變循環調節機構發展現狀及關鍵技術

馮子軒 ，毛建興 ，胡殿印

（1.中國航空發動機集團有限公司，北京 100097；2.北京航空航天大學航空發動機研究院，3.航空發動機結構強度北京市重點實驗室，4.中小型航空發動機聯合研究中心：北京 100191）

0 引言

依據《美國空軍2020 年愿景》、《美國航空航天倡議》、《美國國防部空間科學與技術戰略》等美國國家級政府文件，第6 代戰斗機要求具備超聲速巡航與作戰、超常規機動、超級隱身、超遠程打擊、超越物理域和信息域的實時控制等能力，其動力系統要求具備超大推力與推重比、超低油耗、超隱身、超機動、長耐久（壽命）、超低費用。常規循環發動機受部件及系統限制，難以滿足第6 代戰斗機的跨空域、跨速域飛行能力，因而要求發動機在不同循環控制方式之間實現靈活切換，以實現更寬的工作范圍和滿足更多的戰斗任務需求。因此，變循環發動機（Variable Cycle Engine，VCE）應運而生。在亞聲速巡航時采用渦扇工作模式，在超聲速巡航時采用渦噴工作模式，以拓寬發動機工作范圍、保證不同飛行狀態下的高效推進[1]。自20 世紀90 年代起，美國政府通過開展綜合高性能渦輪發動機技術（Integrated High Performance Turbine Technology Program，IHPTET）和通用的經濟可承受的先進渦輪發動機（Versatile Affordable Advanced Turbine Engines，VAATE）等研究計劃，大力發展變循環發動機設計技術。

變循環發動機是指通過調整部分結構的形狀、尺寸、位置，改變內外涵道流量分配，實現在不同熱力循環間的連續切換，以兼顧全飛行包線內的經濟性、加速性和大推力要求。調節機構是實現變循環發動機工作模式切換的執行機構，其設計技術發展伴隨著變循環發動機的整個研制歷程。現有變循環發動機結構方案涉及模式選擇閥、前/后涵道引射器、壓縮系統/渦輪系統導向器等調節機構，其中，模式選擇閥通常位于風扇出口，僅存在“打開”和“關閉”2 種狀態，用于確定發動機的循環模式及涵道數量；前涵道引射器通常位于低壓壓氣機后方，可連續調節內涵與外涵之間的流量分配；后涵道引射器通常位于加力燃燒室之前，與前涵道引射器配合共同調節外涵流量；壓縮系統/渦輪系統導向器位于壓氣機/渦輪轉子葉片之前，通過角度調節實現不同工作狀態下轉子進口氣動參數的最佳匹配。通過各調節機構的協同調節實現發動機涵道比在寬調節范圍內的精準控制。基于調節機構的目標功能，其設計要求可歸納為低泄漏量、高調節精度、快速響應、穩定調節，依據調節機構具體工作方式不同而各有所側重。

本文以變循環發動機跨代發展為主線，聚焦調節機構目標功能及結構方案演變，系統梳理了調節機構的發展歷程、功能分類及設計要求。進一步針對調節機構設計過程中涉及的運動學及動力學仿真、試驗中所涉及的溫度/機械載荷試驗室模擬及位移和變形在線監測等關鍵技術進行歸納，并對相關領域的技術發展需求進行總結，以期為中國變循環發動機調節機構設計與研制提供參考。

1 變循環調節機構發展歷程

變循環發動機設計起始于20 世紀60 年代，至今已提出了多種變循環發動機設計方案。20世紀70年代，美國PW 公司提出了可控氣流變循環方案，采用內外涵獨立流路設計，對應各自的燃燒室和排氣噴管，通過調節機構的截流單獨控制2 股同心氣流的排氣溫度和速度；美國國家航空航天局（National Aeronautics and Space Administration，NASA）與海軍航空推進中心提出了變幾何渦輪方案，采用可調低壓渦輪導向器葉片角度來改變其面積來驗證變幾何渦輪的作用，且為了改善喘振裕度，將第1 級靜子葉片也設計為可調；美國GE公司提出了雙涵道變循環方案，采用多個調節機構組合調節，最終達到調節發動機涵道比的效果[2]。

