的取值，包括内涵道尾喷管出口面积 A_{8} ，Flade内涵风扇导叶角度 {α_{F}}^{[22]} ,Flade外涵风扇导叶角度 α_{Flade} ,CDFS导叶角度 α_{CDFS} 、第一涵道尾喷管出口面积 A_{sp1} 和第二涵道尾喷管出口面积 A_{sp_{2}}

3结果与讨论

3.1TSFVCE发动机设计点循环分析

在进行涡轮发动机设计点总体性能设计时，首先需要选取发动机的典型工况，并通过循环分析来确定发动机主要循环参数，最终确定发动机设计点性能方案，TSFVCE发动机也由此方法确定其设计点性能。

TSFVCE发动机以旋转机翼式运输机为目标飞行器，旋转机翼式飞行器一般采用前后对称的翼型以避免在旋翼转换为固定翼的过程中需要将一侧机翼翻转，但也使得旋翼/机翼气动性能不佳2，这将导致飞行器在旋翼机模式下低速段的近地机动能力降低和固定翼高速段性能降低（较低的升阻比需要飞行器在总重不变的情况下降低巡航高度），因此旋转机翼式飞行器的技术特点决定了其倾向于追求大速度段的速度和经济性，即更适用于运输机。

上述特征决定了TSFVCE发动机设计点宜定于高空巡航点处。相关研究与型号研制经验表明，旋转机翼式飞行器巡航速度约为 M a{=}0.7(700\;km/h) ，飞行高度可达 10~km_{\circ} 本文将发动机设计点定于 9\ k m,M a{=}0.8_{\circ}

在TSFVCE发动机的结构中，CDFS采用一级转子，参考当前小涵道比发动机风扇设计加工的技术水平[23-24],其单级增压比取为1.53;Flade内涵风扇受其尺寸和转速的限制，其增压比取为1.48，在循环分析中保持CDFS和Flade内涵风扇压比不变。Flade内外涵风扇压比及涵道比的确定可通过循环分析来确定。各部件效率及总压损失系数根据当前各部件对应的设计水平确定。在循环分析过程中核心机进口来流总温总压总是低于F119发动机中核心机进口来流总温总压，在相同物理转速下，高压压气机相对换算转速会升高。为了保证核心机工作的稳定性，高压压气机应适当降低物理转速，使得相对换算转速在允许的工作范围内工作，因此在进行循环分析时，控制高压压气机相对换算转速不高于1.0。

在此计算条件下，由进口参数和相对换算转速，依据相似原理可知高压压气机压比和涡轮前温度等参数。因此TSFVCE发动机的循环分析需要考虑的变量包括Flade内涵风扇增压比 π_{f} ,Flade外涵风扇增压比 π_{fl} ，第一涵道比 B P R_{1} 和第二涵道比 B P R_{2} 。由于分析变量较多，因此首先考虑 B P R_{1} 不变的情况下B P R_{2},π_{{F}} 及 π_{{Fl}} 的循环分析结果，再考虑 B P R_{2} 不变的情况下 B P R_{1},π_{{F}} 及 π_{fl} 的循环分析结果。最后综合两循环分析结果确定发动机各循环参数。

在第一涵道完全关闭的情况下，分别改变Flade内涵风扇增压比 π_{r} ,Flade外涵风扇增压比 π_{rlade} 和第二涵道比 B P R_{2} ，计算发动机总体性能，得到的TSFVCE发动机循环分析结果如图6所示（图中 \Delta 为压比采样间隔)。

(b）总推力与耗油率变化图6循环分析结果（第一涵道完全关闭）

低耗油率，同时增大发动机总推力； B P R_{2} 大于3时，B P R_{2} 的增大对耗油率的降低和发动机总推力的降低影响不大，甚至在Flade内、外涵风扇压比不大时，B P R_{2} 的增大会导致耗油率的升高、总推力的减小。因此发动机第二涵道比 B P R_{2} 确定为3.0。

固定发动机第二涵道比 B P R_{2} 为3.0不变，分别改变Flade内涵风扇增压比、Flade外涵风扇增压比和第一涵道比 B P R_{1} ，计算发动机总体性能，得到的TSFVCE发动机循环分析结果如图7所示（图中4为压比采样间隔）。

图7循环分析结果(固定第二涵道比不变）
(b)总推力与耗油率变化

由图6可知，在第二涵道比 B P R_{2} 较低的条件下，Flade外涵风扇的增压比越高，发动机耗油率越低、单位推力越高、总推力越高，而随着Flade内涵风扇的增压比升高，发动机耗油率先降低后升高、单位推力升高、发动机总推力升高；在 B P R_{2} 较高的条件下，随着Flade外涵风扇增压比的增高，发动机耗油率先降低后升高，单位推力和总推力先增大后减小，而随着Flade内涵风扇增压比的升高，耗油率不断降低，单位推力和总推力不断增高；在Flade内外涵风扇增压比一定的条件下，随着 B P R_{2} 越大，耗油率先降低后升高、单位推力不断降低、发动机总推力不断增大。

