微型涡喷发动机具有体积小、质量小、推重比大等优点，在军用^[1-2]和民用^[3-4]领域均有十分广泛的应用. 发动机整体性能的优劣取决于单个部件性能的高低，其中燃烧室是最主要的高温部件，工作条件极为恶劣. 在高温、高压的燃烧火焰下，燃烧室承受着高强度的热负荷和热冲击负荷^[5-6]. 为了确保工作安全及延长燃烧室的使用寿命，对燃烧室壁面进行合理的冷却十分必要. 气膜冷却是高效冷却结构设计中不可缺少的一种方案^[7-10]，其中多孔全覆盖气膜冷却结构由于其优异的冷却性能与易实现性，在燃烧室壁面冷却中得到了广泛应用.

Scrittore等^[11]通过实验对全覆盖气膜孔壁进行流场及绝热壁温的测量，结果表明，前几排孔的射流高度大于后排充分发展阶段；由于下游段的气膜叠加效果，壁面的温度分布更加均匀；高吹风比下的沿程气膜冷却效率增加不明显. 杨成凤^[12]系统地研究孔倾角、排布方式及吹风比等参数对多孔全覆盖气膜流动换热特性的影响，研究表明，排布方式和孔径对冷却效果的影响比孔倾角更大，且气膜孔呈正菱形及超长菱形排布都有利于提高气膜冷却的效率. Andreini等^[13]通过实验研究主流湍流强度、开孔率、长径比等因素对全覆盖气膜孔壁冷却效果的影响，结果表明，气膜对壁面的覆盖性随着主流湍流强度的增加而增加；增大长径比及开孔率可以明显地改善气膜冷却效果. Wurm等^[14]通过实验采用PIV技术来测量燃烧室流场，分析旋流进气对冷却气膜的影响，但实验只给定了主流与次流温度，未引入燃烧. 张婧宜^[15]构建接近于燃烧室的单火焰筒模型，研究孔倾角、复合角、异型孔等对燃烧室流场和壁面温度的影响，但是采用的火焰筒模型及燃烧模型都进行了简化.

目前国内外关于全覆盖气膜冷却特性的研究大多局限于平板上，涉及真实燃烧模型的研究多在中型或大型发动机上开展，而微型涡喷发动机受限于小尺寸、高热容等特点，涉及燃烧室壁面的冷却研究很少，但高温壁面对微型涡喷发动机整体性能的影响不容忽视. 此外，随着激光打孔^[16]以及增材制造技术^[17-18]的发展，在微型涡喷发动机上进行全覆盖气膜孔的加工工艺日趋成熟.

为了延长微型涡喷发动机燃烧室的使用寿命，提高整机性能以及进一步探索实际燃烧工况下的气膜冷却特性，为微型涡喷发动机的设计提供有价值的参考，对燃烧室高温壁面采取全覆盖气膜冷却. 本文通过KJ-66微型涡喷发动机实物的拆解与测量，建立真实的燃烧室模型，开展相关实验与数值模拟. 在燃烧室壁面高温区布置全覆盖气膜冷却孔，比较实际燃烧工况下顺排和正菱形叉排2种经典的气膜孔排布方式对气膜冷却效果及燃烧室整体性能的影响. 设计用于改善燃烧室外环冷却效果的扩张型气膜孔，比较不同结构扩张孔对气膜冷却效果及燃烧室整体性能的影响.

选取KJ-66微型涡喷发动机作为研究载体，对KJ-66实物进行拆解测量，建立1∶1三维模型用于数值模拟，KJ-66实物与三维模型的对比如图1所示.

KJ-66微型涡喷发动机燃烧室外环沿周向分别布置了2排掺混孔、2排主燃孔及2排冷却孔. 燃烧室内环沿周向分别布置了2排掺混孔、2排主燃孔及1排冷却孔. 燃烧室内沿周向周期性布置6根蒸发管.

实验台的主体框架由铝合金搭建，微型涡喷发动机通过推力测量装置固定在1 cm的厚钢板上，以减少震动对实验测量的影响. 试车台采用三面透明树脂玻璃，以便于对实验过程的观测，如图2所示. 整套实验系统分为引气系统、微型涡喷发动机系统、排气系统、控制系统、测量及采集系统.