20世紀90年代，英國RR公司提出了選擇放氣式變循環方案[3]，采用低壓放氣閥和高壓放氣閥，在亞聲速飛行時，低壓放氣閥打開，高壓放氣閥關閉，進入發動機的氣流將在低壓放氣閥和核心機處分開，發動機工作在渦扇模式；而在超聲速飛行時，高壓放氣閥打開，低壓放氣閥關閉，發動機工作在渦噴模式。法國SNECMA 公司提出了帶中間風扇的MCV99變循環方案[3]，采用設置在壓氣機出口處由單獨渦輪帶動的風扇，以輔助進氣口供氣，在起飛和亞聲速巡航時，外涵道、輔助進氣門和壓氣機引氣門打開，風扇系統運行，發動機以渦扇模式工作；在超聲速巡航時，3 個門都關閉，以渦噴模式工作。

變循環發動機調節機構研制最為成功的是美國GE 公司，自20 世紀70 年代開始相關技術積累，圍繞變循環調節機構申請了大量發明專利，迄今已研制了5代變循環發動機[4]。

GE公司設計的第1代變循環發動機如圖1所示。在第1代變循環發動機（YJ101）中，設計了可調面積涵道引射器（Variable Area Bypass Injector，VABI）、后涵道引射器和可調面積低壓渦輪導向器，通過調節核心驅動風扇CDFS的可調導葉角度來調節核心機流量[5]。

圖1 GE公司設計的第1代變循環發動機

GE公司設計的第2代變循環發動機如圖2所示。在第2代變循環發動機（GE21）中，采用了核心機驅動風扇技術（Core-Driving Fan Stage，CDFS），并引入前后涵道引射器、模式切換閥（Mode Selecting Valve，MSV）3 個關鍵調節機構，以實現涵道比的更寬范圍調節，從而實現渦扇模式與渦噴模式之間的轉換[6-7]。

圖2 GE公司設計的第2代變循環發動機

GE公司設計的第3代變循環發動機如圖3所示。在第3代變循環發動機（F120）中，用1個被動旁路系統代替了模式選擇閥，從而大幅減少作動機構零件數[8]。

GE 公司設計的第4 代變循環發動機（渦輪部件）如圖4所示。在第4代變循環發動機中應用了可變壓比技術（Controlled Pressure Ratio Engine，COPE）[9]，在保持第2 代變循環發動機雙涵道設計原理基礎上，進一步結合在第3 代變循環發動機研制后總結得出的渦輪部件改進設想，這些渦輪部件包括高效可調面積高壓渦輪導向器、高負荷跨聲速高壓渦輪、無導葉對轉低壓渦輪、可變面積噴管等。

圖4 GE公司設計的第4代變循環發動機（渦輪部件）

美國GE 公司和英國RR 公司合作設計的第5 代變循環發動機（F136）如圖5 所示。在第5 代變循環發動機的研制中提出了自適應發動機概念，在可控壓比技術基礎上，采用具有獨立可調導葉的葉尖風扇（Fan-on-Blade，FLADE），以在更大范圍內調節外涵流量[10]。

圖5 GE、RR公司設計的第5代變循環發動機

在2003 年啟動的VAATE 計劃支持下，美國GE公司基于COPE 變循環方案，提出了研制更為先進的自適應循環發動機（Adaptive Cycle Engine，ACE）設計方案[11]，采用FLADE、CDFS等調節機構將可調外涵道數量提升至3 個，可形成單涵循環、雙涵循環、3 涵循環工作模式。在2016 年啟動的自適應發動機過渡（Adaptive Engine Transition Program，AETP）計劃支持下，2021年5月，美國GE公司完成了對下一代自適應循環發動機XA-100 的臺架試車，達到了預期測試目標，發動機能在高推力和高效率2 種不同模式下無縫轉換；同年9 月，啟動第2輪臺架試車；預計于2025年進入飛行試驗驗證階段。GE 公司研制的下一代自適應循環發動機XA-100如圖6所示。