可以看出， B P R_{2} 小于3时， B P R_{2} 的增大能显著降

由图7可知，随着Flade内、外涵风扇压比的增大，发动机的耗油率降低、单位推力和总推力升高；在Flade内、外涵风扇压比较低时，耗油率随着 B P R_{1} 的增大而升高、单位推力不断降低、总推力降低；Flade内、外涵风扇压比较高时，耗油率会随着第一涵道空气流量的增大而降低、单位推力降低、总推力升高。

由上，确定发动机第一涵道比 B P R_{1} 为0.11。确定了以上参数后，Flade外涵风扇的理论最经济增压比为2.11，但是由于风扇叶尖速度过高会使风扇效率急剧降低，根据风扇压比的发展水平24，Flade外涵风扇增压比确定为1.98。最终得到的TSFVCE发动机设计点循环参数如表5所示。

发动机设计点限制高压压气机相对换算转速不超过1.0，故高压转子物理百分比转速为 85.42% 。由于涡轮进口总温 T_{4} 降低，因此高压压气机级后冷却引气量可进行适当减少，根据设计点涡轮前总温 T_{4} 值为 1469.16~K~ ，按照常规涡轮发动机冷却引气量与涡轮进口总温 T_{4} 的关系，冷却引气量定为 12%^{(25)} 利用所建立的TSFVCE发动机总体性能计算模型得到发动机设计点性能参数如表6所示。

3.2Flade内涵风扇可调导叶必要性分析

在对TSFVCE发动机进行非设计点计算之前，需要对Flade内涵风扇是否需要可调导叶进行必要性分析，这是由于第一涵道流量的减小会使流经Flade内涵风扇和CDFS的流量产生较大的变化，若Flade内涵风扇不具有可调的导叶机构，流量的大范围变化可能会导致风扇的喘振。

假设Flade内涵风扇无导叶，在高空设计点，逐渐减小第一涵道比，Flade内涵风扇和CDFS喘振裕度计算结果如图8所示。

随着 B P R_{1} 的减小，流经Flade内涵风扇和CDFS的流量减少，由于CDFS有可调静子导叶，在CDFS流量减小的同时可调静子导叶角度也相应减小，可保证CDFS留有足够的喘振裕度；但对于Flade内涵风扇，由于没有可调静子部件，因此在换算转速不变的情况下，流量的减小会使Flade内涵风扇工作点沿等换算转速线向上移动，导致Flade内涵风扇喘振裕度不断减小直至达到特性图喘振边界。因此，TSFVCE发动机的Flade内涵风扇同CDFS一样也需要可调的静子导叶，在CDFS放气阀的开闭带来流量变化时保证Flade内涵风扇具有足够的喘振裕度。

图8BPR，减小对压缩部件喘振裕度的影响

3.3TSFVCE发动机推力和功率匹配方法

TSFVCE发动机的目标飞行器具有旋翼模式与固定翼模式两种飞行模式，因此发动机需要兼顾涡扇模态下的推力和涡轴模态下的功率。CDFS可通过CDFS放气阀及第一涵道尾喷管的调节，对发动机在不同工作模态下的推力或功率输出进行调节，是匹配发动机能力与飞行器需求的关键部件。

CDFS可调机构包括CDFS可调静子、CDFS放气阀以及第一涵道尾喷管。在CDFS放气阀关小时经过CDFS的流量变小，此时需要调节CDFS的可调静子导叶，使导叶角度减小，以保证CDFS的工作喘振裕度；同时对第一涵道尾喷管进行调节，使流经第一涵道的气流完全膨胀，得到最大推力收益。

CDFS流量的变化也直接影响着Flade内涵风扇流量，由第3.2节中的研究可知，在CDFS放气阀关小时，Flade内涵风扇可调导叶角度应随之减小。在以上研究基础之上，本节对TSFVCE发动机在高空设计点涡扇模态和地面涡轴模态分别计算CDFS放气阀逐渐减小直至关闭的发动机部件及性能参数变化，并研究参数变化的机理。

性能影响

在TSFVCE发动机非设计点计算模型中加入Flade内涵风扇可调特性图和模型后，再次对高空设计点进行发动机第一涵道比减小的性能计算。计算中，高压压气机相对换算转速保持为最大值1.0不变；Flade内涵风扇静子可调导叶的调节规律为保证Flade内涵风扇的压比比与设计点压比比相等。结果如图9所示。

由图9可知，随着第一涵道流量的减小，Flade风扇内涵及CDFS流量减小，其导叶角度需减小以保证喘振裕度，但也导致其压比分别降低，高压压气机进口总温总压降低。另外，第一涵道比 B P R_{1} 随之减小，第二涵道比 B P R_{2} 增大。由于高压压气机相对换算转速不变，高压转子处于相似状态，无量纲参数 T_{4}/T_{21} 不变，因此 T_{4} 逐渐降低。以上各条件综合影响，发动机的总推力不断下降，推力最大下降约 61.5% ，耗油率先略微下降，随后逐渐上升。

