王永生 林峰/中國科學(xué)院先進(jìn)能源動力重點實驗室（工程熱物理研究所）

1.5MW緊湊式單軸多級離心壓氣機設(shè)計*

王永生 林峰/中國科學(xué)院先進(jìn)能源動力重點實驗室（工程熱物理研究所）

0　前言

離心壓氣機通常用于渦輪增壓器、小功率燃?xì)廨啓C及過程工業(yè)當(dāng)中。其中多級離心壓氣機主要服務(wù)于過程工業(yè)，采用空氣、氮氣、制冷劑或任何工業(yè)中可能應(yīng)用到的工質(zhì)。從結(jié)構(gòu)形式上來講，多級離心壓氣機可分為單軸式（In-line）和多軸式（Gear-type）兩種。由于涵蓋低、中、高流量系數(shù)離心壓氣機，包含進(jìn)口導(dǎo)葉、葉輪、擴壓器、蝸殼、彎管、回流器等各部件，涉及級數(shù)、功率及壓比分配、級間冷卻、控制、潤滑和密封等問題，多級離心壓氣機的設(shè)計難度大大提升。相對單級離心壓氣機，多級離心壓氣機的設(shè)計需要考慮的因素更多［1］。例如：對于多級離心壓氣機，為控制整個機組的尺寸，各級離心壓氣機軸向長度通常受到限制。為減小多級離心壓氣機整機的軸向距離，可在缸體外采用懸臂型半開式葉輪完成第一級的設(shè)計，壓比相對后級而言較高，隨后的氣體增壓過程由缸體內(nèi)后幾級含閉式葉輪的離心壓氣機完成。這種結(jié)構(gòu)布置的優(yōu)點為：相對全部級采用閉式葉輪設(shè)計的整機而言，軸向尺寸大大降低。多級離心壓氣機各級主要應(yīng)用閉式葉輪，由于應(yīng)力的限制，葉輪出口線速度通常限制在350m/s以下［2］。相比于單級離心壓氣機，多級離心壓氣機各級的輪轂直徑更大，主要考慮轉(zhuǎn)子動力學(xué)問題。同時，多級離心壓氣機的設(shè)計還涉及到各級總壓比和功率分配問題，以及整個機組的復(fù)雜結(jié)構(gòu)設(shè)計等等一系列因素。

到目前為止，國外具備多級離心壓氣機設(shè)計及制造能力的廠家較多，而在我國相關(guān)領(lǐng)域還處在剛剛起步階段。由于各廠家將多級離心壓氣機技術(shù)視為公司機密，很少能夠在公開發(fā)表的資料中找到具體的設(shè)計參數(shù)［3-7］。并且，每個生產(chǎn)商均有自己的設(shè)計參數(shù)選值范圍，較單級離心壓氣機而言，多級離心壓氣機設(shè)計較難形成可供參考的經(jīng)驗參數(shù)值。值得一提的是，從20世紀(jì)70年代開始，我國沈鼓集團先后從國外引進(jìn)了MCL、BCL、PCL、DH、VK型離心壓氣機等12項先進(jìn)設(shè)計與制造技術(shù)，通過消化和技術(shù)創(chuàng)新后，具備一定的多級離心壓氣機設(shè)計與制造能力［8］。因此，在這樣的一個背景下，很有必要加大對多級離心壓氣機相關(guān)設(shè)計及內(nèi)部流動機理研究，力求為企業(yè)界提供有力的技術(shù)支持。

基于課題組開發(fā)的離心壓氣機氣動設(shè)計程序，依托企業(yè)具體的工程項目，本文設(shè)計了一款1.5 MW、總壓比為12的緊湊式單軸多級離心壓氣機。從中掌握和積累多級離心壓氣機設(shè)計的關(guān)鍵技術(shù)，力爭為工業(yè)界相關(guān)產(chǎn)品研發(fā)及優(yōu)化提供技術(shù)支持。

1　設(shè)計過程

設(shè)計參數(shù)如下：整級總壓比12，轉(zhuǎn)速小于15 000r/min，功率1.5MW，工作介質(zhì)為空氣，設(shè)計工況下需具有較高的效率，在滿足以上要求的前提下，最大程度上降低機組的整體尺寸。