圖6 GE公司研制的下一代自適應循環發動機XA-100

2 變循環調節機構構型設計

2.1 模式切換閥調節機構

模式切換閥通常僅存在打開、關閉2 種極限狀態，其調節機構設計的總體要求為低泄漏量、快速響應和可靠安裝。依據閥體開閉的控制方式，可分為主動式和被動式。其中，主動式是采用聯動環-連桿機構，該類機構通過轉動或平動的聯動環帶動連桿，對閥體施加拉壓載荷以控制其打開和關閉，周向轉動聯動環主動控制式模式切換閥和軸向滑動聯動環主動控制式模式切換閥如圖7、8 所示；被動式是通過控制閥體前后的壓差，并設計提供反作用力的彈簧機構以控制閥體的打開和關閉，彈簧連接被動控制式模式切換閥如圖9所示。

圖7 一種周向轉動聯動環主動控制式模式切換閥[12]

圖8 一種軸向滑動聯動環主動控制式模式切換閥[13-14]

2.2 涵道引射器調節機構

涵道引射器除打開、關閉2 種極限狀態外，還因其幾何面積比對主流的影響，存在用于精準流量控制的中間狀態，其調節機構設計的總體要求包括低泄漏量、高調節精度和可靠安裝。按照閥體對流場的干預形式可分為節流式和導流式。其中，節流式在關閉狀態采用環形閥體結構將涵道流場截斷，一種形式是將作動筒置于機匣內部，在打開狀態將閥體隱藏而不再對流場產生影響，內置作動筒截流式前涵道引射器如圖10 所示；另一種形式是將作動筒置于機匣外部，通過曲柄-連桿機構控制閥體前后移動，外置作動筒截流式前涵道引射器如圖11 所示。導流式在打開狀態采用射流方式將內涵氣流導入外涵的同時，對氣流方向加以控制，而減小不同涵道氣流摻混時產生的損失，作動筒內置導流式前涵道引射器如圖12所示。

圖10 一種內置作動筒截流式前涵道引射器[12]

圖11 一種外置作動筒截流式前涵道引射器[16]

圖12 一種作動筒內置導流式前涵道引射器[17]

針對后涵道引射器調節機構設計，按照外涵道與內涵道氣流的摻混形式，可分為導流式與預混式。其中，導流式在改變外涵氣流方向時依舊保持其軸對稱特征，閥體結構簡單，2種射流式后涵道引射器如圖13所示。預混式通過波瓣型閥體結構或設計開槽，使外涵氣流方向呈周期對稱特征，閥體結構相對復雜，4 種摻混式后涵道引射器如圖14所示。

圖13 2種射流式后涵道引射器[18]

圖14 4種摻混式后涵道引射器

2.3 導向器調節機構

導向器通常要求在一定角度范圍內實現高精度調節，其調節機構設計的總體要求包括高精度調節和可靠安裝。其重點在于結構形式簡單（尺寸小、質量輕），精準快速調節（剛度大、阻力小），長期穩定服役（耐摩擦、壽命長、可靠性高），以及關鍵件失效預防（轉軸彎矩小、預防連桿斷裂）。同時，“聯動環-曲柄-轉軸-花鍵”結構是導向器調節機構的主要形式，可進一步通過連桿結構實現多級調節機構的協同控制。基于總體結構布局要求適應性開展聯調/分調機構、連桿結構強度、轉軸結構支點及連接結構摩擦設計是該機構細節設計的主要內容，重點關注溫差、壓差影響下傳動結構抗變形能力及流量泄漏問題。不同驅動形式、支撐方式的導向器如圖15所示。