图9BPR，减小对发动机参数影响（涡扇模态）

3.3.2地面涡轴模态CDFS放气阀对发动机功率性

能影响

利用TSFVCE发动机非设计点性能计算模型计算其在地面涡轴模态下 B P R_{1} 从最大值0.11减小至最小值0时的部件和性能参数，结果如图10所示。

在TSFVCE发动机涡轴模态下， B P R_{1} 减小对发动机各部件的影响与涡扇模态相似。即 B P R_{1} 减小会导致Flade内涵风扇、CDFS和高压压气机压比降低、 T_{4} 降低，从而发动机发出的功率随之下降，功率最大下降约 33.3% ，耗油率先下降后上升。

3.3.3CDFS放气阀的调节在TSFVCE发动机方案设

计中的作用

通过以上分析，可以得出TSFVCE发动机涡扇模态下的推力与涡轴模态下的功率受CDFS放气阀的影响较大，因此CDFS放气阀及第一涵道尾喷管的联合调节可实现发动机在不同飞行模态下能量输出的匹配。下面举例进行说明。

图10BPR,减小对发动机参数影响(涡轴模态)

假设有一架旋转机翼式垂直起降高速巡航飞行器装备有两台本设计方案的TSFVCE发动机，其高空巡航（固定翼模态)升阻比为 15^{[26]} ，地面起飞（直升机模态)功重比为 0.357~kW/kg^{~[27]} ，当发动机在 9~km M a{=}0.8 巡航设计点时推力为 25.749~kN ,可知地面单台发动机功率需求为 14~056~kW ，由图 10(~b~) 可知，TSFVCE发动机在地面涡轴模态下第一涵道比 B P R_{1} 为0.07时可匹配飞行器在地面处的功率需求。

4结论

本文经过对涡轴-涡扇变循环(TSFVCE)发动机的计算与分析，得到如下结论：

(1)以F119的核心机作为派生核心机，通过循环分析，确定TSFVCE发动机第二涵道比为3，Flade外涵风扇压比为1.98，第一涵道比为0.11，完成发动机设计点性能方案设计。

(2)为保证发动机工作中Flade内涵风扇有足够的喘振裕度，Flade内涵风扇应具有可调节角度的风扇导叶结构。

(3)第一涵道比的调节对发动机涡扇模态的推力影响最大为 61.5% ，对发动机涡轴模态的功率影响最大为 33.3% 。通过对第一涵道比调节规律的设计，可实现TSFVCE发动机对飞行器高空巡航时推力需求及地面垂直起降时功率需求两者的平衡。

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Design and study on scheme and performance matching of turboshaft-turbofan variable cycle engine

REN Cheng'，JIA Linyuan'，BU Xiankun²，CHEN Yuchun'，YANG Jie?

(1. School of Power and Energy， Northwestern Polytechnical University， Xi'an 710129， China; 2.Beijing Power Machinery Institute，Beijing 100074，China; 3.Shijiazhuang Fourth Rest CenterforRetiredMilitary Cadres，Shijiazhuang 050085，China）

Abstract:A new concept of turboshaft-turbofan variable cycle engine(TSFVCE）is proposed for vertical takeoff and landing and high-speed cruise aircraft with a rotor wing，which can work in both turboshaft and turbofan modes.Firstly，the structure and working mode of the TSFVCE are introduced，and the component performance simulation model based on varying specific heat is established.Then,the schematic design of the engine performanceis completed through the cycle analysis，which determined that the second bypass ratio is 3，the fan pressure ratio of the outer bypass is 1.98, and the first bypass ratio is 0.11. Finally, the influence of core drived fan system (CDFS）adjustable mechanism on engine performance is analyzed, and it is concluded that CDFS bleedervalve hasa great influence on the thrust of engine in turbofan mode and the powerin turboshaft mode.The maximumimpact on the thrust of the turbofanmodeis 61.5% ,andthemaximumimpact onthepower of theturboshaftmodeis 33.3% ，which can be used to match the thrust and power output of the engine in the turbofan and turboshaftmode.

Key words: Vertical takeoff and landing aircraft; Rotor wing; Variable cycle engine; Overall scheme; Cycle analysis; Core drived fan system

交替静叶布局对轴流压气机气动稳定性的影响

傅文广1，余军杨1，左瑞，王威²，孙鹏，王伟1

（1.中国民航大学安全科学与工程学院，天津300300；2.烟台杰瑞石油服务集团股份有限公司，山东烟台264003）

摘要：为揭示交替静叶布局控制角区分离的流动机理，提升压气机性能，实现压气机的扩稳，采用了数值模拟方法对某高负荷跨声速压气机展开交替静叶设计研究。通过改变静叶叶尖进口几何角，调整叶片的布局方式，得到一种改叶型弯角交替静叶，在此基础上结合叶片弦长进一步优化，得到另一种改弦长交替静叶。数值研究表明：改叶型弯角交替静叶布局压气机的稳定裕度相对原型提升了 34.7% 改弦长交替静叶使改叶型弯角交替静叶的压气机稳定性进一步提高，但会造成压比和效率的小幅下降，即以损失部分性能的代价换取了压气机稳定性的提升，改弦长交替静叶压气机在前者基础上将稳定裕度进一步提升了 9.7% 。新型的静叶布局使得相邻流道的流场结构产生差异，在周向上形成上、下角区分离交替分布的格局，促进了相邻流道出口流体的汇聚。叶型弯角的改变使角区低能流体区引入了更多高能流体，抑制了低能流体在角区堆积，提升了静叶的扩压能力。而弦长改变的同时增加了叶片前掠，阻隔了部分气流，实现了气流的重新分配，一定程度上平衡了两侧气流流量的不均匀性，从而改善了该压气机的气动稳定性。