引气系统设计了一套引射筒，在进气端加装过滤网. 引射筒沿周向布置6个测点，由5个总压管和1个静压管组成，分别测量同一截面不同位置的静压及总压，用来准确计算进气体积流量，其中总压管与静压管的排布测量方案参考国际标准ISO 3972^[19]设计. 引气筒出口与微发进气口加装3D打印件止回环，防止其他位置进气对进气流量的测量产生影响. KJ-66微型涡喷发动机上进行共14个测点的打孔加工，分别用于测量压气机进口、燃烧室进出口和尾喷管出口的总压、静压、温度等数据，如图3所示. 采用动静架系统来测量发动机推力，原理是将发动机沿轴向的推力通过转轴力臂转换成竖直向下的压力，再通过压力传感器采集压力. 相比于传统的滑轨式推力测量装置，动静架避免了滑动摩擦力带来的影响，具有更高的测量精度. 试车过程中的燃油泵、点火器、启动电机等操作部件都通过一套完整的集成控制系统来进行操作. 燃油由国产RP-3航空煤油按20∶1比例掺混航空润滑油得到.

对KJ-66微型涡喷发动机建立1∶1三维模型. 在燃烧室壁面高温区布置全覆盖气膜冷却孔，采取顺排和正菱形叉排2种经典的气膜孔排布方式^[20-21]，设计用于改善燃烧室外环气膜冷却效果的扩张型气膜孔. 因为KJ-66微型涡喷发动机燃烧室沿周向呈1/6周期对称，采取1/6周期燃烧室作为计算域. Bohan等^[22]在Jetcat微型涡喷发动机平台上进行燃烧室相关实验与模拟，分别采取1/12和1/6周期性边界计算域，研究表明，计算结果与实验相差不大，在误差允许范围内. 原模型与布置了气膜冷却孔的计算模型如图4所示，原模型记为S. 在原模型燃烧室的高温区上沿流动方向布置9排气膜孔，其中燃烧室外环上每排布置126个气膜孔，燃烧室内环上每排布置54个气膜孔. 顺排与叉排气膜冷却孔的布置方式如图5所示，叉排采取近似正菱形的方式排布，顺排与叉排模型分别记为S_o和S_c. 不同扩张气膜孔如图6所示，在采取顺排的基础上，保证一侧孔倾角与气膜孔入口孔径D₁不变，改变出口孔径D₂，得到的不同扩张孔模型分别记为S₁、S₂和S₃. 所有模型中燃烧室壁厚都为0.8 mm，气膜孔倾角都为30°. 不同结构气膜孔的详细设计方案如表1所示.

1/6周期计算域的边界条件设置如表2所示，其中空气进口与燃油进口都为质量流量进口，燃烧室出口为压力出口. 表中，q_m为质量流量，p_t为总压，T为温度. 从表2可以看出，空气进口对应的总质量流量为0.1608 kg/s，燃油进口中油滴直径为50 μm，油滴初速度为1.82 m/s，对应的燃油总质量流量为0.003 402 kg/s，油气当量比为0.31，操作压力为182 385 Pa. 这些数值都是KJ-66微型涡喷发动机在70%最大推力，即100 000 r/min的巡航状态下，由多次试车实验测得的数据进行加权平均获得. 流体域与固体域的交界面设置为耦合壁面（coupled wall），整个计算域设置有1/6旋转周期性边界，微型涡喷发动机外壳与中心轴壁面设置为绝热无滑移壁面，燃烧室壁面发射率设置为0.7.

空气进口质量流量的相对误差为±2.84%. 燃油质量流量的相对误差为±1.63%，空气进口温度的相对误差为±1.44%，燃烧室出口温度的相对误差为±0.26%，燃烧室进口压力的相对误差为±0.71%，总压损失测量的相对误差为±0.78%，以上各项实验的相对误差都参考了ASME相关误差分析标准^[23]进行计算，相对误差都小于3%.

采用Celik等^[24]提出的GCI网格收敛判定方法，在相同的模拟条件下，比较4种不同数量网格的离散化误差及相应的计算结果，与实验结果进行对比.

在GCI判定方法中，代表性的网格特征尺寸定义为

(1) $ {h = }{\left[ {\frac{{1}}{{N}}\sum\limits_{{i = 1}}^{N} {\left( {\Delta {{V}_{i}}} \right)} } \right]^{{1/3}}} . $

式中：ΔV_i为第i个网格的体积，N为总体网格节点数量.