按照設(shè)計指標(biāo)和要求，首先需要計算該多級離心壓氣機的質(zhì)量流量，然后選定級數(shù)和分配各級功率及總壓比。在以上主要參數(shù)確定后，評估傳遞所需扭矩時軸的最小直徑，并以此選取各級離心壓氣機輪轂直徑的下限值。結(jié)構(gòu)上采用單軸連接、“背靠背”布置方式相互平衡部分軸向力，其余的軸向力由平衡盤來承受。由于氣體在逐級增壓過程中溫度不斷上升，勢必導(dǎo)致離心壓氣機耗功增大，因此，需要使用中間冷卻器降低氣體溫度，從而減小功耗，提升效率。最終設(shè)計方案為：采用單軸驅(qū)動10級閉式葉輪來完成本設(shè)計。1～5級離心壓氣機與6～10級離心壓氣機“背靠背”布置，高溫氣體從第5級離心壓氣機出口流出，進(jìn)入中間冷卻器進(jìn)行降溫，隨后流向第6級離心壓氣機進(jìn)口。10級離心壓氣機進(jìn)口流量系數(shù)［9］、總壓比和級出口總溫分布趨勢如圖1所示。從中可以看出：進(jìn)口流量系數(shù)和總壓比逐級降低，由于中冷器的降溫效果，5，6級離心壓氣機之間出口溫度陡降。各級進(jìn)口流量系數(shù)值均位于離心壓氣機類型的范圍之內(nèi)，況且機組要求尺寸最小化，因此，本文選取多級離心壓氣機而非多級軸流壓氣機來完成設(shè)計是合理的。

1.1級數(shù)選擇

多級離心壓氣機級數(shù)的選取至關(guān)重要，直接影響著各級分配的壓比是否合理：級數(shù)少，各級壓比很難保證；級數(shù)過多會造成成本提高等一系列問題。本文初步設(shè)定整個多級離心壓氣機的絕熱效率，結(jié)合給定的輸入功率值，計算質(zhì)量流量。不斷調(diào)整葉輪出口直徑，將比轉(zhuǎn)速控制在效率最優(yōu)的范圍內(nèi)。同時，結(jié)合進(jìn)口流量系數(shù)（0.01～0.15間，懸掛式離心葉輪除外，其值可大于0.15）和閉式葉輪出口線速度的限制，確定離心壓氣機的轉(zhuǎn)速。最終，根據(jù)所掌握的經(jīng)驗公式計算出級數(shù)。

1.2各級功率和總壓比分配

首先根據(jù)等功率原則給各級分配功率，并進(jìn)行相應(yīng)的總壓比計算，結(jié)果顯示后5級進(jìn)口流量系數(shù)較低，難以達(dá)到所分配的總壓比。因此，在保證滿足設(shè)計要求的前提下，降低后幾級離心壓氣機的單級總壓比，相應(yīng)的功耗也隨之降低，將多余的輸入功平均分配給前5級。第6級進(jìn)口總壓和總溫的計算需將5～6級間中冷器的冷卻降壓影響考慮在內(nèi)。

1.3軸最小直徑計算

在各級離心壓氣機初步設(shè)計之前，需要確定整個轉(zhuǎn)動實心軸的最小直徑，這樣不僅保證將來機組的安全運行，而且有助于設(shè)定各級離心壓氣機輪轂直徑的下限值。按扭轉(zhuǎn)強度和剛度公式分別估算軸徑，如式（1）和（2）所示［10］：

其中，d為軸端直徑，mm；T為軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩，N.m（9 550P/n）；P為軸所傳遞的功率，kW；n為軸的工作轉(zhuǎn)速，r/min；τp為許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa；φp為許用扭轉(zhuǎn)角，（°）/m；A，B為系數(shù)。

根據(jù)以上兩式計算所得的最大值，設(shè)定轉(zhuǎn)軸直徑，該值需滿足多級離心壓氣機軸徑的經(jīng)驗取值范圍。一般來說，為滿足轉(zhuǎn)子動力學(xué)要求，相對單級離心壓氣機而言，多級離心壓氣機軸徑取值較大，通常為0.35～0.41倍的葉輪外徑［11］。