关键词：轴流压气机；交替静叶；角区分离；稳定裕度；进口几何角

中图分类号：V231.3 文献标识码：A 文章编号：1001-4055（2024）05-2305043-15
DOI:10.13675/j.cnki.tjs.2305043

1引言

航空发动机朝着高推重比的方向发展，对压气机的设计提出更高的压比和更少的级数要求，以确保轴流压气机能够在高负荷流动状态下运行。然而，随着负荷的增加，会出现节流现象，导致动叶叶尖区域流体的轴向动量降低。这一现象会导致紧邻下游的静叶来流攻角增大，并增强吸力面角区的分离现象，从而导致压气机性能恶化，甚至可能引发喘振和失速现象！，尤其是在侧向进气、边界层吸入等复杂工况条件下，压气机的稳定性会进一步降低[2-4]。针对角区分离现象，实现压气机的扩稳方法在近年的研究发展迅速，例如已经成为常用方法的弯掠三维造型叶片、边界层吹吸、涡流发生器等方式[5-7]。弯掠叶片通过改变叶片积叠实现展向和轴向匹配不同工况气流流动来提升压气机性能。边界层吹吸可以向低能流体区注入能量或将低能流体抽离，从而减小低能流体团，实现主动流动控制。采用涡流发生器可以诱导产生高速涡流去激励边界层流体，进而减小角区分离，提升压气机效率[8-10]。这些是目前应用广泛的角区分离控制方法，而随着压气机设计要求的进一步提高，常规的方式难以满足一些高负荷压气机的设计需求。季路成”提出，未来为了压气机设计负荷最大化，需要结合全三维叶片技术和三维空间等在全局观念下进行设计。傅文广等在进口畸变条件下对比了三种不同构型的非轴对称静子的流场表现，结果表明非轴对称结构应用于压气机可以有效抑制畸变区静叶角区的流动分离。Georgios等13使用机匣处理结合动叶叶片三维造型的方法提高了压气机的喘振边界和效率。Rodrigo等i4针对分流叶片式离心压气机研究了主叶片和分流叶片的多种掠型设计，分析了掠型叶片与叶顶间隙推迟压气机效率下降的耦合影响。Meng等i采用叶片与非轴对称端壁混合改型的方式，在叶片端区形成新的二面角结构，使得角区分离区的结构、位置发生改变，角区分离范围明显减小，Yi等16对此也做了相同的研究，得到了相同的结果。哈尔滨工业大学的陈焕龙团队1"近些年结合了三维叶片造型技术，创新性地设计了一种增加叶栅部分叶高的稠度进而降低通道内压力梯度的分叉叶片结构，仿真结果表明，其可应用于高负荷、折转角较大的叶栅或压气机静叶内来降低流道内能量损失，增强叶片的气流折转能力。

为了改善压气机在节流情况下静叶来流攻角增大造成的角区分离加剧现象，通过调整静叶进口几何角来减小攻角，同时为了避免进口几何角变化造成的叶片弯折角度过大使角区分离提前的情况，本文设计了一种静叶叶型周向交替布局的轴流压气机，通过对流场的分析探讨交替静叶对压气机气动性能的改变和作用机制。

2数值模拟方法

2.1计算模型及网格

本文采用数值模拟方法，选用某型高负荷单级轴流压气机为原始模型，此压气机的详细设计参数见表1。

图1(a)为整个计算域的网格示意图，采用NU-MECA的网格生成器Autogrid5自动生成计算域的结构化网格。如图1(b)所示，动叶计算域网格拓扑为04H型，其静叶网格类型为H&I型，网格拓扑及网格点分布如图1(c)所示。另外对近壁面网格进行了加密处理，设置第一层网格高度为 3\ \upmum ,γ^{+}{<}1 ，以保证满足湍流模型要求。计算域网格节点总数约为285万，其中转子计算域网格节点总数约115万，静子计算域网格节点总数约170万。

2.2交替静叶布局

本文设计的交替静叶（AS)布局和改型方案示意如图2和图3所示，图3（a）表示叶片叶顶截面改型示意图，图3(b)中 H_{1}~H_{11} 为叶片参数化后型线，图中标示出了叶顶部分进口几何角的角度变化量。具体修改的范围主要集中在 70% 叶高范围以上，通过修改H_{g}~H_{11} 三个叶型截面的进口几何角度从而实现交替静叶改型设计。S1代表原型叶片，S2为改型叶片，两种静叶周向交替布局，这种静叶布局的目的是将部分静叶叶尖来流攻角减小，因而可以减弱叶片吸力面角区分离[18]。但同时由于叶尖进口几何角的改动造成叶型弯折角度增大，这会使角区分离位置提前，因此在常规布局下通过改变叶型弯角来减弱角区分离的方式存在限制，为此设计了交替布局的静叶来达到提高静叶抗负荷能力同时减弱和推迟角区分离的目的。