圖15 不同驅動形式、支撐方式的導向器

2.4 調節機構設計要求

變循環調節機構的總體設計要求包括低泄漏量、高調節精度、快速響應、穩定調節，需重點解決。

（1）高熱力負荷下的低泄漏量設計問題。運動件與靜止件間隙增大，是造成流量泄漏的主要因素。因此，需開展高溫結構抗變形設計，以滿足熱、機械變形下調節機構的低泄漏量設計要求。

（2）高溫剛度衰減導致的調節誤差問題。高溫環境造成機構傳力路徑上的結構剛性降低，是導致調節誤差的主要原因。因此，需合理設計聯動環等關鍵結構，通過變形協調設計提升機構高溫抗變形能力，以實現精準調節。

（3）瞬態調節過程的快速響應問題。調節過程涵道溫度、壓力瞬變、氣動阻力是影響響應速度的關鍵因素。因此，需開展流熱固瞬態分析，獲取溫度、機械負載，通過原理構型設計，減小氣動阻力，縮短響應時間。

（4）空間布局受限時的機構穩定調節問題。高性能指標導致機構服役條件苛刻，緊湊安裝約束導致空間布局受限。因此，需簡化安裝結構、縮短傳力路徑、減少零件數量、降低運動復雜度以實現可靠安裝，支撐調節機構高精度調節設計要求。

3 機構力學響應仿真技術

3.1 瞬態調節流固耦合分析

依據流熱固耦合分析中系統方程形式和求解方式不同，可分為分區耦合方法和整體耦合方法[19]。其中，分區耦合法采用計算流體動力學（Computational Fluid Dynamics，CFD）和計算結構動力學（Computational Solid Dynamics，CSD）分別求解流體方程和固體方程，使用有限元（Finite Element Method，FEM）、有限差分（Finite Difference，FD）和有限體積（Finite Volume，FV）方法等基于網格的歐拉方法求解流體控制方程；使用拉格朗日有限元方法求解固體方程。然而，由于分區耦合方法在本質上很難保證準確的動量和能量守恒；當2 相界面動態變化劇烈時，數值誤差不斷累積而發散，甚至導致計算失敗。

整體耦合求解算法不明顯區分流體域和固體域，把流體和固體看成是單一的整體連續介質，只認為每個子域具有不同的材料屬性。從而能夠在相同的數學框架下構建統一的運動控制方程，采用同樣的未知變量，實現同時求解[20-22]，具體包括任意拉格朗日-歐拉法[23-24]、整體歐拉描述法[25-26]、整體拉格朗日描述法[27-28]。其中，整體拉格朗日描述法消除了歐拉描述下自由表面和界面追蹤的問題，避免了歐拉描述下通過求解壓力泊松方程帶來的復雜計算，為直接數值模擬（Direct Numerical Simulation，DNS）提供了高效的解決方案。然而，整體拉格朗日法面臨網格糾纏、畸變問題，限制了其在流固耦合求解中應用。

調節機構作動過程的流固耦合分析問題，存在幾何特征復雜（如模式切換閥及其封嚴結構）、結構柔性（如涵道引射器的薄壁閥體）、空間跨度大（cm 級位移）、瞬態特征顯著（s 級響應時間）等特征，使得分區耦合求解方法面臨不收斂、整體耦合求解方法面臨網格畸變等數值問題，是調節機構瞬態載荷分析的主要挑戰。因此，需進一步突破高效網格重構分析技術，解決傳統動網格技術中的網格畸變問題，并提升瞬態模擬的數值穩定性[29]。此外，近年來迅速發展的基于整體拉格朗日框架的無網格方法，也有望成為實現瞬態流固耦合高精度模擬的可行途徑[30]。

3.2 多體系統運動學/動力學數學模型

調節機構在運動輸入端和輸出端之間具有多級傳動結構，通過多個運動副進行連接，是典型的多體系統。近年來，國內外學者針對多體系統的建模方法、求解策略、設計方法等開展了深入研究，為其在調節機構設計中的應用奠定了有利基礎。按照建模過程中是否考慮結構變形，可將多體系統模型進一步劃分為運動學模型和動力學模型。