在GCI模型中，显性收敛阶数p采用如下2个方程进行迭代计算：

(2) $ {p = }\frac{1}{{{\text{ln}}\;{{r}_{{21}}}}}\left| {\ln \left| {{{\varepsilon }_{{32}}}{/}{{\varepsilon }_{{21}}}} \right|{ + q}{\text{(}}{p})} \right| , $

(3) $ q(p) = \ln \;\left( {\frac{{r_{21}^p - {{\rm{sgn}}} \left( {{\varepsilon _{32}}/{\varepsilon _{21}}} \right)}}{{r_{32}^p - {{\rm{sgn}}} \left( {{\varepsilon _{32}}/{\varepsilon _{21}}} \right)}}} \right) . $

式中：r_ij为第i个与第j个网格的特征尺寸比值，ε_ij为第i个与第j个网格计算结果 $\phi$的差值.

精细网格收敛指标为

(4) $ {\text{GCI}}_{{\text{fine}}}^{{\text{21}}} = \frac{{1.25e_{\rm{a}}^{21}}}{{r_{21}^p - 1}} . $

式中： $ e_{\rm{a}}^{ij}$为不同网格计算结果的相对误差， $e_{\rm{a}}^{ij} = $ $ |{\phi _j} - {\phi _i}|/{\phi _i}$. 网格收敛性验证的相关计算参数如表3所示. 表中，ξ为总压损失系数.

如图7所示，相对误差随着网格数量的增大，以大于2阶的速度渐近收敛. 综合考虑相对误差及计算资源，选择第2套网格进行数值模拟，精细网格收敛指标为 $ {\rm{GCI}}_{{\rm{fine}}}^{{\rm{21}}}$=0.05%.

计算域采用非结构多面体网格进行划分，对气膜冷却孔和近壁面进行局部加密，保证近壁面y⁺接近于1，如图8所示.

采用商业软件Ansys Fluent进行数值模拟. 湍流模型选用SST k-ω模型，该模型同时适用于近壁区和强湍流区. 此外SST k-ω模型对传热系数及气膜冷却效率都呈现出了较好的预测结果^[25]. 为了更好地模拟传热及近壁面特性，保证近壁面y⁺接近于1. KJ-66微型涡喷发动机为蒸发管式燃烧室，其中既有预混燃烧，又有扩散燃烧，因此选用更合适的部分预混燃烧模型进行数值模拟，在部分预混模型中选用小火焰面模型（flamelet generated manifold，FGM）. FGM模型假定湍流和层流中火焰的标量演化过程（即热化学反应轨迹）大致相同，该模型主要基于反应进程，根据混合分数和标量耗散率等变量将流体中的组分和温度进行参数化，求解这些参数的输运方程. 利用该模型可以模拟由接触壁面和二次气流稀释引起的火焰猝熄效果，使得该模型更加适用于对近壁面区域的模拟与计算^[26]. Bohan等^[22]使用部分预混模型中的FGM模型，对Jetcat微型涡喷发动机燃烧室进行相关模拟与实验验证，结果表明，该燃烧模型对微型涡喷发动机燃烧室尤其是近壁面区域的计算结果与实验具有很好的一致性. RP-3航空煤油的燃烧机理采用徐佳琪等^[27]提出的三组分替代模型，分别为质量分数为73%的正十二烷（S₀C₁₂H₂₆）、质量分数为14.7%的1,3,5-三甲基环己烷（S₁C₉H₁₈）、质量分数为12.3%的正丙基苯（PHC₃H₇），该替代燃料的高温燃烧简化机理包括138个组分、530个反应，可以很好地描述RP-3航空煤油的高温点火特性. 空气（连续相）的Navier-Stokes方程在欧拉框架中进行求解，油滴（离散相）的轨迹方程在拉格朗日框架中进行求解，即采用离散相模型（discrete phase model，DPM）模拟蒸发管中液滴的雾化、蒸发过程. 蒸发管中燃油液滴的体积分数远小于10%，故该方法具有很好的适用性. 此外还采用随机颗粒轨道模型，考虑两相间的相互作用. 考虑辐射对计算的影响，本文研究模型的光学厚度较小，故采用DO辐射模型. 该模型可以更合理地预测辐射对燃烧室壁温和气流温度分布的影响^[28]. 采用SIMPLEC压力修正算法，各物理量都采用二阶离散精度.

出口温度分布系数（outlet temperature distribution factor，OTDF）定义为燃烧室出口截面燃气的最高温度与出口平均温度之差和燃烧室温升之间的比值.