Fig. 1Computational domain grid and B2B mesh topology

图2(b)为本研究中角区分离的示意图，根据其分布位置，将其划分为上角区（靠近机匣位置）和下角区（靠近轮毂位置）。叶片吸力面靠近尾缘部分与下端壁（轮毂）之间的流动分离区域，将其定义为下角区分离，反之，叶片与上端壁之间的角区分离为上角区分离。本文交替静叶设计思路是通过交替排列两种叶尖进口几何角不同的叶片，使得在周向上形成一个通道上角区分离、相邻通道下角区分离的流场格局，进而在整体上使能量分布沿径向更加均匀，避免在常规布局下由于上角区大面积分离使上半叶高流道堵塞而造成压气机失速的情况发生。

Fig. 2Schematic diagram of alternating-vane layout and separationcornerdiagram

Fig.3Schematic diagram of stator vane modification

2.3计算方法及边界条件

本文使用NUMECA的 Fine/Turbo 求解器对三维流场进行数值模拟，模拟方法为非线性谐波法。谐波法主要思想是将不稳定的流动改写成关于流动的时间平均值，并将其进行傅里叶分解，即将非定常Navier-Stokes系统投射到频域，得到关于不同时间频率的单独的输运方程，控制精度的方法是调整傅里叶级数的阶数。除了求解时间平均稳态方程，每个频率还需求解两组守恒方程，并将所有求解频率过程产生的所有确定性应力注人到时间平均求解器中来实现非线性，这样就可以转换频域，从而实现以定常求解方式来模拟非定常流动性能。

数值计算进口边界条件给定总温、总压以及保证轴向进气角度不变，出口给定边界条件为叶片中径处的静压，展向上通过径向平衡方程得到其它叶高出口静压，叶片表面、机匣等壁面均设定无滑移边界条件，在数值模拟过程中不断提高背压来逐渐逼近失速条件，以稳定收敛的最后一个工况点作为近失速点。

选取数值模拟方法时使用NASAStage35模型进行校核，该模型动叶和静叶叶片数与本文研究对象一致。如图4所示，图中Exp，CCPR，NR1D,FR,MP，HM分别为实验数据、定常周向守恒型交界面、定常一维非反射交界面、定常冻结转子法、混合平面法交界面以及非线性谐波法的模拟结果。周向守恒型和混合平面法交界面的优势是能够保证通过交界面的流体质量流、动量和能量的精确守恒。但是对近失速工况下预测的压气机性能会出现明显的突降，造成整体模拟结果趋势出现偏差。冻结转子法将转子和静子之间的连接视为完美连接，且冻结了转子的运动，但是此方法与前述两种近似，同样是对近失速点预测有较大的偏差。一维非反射交界面是基于线性欧拉方程的特征分析，将特征变量施加在转子和静子交界面两侧，此方法弥补了近失速点预测结果不精的不足，但是对最高效率点的压比预测结果过高，性能预测结果的趋势波动大。谐波法结合了经典稳态和完全非稳态计算的优点：计算成本低，却可以提供近似的非稳态解。对比来看，谐波法对近失速点预测有着明显的优势，整体模拟结果与实验结果趋势也最匹配。

结合图5分别给出的不同交界面模型下对压气机进行数值模拟得到的总压比和总温比沿径向 \left(\Bar{h}\right) 的分布，与实验结果相比，可以看出谐波法对总温和总压的预测结果与实验较为相近，尤其是对于靠近上端壁位置的预测结果更加准确，这有利于静叶叶尖叶型变化后对压气机上角区气流流动的模拟预测和分析，下端壁位置的总压比结果预测准确，总温的结果与试验存在一定的误差，但HM方法相比于其他方法，其结果较为贴近试验结果。故本文选用谐波法进行数值模拟仿真研究。

Fig. 4Numerical simulation methods

2.4数值校核及网格无关性校核

图6为原型压气机不同转速下数值模拟结果与实验结果的对比，不同转速下模拟结果与原型相差较小，尤其是 100% 转速下匹配程度较高，总压比相差很小。整体上看，数值模拟结果与实验所得数据吻合程度较高，证明本文数值模拟方法准确度较高。

图7是不同网格节点数下设计点工况结果，从图中曲线上看，网格节点数大于220万后各实验参数结果便不再发生明显变化，即满足网格无关性。但由于谐波法对网格数目有要求，并且出于计算效率考虑，综合分析后选取285万节点数网格。