多體系統運動學模型假設各傳動結構為剛體，不考慮結構變形，用于研究各部件在調節過程中的運動關系。空間機構的常用分析方法包括方向余弦矩陣法、球面三角法、Denavit-Hartenberg（D-H）矩陣法[31]等。其中，D-H 矩陣法通過引入1個描述空間坐標變換的4 階矩陣，以構建多體系統剛體運動學控制方程，具有表達形式簡單、通用性強的優點。

為進一步考慮運動過程中的結構變形影響，進一步發展了多體系統動力學模型，按照方程的形式差異，可分為微分代數方程、非線性微分方程和關于系統邊界狀態矢量的總傳遞方程[32]。類似D-H 矩陣法的思路，絕對節點坐標方程（Absolute Node Coordinate Function，ANCF）法[33-34]在總傳遞方程中采用絕對節點坐標描述機構位置，并基于彈性理論描述結構變形，從而為調節機構瞬態大位移、大變形耦合問題提供一種快速求解方案。

3.3 運動學/動力學3維仿真分析

在3 維仿真分析方面，類似地也可分為不考慮結構變形的剛體運動學仿真和考慮結構變形的柔性動力學仿真。區別于多體系統數學模型，3 維仿真分析的優勢在于對傳動機構在3 維空間中的結構尺寸及變形狀態具有更加精準的描述能力，通常與3 維建模軟件和3 維有限元分析軟件結合，以檢驗調節過程中的機構卡滯問題[37-39]。

調節機構作動過程的動力學仿真分析問題，需重點關注關鍵件柔性變形、裝配間隙、尺寸公差、傳動摩擦等因素，在設計后期，可基于瞬態流固耦合分析所得機構氣動負載，分析給定運動規律下的慣性負載，量化關鍵柔性件變形，從而在仿真層面驗證機構可行性，并實現調節精度有效評估[40]。區別于分級調節，多級聯調機構仿真分析2 種求解邏輯。一方面，與分級調節類似，針對已有調節機構設計方案，開展各組件運動規律的仿真分析，得到輸出端的運動規律；另一方面，考慮到各級葉片調節規律的差異，需依據目標運動規律求解各連桿結構參數及連接關系，屬于反問題[41-43]。

柔性變形是造成機構卡滯的最關鍵因素，特別是對于工作在高溫環境下的薄壁、細長桿等抗變形能力較差的零部件，瞬態變形狀態的精準模擬對機構卡滯問題的仿真分析尤為重要。現有研究普遍采用有限元模型，在剛體運動學分析基礎上進一步引入柔性件定義，將運動仿真軟件（如ADAMS）與變形分析軟件（ANSYS或ABAQUS等）相結合，量化柔性件變形量[35]。

裝配間隙、尺寸公差是調節機構制備中必然存在的，而在ADAMS等運動仿真分析軟件中，僅支持定義無間隙、精確結構尺寸力學模型的定義，因此，有必要根據含間隙鉸的力學模型，并利用其它約束聯合建立等效的約束，并通過參數化建模及尺寸隨機抽樣等方式，采用二次開發實現集成應用。常用運動副間隙模型包括基于拉格朗日方程的連續接觸模型（忽略運動副微小變形和運動副間摩擦力）、基于牛頓法的接觸-自由模型（忽略運動副間碰撞特性）、基于動量定理的自由-碰撞-接觸模型（系統動力響應與實際最為接近）。

傳動摩擦是伴隨曲柄連桿、結構支撐產生的機構運動阻力，是影響調節精度和響應速度的關鍵內容。解決該問題的基本途徑是通過準確表征運動副的接觸狀態，實現摩擦力及其阻力矩的準確評估；進一步在3 維仿真分析中定義阻力矩與調節量間的數學關系，準確表征傳動摩擦影響。