(5) $ {\rm{OTDF}} = \frac{{{T_{{\rm{t}}4\max }} - {{\bar T}_{{\rm{t}}4}}}}{{{{\bar T}_{{\rm{t}}4}} - {T_{{\rm{t}}3}}}}. $

式中： ${\bar T_{{\rm{t}}4}}$、T_t4max、T_t3分别为燃烧室出口平均温度、燃烧室出口最高温度和燃烧室进口温度.

总压损失系数ξ表示燃烧室进出口的总压差与进口总压之比：

(6) $ {{\rm{\xi}} } = \frac{{{{{p}}_{{\rm{t}}3}} - {{{p}}_{{\rm{t}}4}}}}{{{{{p}}_{{\rm{t}}3}}}} \times {100 {\text{%}} } . $

式中：p_t3为燃烧室进口总压，p_t4为燃烧室出口总压.

燃烧效率η引用SAE APR1533标准^[29]进行计算：

(7) $ {\eta } = {1} - \frac{{{{\dot m}_{\rm{t}}}}}{{{{\dot m}_{\rm{f}}}}}\left(\frac{{{1}{.010\;9} \times {1}{{0}^{7}}}}{{{H_{\rm{c}}}}}{\bar w({{\rm{CO}}})} + \sum {{{\bar w}({{{\rm{C}}_x}{{\rm{H}}_y}})}} \right) . $

式中：m_f为燃料的质量流量，m_t为总质量流量， ${\bar w({{\rm{CO}}})}$为CO的平均质量分数， $\displaystyle \sum {\bar w({{\rm{C}}_{{x}}{\rm{H}}_{{y}}})}$为所有未燃碳氢的平均质量分数，H_c为燃料净热值. RP-3航空煤油的净热值参考国标GB 6357—2018^[30]，H_c = 42.8 MJ/kg.

平均综合冷却效率定义为

(8) $ {\eta _{{\text{avg}}}} = ({T_\infty } - {\bar T_{\rm{w}}})/({T_\infty } - {T_{\rm{in}}}) . $

式中： ${\bar T_{\rm{w}}}$为展向平均壁温，即沿流动方向在燃烧室壁面上做出一系列平行线段，通过计算获得的每条线段上的壁温平均值；T_∞为气膜孔附近的主流温度；T_in为气膜孔进口二次流温度.

分别对KJ-66微型涡喷发动机在最大推力的30%、50%、70% 3组不同工况下进行数值模拟，与实验结果进行对比，对应的转速n分别为70 000、89 000、100 000 r/min. 分别对比3组不同工况下的燃烧室总压损失系数，如图9所示. 结果表明，数值模拟与实验结果具有很好的吻合性，相对误差小于3%. KJ-66微型涡喷发动机的原模型数值模拟结果如下：燃烧效率为95.2%，总压损失为5.3%，燃烧室出口OTDF为0.423，对于原模型上与后文布置全覆盖气膜孔的相同区域，燃烧室外环上相同区域平均温度为1 075 K，燃烧室内环上相同区域平均温度为1 021 K.

如图10所示为KJ-66微型涡喷发动机燃烧室中心截面温度云图，如图11所示为燃烧室壁面温度云图. 可以看出，燃烧室壁面温度分布相当不均匀，局部存在高温区，且高温区主要集中在主燃孔附近以及主燃孔到冷却孔之间的区域. 这对燃烧室的使用寿命造成了很大的影响，所以对壁面采取有效的冷却措施非常必要. 针对主燃孔到冷却孔之间形成的高温区，引入全覆盖气膜冷却孔，研究实际燃烧工况下全覆盖气膜孔的冷却效果及对燃烧室性能带来的影响.

分别采取顺排S_o以及叉排S_c 2种排列方式的全覆盖气膜孔，在实际微型涡喷发动机燃烧工况下，比较不同排布方式对气膜孔冷却效果及燃烧室性能的影响.