3结果与分析

3.1改叶型弯角交替静叶性能分析

图8是原型压气机和交替静叶（AS)布局压气机的总特性曲线对比，相比于原型，交替静叶压气机的工作区间明显扩大，自最高效率点之后压比和效率均有大幅提升。从图8中结果来看，改变叶尖进口几何角交替静叶布局可以显著提升压气机性能。前文所述通过常规布局来改变进口几何角来提升压气机性能有一定限制，对此进行验证。CP代表的是将静子全周的静叶叶尖进口几何角改动相同角度得到的压气机。从压气机的总特性曲线上可以看出，由于叶型弯折角度增大，使得叶片的扩压能力进一步提升，但是根据Bryce等"的研究结果，叶型弯角增加意味着在高负荷状态下横向逆压梯度会相对增强，这会促进二次流的增强以及吸力面附面层的分离，进而导致角区分离的提前发生，压气机失速提前，抑制单级压比的进一步提升。从图中原型和交替静叶改型的总体性能看，最高效率点到堵点的性能差异不大，对此不作重点分析，后续主要对AS达到最大压比时（图8中方框标识）以及 A ,B 运行工况点进行分析，图中 A 点为CP的近失速工况和同流量下AS和Ori对应工况， B 点为AS的近失速工况。

Fig.5Radial distribution of total pressure ratio and total temperatureratio

Fig.6Comparison between numerical simulation and experimentalresults

Fig. 7 Grid independence

Fig.8Characteristiccurves of compressors

图9是AS达到最大压比工况时同背压下不同模型总压损失系数 \omega 径向分布曲线，AS在 50% 以上叶高总压损失相比于原型明显减小，此外，AS模型的总压损失分布相较于原型在叶顶和叶根区域的相对变化正好相反，这说明经过交替静叶改型后，上半叶高总压损失减小的同时下端区总压损失增加，意味着叶根处流场有所恶化。对比上半叶高的总压损失系数分布可以看出，随着叶尖进口几何角的减小，上半叶高的总压损失系数先减小再逐渐增大，而下半叶高的情况正好相反，这说明交替静叶在减小上半叶高流道损失的同时会增加下半叶高流道损失，反之亦然。AS与CP相比，整体总压损失较高，CP在近下端区的损失略高于原型压气机。

Fig. 9Radial distribution of the o curve (Operating condition atmaximumπ)

由于交替静叶是两种叶型交替分布的布局，在周向上会使流场产生新的周期性变化。图10是原型静叶、交替静叶的S1叶片和S2叶片以及全周静叶改型压气机静子叶片 90% 叶高的静压系数 ( C_{p}) 曲线。从靠近尾缘处静压系数来看，AS的S1和S2叶片的逆压梯度均有所减小，而吸力面的逆压梯度是影响分离状态的主要因素，S2叶片 0~50% 轴向弦长 \bar{( C )} 范围的叶片负荷明显增加，中后部负荷变化不大，呈现为明显的前加载现象，CP的静子叶片静压系数分布趋势与AS的S2叶片相同，但是CP吸力面和压力面自前缘至尾缘的静压系数相比于AS均有所提升。

为了更好地分析交替静叶的作用机理，需对流场细节进一步分析。文献[20]已指出该高负荷跨声速压气机失速的主要原因为静叶流道内上角区先发生失速。在设计工况下，静叶叶顶角区便存在气流分离，上角区处于开式分离状态。随着流量逐渐降低，静叶冲角逐渐增大，在逆压梯度的作用下角区分离愈发严重；达到近失速工况时，上角区完成由开式分离到闭式分离过渡，这可以认为是静叶发生失速的标志。静叶叶顶区域气流冲角远超叶型可用冲角范围极限，引发严重的角区失速，进而导致了压气机级失速。

Fig.10 Pressure coefficient at 90% span ofstatorvane

图11是原型近失速工况和同背压下交替静叶静压系数和极限流线在吸力面的分布情况，图中 S 为鞍点， N 为螺旋分离点， N_{v} 为结点。原型此时处于近失速状态，吸力面存在大尺度的角区闭式分离，回流现象严重，文献[21]在对该跨声速压气机静叶的研究中曾指出，该压气机静叶在失速的过程中，其吸力面存在许多大尺度径向分离涡，且这些分离涡结构之间的相互作用削弱了其他旋涡结构的产生和发展。此外，复杂的涡运动卷积了大量的低能流体团，使其在流道内堆积，从而在静叶吸力面靠近上半叶高区域形成了典型的闭式分离区，堵塞了静叶上半叶高的流道，使高能流体受到挤压，被迫从叶根区域流出。从叶顶附近区域看，角区分离范围从叶片前缘延伸至尾缘，使其几乎丧失扩压能力。

交替静叶S1叶片吸力面极限流线分布有着向开式分离发展的趋势，分离线终结于尾缘 30% 叶高附近，全叶高扩压能力有所提升，前缘低压区减小，角区分离的起始点后移，堵塞范围明显减小。AS的S2叶片表面前缘静压分布沿展向较为均匀，叶顶区域沿流向扩压能力显著提升。从叶片表面极限流线看，AS的S2叶片上半叶高气流流动到近尾缘区域后受下游逆压梯度影响向下端区流动，高能流体的冲击使得下半叶高近叶片表面流场恶化，但对主流流动影响小。叶尖引人了更多高能流体，速度较高，经过激波增压，部分气流向叶根方向迁移，与叶中回流相遇，在叶中位置形成一个附着鞍点。下半叶高有明显回流，汇聚于叶根靠前缘位置，对主流流动有一定影响，但周向上看下角区分离范围占流道比例较低，未造成大面积的堵塞。