4 機構可行性試驗驗證

4.1 瞬態溫度、機械負載試驗室模擬

在調節過程中關鍵柔性件的變形受到溫度、機械負載（氣動載荷和慣性載荷）的共同影響，在工程上通常采用全尺寸試驗件吹風試驗（技術成熟度5 級以上），以從試驗層面驗證機構可行性并量化調節精度。然而，由于吹風試驗成本高、周期長，通常用于設計后期的部件級考核驗證，而難以支撐初期階段（技術成熟度3～4 級）的迭代設計。為此，需進一步發展試驗室環境下的溫度、機械復雜試驗模擬技術，通過數值仿真確定對關鍵件局部加熱、加載方案，使結構剛度及變形狀態與實際服役狀態相似，從而在較低技術成熟度階段實現設計方案的驗證，以縮短設計迭代周期。

對于模式選擇閥而言，由于多采用分瓣式結構特征，閥門片之間以及閥門片與支板等承力結構之間存在間隙，通常需要設計密封結構以滿足低泄漏量設計要求，因此，其測試關鍵在于模擬溫差、壓差下泄漏量準確監測。

對于前/后涵道引射器而言，考慮到其流量控制存在中間狀態，要求全過程滿足調節精度要求，因此，其測試關鍵在于閥體位置的精準測量；此外，由于閥體結構通常為薄壁筒體，在穩態、瞬態載荷下的變形量測試也是驗證結構變形預測精度、預防機構卡滯問題的關鍵內容。

對于壓縮系統/渦輪系統導向器而言，由于其轉軸多位于內外涵道之間，同樣受到溫差、壓差影響，密封結構的流量泄漏是其試驗測試的關鍵內容；此外，考慮到轉軸往復運動存在的摩擦、磨損問題，需對封嚴結構接觸部位的磨損狀態進行監測，確定磨損量隨往復運動次數的變化規律。

4.2 關鍵柔性件位移及變形在線監測

現有針對調節機構的可行性驗證，通常僅監測機構運動輸出，以驗證機構調節精度及是否發生卡滯。由于缺少必要的在線監測手段，尚未實現柔性關鍵件變形的在線監測，導致機構調節精度不足或發生卡滯問題時難以實現故障原因的準確定位。位移及變形在線監測的難點在于：（1）調節機構組件多、空間小，傳統接觸式傳感器敷貼、引線困難；（2）部分調節機構工作于高溫環境，要求位移、變形傳感器具有高溫測試能力并滿足精度要求；（3）瞬態調節過程響應時間往往在3 s以內，為保證全調節過程的狀態測量精度，傳感器需具有一定的頻響能力；（4）考慮慣性力是影響瞬態變形的關鍵因素，為避免傳感器對測試結果的不利影響，需盡可能降低傳感器在運動機構中的附加質量。

為有效監測瞬態調節過程中關鍵柔性件的位移及變形狀態，同時避免傳感器對調節過程的附加影響，應用微小型接觸式傳感器及非接觸式傳感器等，在低附加質量下實現調節機構位移及變形實時監測，是實現調節機構故障定位、誤差歸因的關鍵手段。

5 結論

（1）調節機構設計的總體技術要求為低泄漏量、高調節精度、快速響應和可靠安裝，需重點關注高熱力負荷下的低泄漏量設計、高溫剛度衰減導致的調節誤差、瞬態調節過程的快速響應及空間布局受限時的機構穩定調節問題；

（2）調節機構作動過程的流固耦合分析具有幾何特征復雜、結構柔性、空間跨度大、瞬態特征顯著等特征，使得傳統流固耦合分析存在網格畸變、收斂性降低問題，高穩定性動網格技術及無網格分析方法是解決該問題的主要途徑；

（3）調節機構作動過程的運動學及動力學仿真需重點關注關鍵件柔性變形、裝配間隙、尺寸公差、傳動摩擦等因素對機構卡滯、調節精度的影響；

（4）調節機構可行性試驗需進一步突破瞬態調節過程中溫度、機械負載的試驗室模擬技術，以支撐初期階段的迭代設計，應用微小型接觸式傳感器及非接觸式傳感器等測量手段，在低附加質量下實現調節機構位移及變形實時監測，是實現調節機構故障定位、誤差歸因的關鍵手段。