如图12所示为内、外环上不同排布方式的平均综合冷却效率. 燃烧室内环上不同排布方式下的气膜发展过程基本上可以分为3个阶段，即初始上升阶段、平稳发展阶段和耗散阶段. 随着沿程气膜孔冷却气的不断叠加，平均综合冷却效率逐渐升高. 经历若干排气膜冷却孔后，壁面上形成了稳定连续的气膜，平均综合冷却效率趋于稳定值. 随着冷却气流与主流的不断掺混，气膜逐渐耗散，平均综合气膜冷却效率开始下降. 这与杨成凤^[12]在平板上进行的全覆盖气膜冷却流动研究所得出的结论基本一致. 外环上的气膜发展过程未表现出以上典型的流动特征，这说明外环上的气膜成型效果较差，对壁面的冷却作用明显不如内环. 无论是在燃烧室内环还是外环上，气膜孔交叉正菱形排列比顺序排列都具有更高的平均综合冷却效率，这与宋波等^[20-21]在平板上进行的气膜冷却模拟与实验得到的结果一致.

如图13所示为气膜孔中心截面温度云图，其中Z/D=0为第一排孔中心处，Z/D=a为距第一排孔中心a倍孔径处，Y/D=0为壁面上下表面，Y/D=b为距壁面b倍孔径处. 可以看出，燃烧室外环上冷却气流的贴壁效果远远不如燃烧室内环，与图12中展现的流动特征一致. 这是因为在实际燃烧工况下，顺排与叉排的外环气膜冷却吹风比都约为3.4，内环吹风比都约为1.4，燃烧室外环上气膜孔的吹风比远高于内环，导致外环二次流向主流的穿透强度过高，冷却气膜很难贴壁叠加与延伸.

燃烧室内、外环气膜冷却孔区域的壁温分布如图14、15所示. 可以看出，叉排下的壁面反而会产生更多的高温区. 对于燃烧室外环，叉排区域的平均壁温相比于原微型涡喷发动机模型相同区域从1 075 K降至1 004 K，顺排的平均壁温降至958 K. 对于燃烧室内环，叉排区域的平均壁温相比于原微型涡喷发动机模型相同区域从1 021 K降至849 K，顺排的平均壁温降至823 K. 无论是在燃烧室内环还是外环上，叉排虽然具有更高的平均综合气膜冷却效率，但是对壁面的综合降温效果不如顺排. 因为在气膜冷却孔区域后存在燃烧室冷却孔，导致压力场不是沿流动方向均匀分布. 冷却气流在射入主流后会发生偏转，朝着燃烧室后排冷却孔方向流动，在接近冷却孔附近时，由于冷却孔高速进气的阻隔，又会朝着反方向绕开冷却孔流动，如图16、17所示，这产生了与平板上复合角气膜冷却^[31-32]类似的效果.

叉排沿流动方向的气膜叠加效果弱于顺排，所以发生偏转的程度高于顺排. 由于外环部分气膜孔的正下方存在蒸发管，在实际燃烧工况中，蒸发管与燃烧室外环之间会产生局部高温火焰面（见图13）. 由于叉排的偏转程度与范围都更大，叉排进气更加容易与主流进行掺混，进而补充燃烧. 尤其是在前几排气膜孔处，叉排与主流的掺混明显高于顺排，导致叉排附近的主流温度高于顺排孔. 燃烧室内外环上叉排附近的主流温度总体比顺排高出100 K左右，这是叉排总体上综合气膜冷却效率高于顺排，但综合壁面降温效果不及顺排的原因.

燃烧室的整体评价参数如表4所示. 表中，T₁、T₂分别为燃烧室外环与内环上气膜孔区域的平均壁温. 可以看出，布置叉排与顺排气膜孔后，整体燃烧效率基本不变，都约为95.1%；总压损失系数变化不大，都约为5.2%，但是OTDF相较于原模型都略有提升. 这是因为布置气膜孔后，燃烧室后排冷却孔的进气量有所减少，导致燃烧室出口温度分布均匀性下降. 叉排的OTDF略高于顺排，这是由于叉排在侵占了部分冷却进气的同时，与主流掺混更加严重，导致局部火焰面温度提高，加剧了燃烧室出口温度分布的不均匀性. 在微型涡喷发动机上引入全覆盖气膜冷却孔，对整体流量分配进行优化改善，降低对出口温度分布的影响.

由于燃烧室外环吹风比过大，导致二次流向主流的射流强度很高，气膜贴壁性及延伸性都受到了很大的影响. 过高的射流高度会加剧与主流火焰的掺混燃烧，导致壁面附近的主流温度升高，从而影响了综合冷却效率. 针对该情况，设计扩张型气膜冷却孔，目的是降低气膜冷却孔进出口压差，降低二次流射流速度和射流高度，以达到加强壁面气膜冷却的效果. 比较不同出口直径的扩张孔结构对气膜冷却效果及燃烧室整体性能的影响.