Fig.11Limiting streamlines on stator vane suction with counterof C_{p}

图12为对应同工况下，不同叶高截面马赫数分布云图和流线图，结合图10来对比AS和Ori以及CP的 10% 和 90% 叶高截面马赫数云图，AS表现为明显的上下角区交替大尺度分离的格局，CP上角区分离减小的同时下角区分离范围增加，相比于原型减弱了上角区的堵塞程度，但造成了下角区分离增强。

图13展示了图8A点运行工况下的原型、交替静叶和全周改型静叶出口的总压损失系数云图分布情况，可以看出原型上角区分离范围向下延伸至 20% 左右叶高处，下角区分离范围较小，此时上下角区分离区几乎联结，近似于全叶高分离状态，通道堵塞面积大，有效通流小。经过交替静叶改型后，S1流道出口上角区分离范围周向上小幅扩大，但强度有所减弱，下角区分离范围得到有效控制，高损失区域减小。S2流道出口流场变化较大，上角区分离得到有效抑制，几乎消失，但下角区分离范围扩大，扩展至40% 叶高位置。整体上看，在周向上形成了S1流道上角区分离，S2流道下角区分离这样交替分布的形式。交替静叶的角区分离区域的分布明显处于上下角区交替的形式，这种分布格局使得角区分离不论在上半叶高还是下半叶高都无法在周向形成联结，进而避免了大面积的流道堵塞，这可以有效延迟压气机的失速的发生。图13（c)展示了A点运行工况下CP静叶流道出口总压损失系数分布情况，AS是明显的角区分离交替的格局，CP则由原型的全周上角区明显分离转变为全周下角区明显分离，整体的分离区范围小于AS。

12Streamlines on theS1 surface of the statorvanewith counter of Mach

图14是AS近失速状态即图8B点运行工况时，AS的静叶出口总压损失系数分布云图。相比于A点运行工况时分离区明显扩大，与近失速状态下的CP对比，相邻流道的低能流体区在径向上高度仍然是相互错峰分布，CP的相邻流道低能流体主要聚集于下角区，AS的S1流道内低能流体主要聚集于上角区，S2流道内低能流体大部分聚集于叶中，少部分聚集于下角区，因而相邻流道内低能流体聚集区形成了交替分布的格局，这保证了在某一段叶高范围内静叶流道不会因为低能流体堆积而堵塞，保证了一定的通流能力。

为对比不同模型的压气机静叶角区低能流体所占流道范围，本文综合比较了原型静叶吸力面极限流线和三种马赫数的等值面（对于低能流体区域的定义，大多数研究者会选择 M a{<}0.3 的范围)。如图15所示，可以发现静叶流道 M a{=}0.2 的等值面，在近失速工况，原型角区低能流体堆积的范围与吸力面极限流线的角区较为接近，能够较好地表现出角区低能流体堵塞流道的状态。马赫数过小或者过大均未能完全显示该原型压气机在近失速工况的流动状态，故本研究选择了 M a{=}0.2 等值面来揭示流道流动。

图16展示了3种方案 M a{=}0.2 的等值面。可明显发现CP的下角区低能流体在轴向上比AS的S2流道下角区低能流体区向上游和下游延伸更远。径向上看相邻流道，CP的分离区和原型一样处于同一高度，在周向上使得低叶高的流道整体的通流区域减小，高叶高的通流区域变大，在负荷较大时下角区失速比上角区提前，下角区失速后会蔓延至整个流道导致压气机整体失速，而AS在径向上将相邻流道分离区分割到不同叶高位置，同时延缓了上角区和下角区的失速，因此可以提升压气机的稳定裕度。

Fig.14Contour of the o at stator vane outlet (Operating condition at point B)

Fig.15Limit streamline of suction surface and Mach numberiso-surfaceofOri

Fig.16Stator vane flow passage iso-surface (M a{=}0.2

结合前文来看，交替静叶压气机性能提升的主要原因，一方面是将更多高能流体引人改型叶片流道的上角区，同时提高上半叶高叶片的扩压能力，但也由于上半叶高流体的挤压，低能流体转而向下角区迁移，下角区分离范围加大。另一方面因改型流道内上角区分离几乎消失，在周向上促进了相邻流道气流的汇聚，高能流体卷携低能流体向下游流动，间接促进了原型叶片流道内流场的改善。

图17为A，B两点运行工况下静叶出口密流AVD沿径向分布曲线，可以看出A工况点下，交替静叶S1流道全叶高通流能力略弱于原型流道，但变化不大，S2流道 40% 叶高至叶顶通流能力大幅提升，而 40% 叶高以下密流减小，结合上文分析，这是S2流道下角区分离增强的结果。全周上看，S1和S2整体的通流能力相对原型还是增强了，表现在 40% 叶高以上区域。整体上看，由于角区分离布局是上下角区交替分布的形式，在全叶高上看，这种布局使通流能力分布趋于均匀，可以抑制堵塞区的局部扩大，避免通道内部分区域完全堵塞，既可以避免相邻流道内在相同叶高位置上的大范围堵塞，同时缓解单一流道内的堵塞现象。