外环不同扩张孔模型的平均综合气膜冷却效率如图18所示. 燃烧室内、外环上不同扩张孔模型的气膜流动基本上都满足典型的流动特征，即初始上升阶段、平稳发展阶段及耗散阶段. 从图18可以看出，扩张孔S₃的平均综合冷却效率最高，S₂次之，S₁最低，且平稳发展段的平均综合冷却效率都高于未扩孔模型S_o. 如图19所示为气膜孔中心截面的温度云图，如图20所示为燃烧室外环气膜孔区域壁面的温度云图. S₁、S₂、S₃模型外环气膜孔区域的平均壁温分别为906、823和776 K. 结果表明，随着扩张孔出口孔径的增大，冷却气膜沿流向的延展能力不断增强，形成的气膜更加均匀有效，壁面上的高温区随之减少，对壁面的降温幅度相应增大. 由于后排冷却孔的影响，二次流射入主流会发生偏转，产生类似复合角气膜孔的效果，使得展向气膜的均匀性增强，提升了冷却效果，且靠近燃烧室后排冷却孔位置的降温幅度最大.

3种模型的外环吹风比分别为2.5、2.1和1.9，这表明扩张孔出口孔径越大，吹风比越小，二次流向主流的穿透强度越小，得到的气膜贴壁效果越理想. 如图19所示，在前几排气膜孔附近，二次流与主流火焰掺混燃烧的程度随着出口孔径的增大而逐渐降低，相应的高温火焰面面积不断减小，气膜孔附近的主流温度随之降低. 随着出口孔径的增大，扩张气膜孔的进气量相应增大，在气膜进入耗散段时，与主燃的掺混愈发明显，后几排附近的高温火焰面面积随之扩大.

如表5所示为燃烧室整体评价参数. 表中，T₃为燃烧室外环上扩张型气膜孔区域的平均壁温. S₁、S₂模型的燃烧效率与未扩孔模型S_o相差不大，都约为95.2%；S₃模型的燃烧效率略微下降，约为94.8%. 这是因为气膜孔进气质量流量占比过大，主燃孔和掺混孔进气量相应减少，导致燃烧充分性降低，燃烧效率略有下降. 燃烧室整体总压损失基本不变，都约为5.2%. S₁、S₂、S₃ 3个模型的OTDF分别为0.47、0.49、0.50，相比于S_o模型都有增加，且随着出口孔径的增大而增大. 这是由于气膜孔进气占比不断增加，致使燃烧室后排冷却孔进气量相应减少，导致燃烧室出口温度分布变差.

（1）全覆盖气膜冷却在实际燃烧工况下对微型涡喷发动机燃烧室壁面有着很好的冷却效果，最高降温幅度可达200 K. 燃烧室外环上的全覆盖气膜冷却吹风比远大于内环，导致外环气膜的冷却效果不如内环.

（2）由于气膜冷却孔区域后存在燃烧室冷却孔，导致冷却气流在射入主流后会发生偏转，这产生了与平板上复合角气膜冷却的相似效果，致使展向气膜覆盖性与均匀性得到提升，增强了气膜冷却效果.

（3）针对微型涡喷发动机模型的实际燃烧工况，叉排更容易与主流进行掺混燃烧，致使叉排虽然总体上平均综合气膜冷却效率高于顺排，但壁面的综合降温效果不及顺排. 燃烧室出口的OTDF都有所增大，其中顺排小于叉排，燃烧室的其他性能变化不大.

（4）扩张型气膜孔可以有效地改善燃烧室外环的气膜冷却效果，气膜的均匀性和贴壁性都得到了很好的提升，壁面最高降温幅度可达300 K. 随着气膜孔出口直径的增大，平均综合冷却效率及壁面降温幅度相应增大. 出口直径的增大会导致气膜孔侵占更多的主燃孔及冷却孔进气，燃烧室出口OTDF随之增加，对燃烧室的其他性能影响不大.

整体而言，在微型涡喷发动机上引入全覆盖气膜冷却孔，可以在实际燃烧工况下对燃烧室壁面产生很好的冷却作用，采用扩张型气膜孔可以有效地改善燃烧室外环的气膜冷却效果. 全覆盖气膜孔的引入需要对整体流量分配进行优化改善，以降低对出口温度分布的影响，对燃烧室的其他性能影响不大.