Fig.17Radial distribution of theAVD at the stator vane outlet

此外，可明显看出AS的下半叶高流道的密流高于CP，CP比AS通流能力更强的位置集中在叶中的小范围区域内，相比于原型，AS和CP均是提高了上半叶高的通流能力，减弱了下半叶高的通流能力，但在上半叶高的差异较小，主要区别位于下角区，整体上对比来看，AS提供了一种折中的改善，保证了全叶高流道的通流能力，结合之前的分析可以知道，AS的上下角区交替分布的格局是压气机失速延迟的一个主要原因。 B 状态下对比了近失速工况下的AS和近失速工况下CP的径向分布的静叶出口密流，相比于A运行工况时，AS下半叶高的通流能力的优势减小，但仍然要优于CP，AS叶中的密流降低，上半叶高的密流变化不大，整体上密流分布与A状态时相近，此时AS静叶整体的通流能力是弱于CP的，但是角区分离交替分布保证了低流量状态时的稳定运行，延迟压气机失速的发生。

图18展示了交替静叶对流场改善的机理，S2叶型减小了进口几何角，因而S2叶型较S1叶型折转角度更大。原型静叶折转角度小，气流的折转角度小，静压提升能力弱，逆压梯度较小，角区分离范围小。全周改型的静叶折转角度大，出口静压提升程度高，上角区由于叶片叶型弯角增加，攻角减小，引入了更多的高能流体而收缩，但由于整体的逆压梯度增加，上半叶高气流无法抵抗下游逆压梯度而向下端壁迁移，导致下角区损失增加，角区分离范围增大。当采用交替静叶布局，即S1-S2两种不同进口几何角的叶片交替布局时，叶片的交替布局使静子叶片流道分为两种，并呈周期性排列，一种是扩张程度超过原型静叶的扩张型通道，另一种流道的前半部分为收缩型，后半部分为扩张型。S2叶片的折转角度大，本应在低流量高负荷工况下易发生流动分离，但S2叶片吸力面侧通道前半部分为收缩型，对亚声速气流有加速作用，推迟了角区分离的产生。由于改型叶片流道上角区气流流速加大且有更多气流注入，因而会导致对应的下角区气流受到挤压，上角区高速气流会向下角区迁移，无可避免地造成下角区分离现象加剧，上半叶高流道的扩宽会对下半流道气流流动造成影响。因而整体上会形成上下角区交替分离的形式，这可以减小压气机上角区或者下角区产生大面积流动分离，进而避免压气机上半流道或下半流道堵塞，同时在一定程度上可以提升压气机的抗压能力，此外，两种不同进口几何角的叶片交替分布可以匹配更宽广的来流进气角度。

图19为不同时刻下动叶位置示意图，本文将动叶转动经过相邻的两个静叶流道定义为一个周期，在一个周期内定义了30个动叶转动位置，如图中T1\~T30所示。

Fig.18Alternating stator vane principle

Fig.20 Pressure coefficient at 90% spanof therotorblade

Fig.19Schematic diagram of rotorblade relative position at different moments in onepassageperiod

波动。交替静叶模型对流场的影响主要体现在静叶区域，从图中看对动叶流道激波的影响较小，对静叶激波位置几乎没有影响，尾缘所受载荷波动幅度有所增加且主要位于压力面尾缘，这主要是由于下游静叶流场存在差异，从而导致动叶尾缘载荷波动。对比原型与交替静叶方案可以发现，交替静叶对压气机上游动叶的影响较小。

图20是动叶在一个通道周期内 90% 叶高静压系数变化。从曲线上看，由于两种叶型静叶交替分布，导致动叶所受的尾缘载荷周期性波动幅度加大，交替静叶模型动叶在旋转至不同叶型叶片流道时受下游交替性强变化气流影响，所受载荷产生了较大的

不同时刻下动叶 90% 叶高的相对马赫数分布云图如图21所示，可明显发现，原型动叶流道内低能流体团占据面积较大，对气流流动存在一定的堵塞，而交替静叶压气机的动叶前缘激波减弱，通道内激波下游流动状态明显改善，低能流体团较小，气流流通状态改善。此外，结合云图可知，交替静叶对动叶的影响差异很小。从动叶压力面尾缘附近低能流体团的变化看，相比于原型，交替静叶压气机的动叶转动时，其尾缘经过的流场变化较大，这与图18的分析结果一致，但整体流场差异较小，因此对交替静叶的流场分析主要侧重于静叶。

3.2改叶型弦长交替静叶性能分析

为进一步优化交替静叶压气机设计，本研究在上述优化角度的静叶基础上，通过优化其叶顶区域的静叶弦长，得到本文改叶型弦长交替静叶（CAS），CAS是在AS模型的基础上对静叶 70% 叶高以上的4个叶型截面（图3（b)所示的 H_{8}~H_{11}) 增加弦长得到的，保留交替分布的静叶布局方式，由于该高负荷跨声速压气机转-静子叶尖之间的轴向距离最大可进行20% 静叶弦长的改变，为避免弦长增加严重影响上下游转子，本研究对静叶的叶顶部分最大增加了 10% 弦长。在对 H_{8}~H_{rm{\tiny{l}}} 的四个叶型截面优化时，各型面弦长分别增加 2%,4%,7% 以及 10%