2　設(shè)計結(jié)果

多級離心壓氣機中靠后的幾級，由于氣體壓力高、密度大、體積流量小、流道狹窄，導(dǎo)致摩擦損失在整個離心壓氣機級損失的比重大，效率相對較低。因此，為了盡可能的降低后5級離心壓氣機的損失，采用降低葉輪出口直徑，縮短氣體在流道中的流程，同時調(diào)整輪轂直徑的方法，使得各級比轉(zhuǎn)速在效率最優(yōu)的范圍之內(nèi)，從而最大程度上降低摩擦損失?；谧灾鏖_發(fā)的離心壓氣機氣動設(shè)計程序，最終設(shè)計得到如圖2所示的多級離心壓氣機。各級離心壓氣機由葉輪、無葉擴壓器、彎管和回流器組成，第5級無葉擴壓器出口帶蝸殼，氣體流向中冷器，溫度和壓力降低；第10級無葉擴壓器后部帶有另外一個蝸殼收集最終產(chǎn)生的高壓氣體，通過管道將經(jīng)過多級離心壓氣機加壓的氣體輸送給用戶或作為高壓氣源發(fā)揮相應(yīng)的作用。5～6級間軸上采用梳齒密封，防止氣體的軸向竄動。由于是單軸驅(qū)動，10級離心壓氣機旋轉(zhuǎn)方向一致，但“背靠背”式的布局結(jié)構(gòu)令前后5級離心壓氣機的軸向力方向相反，可相互抵消一部分軸向力，其余軸向力由軸上安裝的平衡盤來承受。

1～10級離心壓氣機的總壓比逐級降低，使得葉輪出口安裝角度也逐級降低，如圖3所示。級軸向長度隨級數(shù)增多而逐漸變小，如圖4所示。同樣，葉輪葉片數(shù)隨級數(shù)變大也降低，但為滿足第10級的總壓比要求，適當(dāng)增大了其葉輪葉片數(shù)，如圖5所示。

3　全三維數(shù)值模擬結(jié)果

由于無法直接整體模擬帶中冷器的多級離心壓氣機，因此對所研發(fā)的10級離心壓氣機采用分段模擬的手段。前5級和后5級離心壓氣機單獨進(jìn)行數(shù)值模擬，從第5級離心壓氣機出口讀取流場信息數(shù)據(jù)，考慮中冷器的影響效果后，將新的氣動參數(shù)作為進(jìn)口條件賦給第6級離心壓氣機。后5級數(shù)值模擬的進(jìn)口條件取決于前5級離心壓氣機的模擬結(jié)果。另外，分段模擬還具備分別評估前后5級離心壓氣機性能的優(yōu)勢。

3.1數(shù)值方法

三維流場計算求解定常三維雷諾平均N-S方程，采用S-A模型，有限體積中心離散方法，空間項的離散采用中心差分格式，時間項采用四階Runge-Kutta方法迭代求解，并采用多重網(wǎng)格技術(shù)加速收斂。邊界條件：進(jìn)口給定總壓、總溫及氣流角度，通過調(diào)節(jié)出口背壓改變離心壓氣機工況［12］。后5級離心壓氣機數(shù)值模擬時，為匹配前5級的計算，設(shè)定出口邊界條件為質(zhì)量流量出口。不同工況下，進(jìn)口總溫恒定，進(jìn)口總壓計算由第5級離心壓氣機出口總壓減去中冷器的壓損后決定。除葉輪、葉輪機匣和輪轂面為轉(zhuǎn)動部件外，其余均為靜止部件。

為節(jié)省計算時間，采用單流動通道進(jìn)行數(shù)值模擬。網(wǎng)格劃分采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格及多塊網(wǎng)格分區(qū)技術(shù)，最終前5級離心壓氣機單通道網(wǎng)格節(jié)點數(shù)為217萬，后5級離心壓氣機單通道網(wǎng)格節(jié)點數(shù)為216萬。圖6顯示了前5級離心壓氣機單通道的三維計算網(wǎng)格。

3.2計算結(jié)果及分析

采用如上所述數(shù)值方法，首先校核設(shè)計工況下多級離心壓氣機的性能參數(shù)，在確認(rèn)滿足各項設(shè)計指標(biāo)后，繼續(xù)計算并提供不同轉(zhuǎn)速下的特性線分布圖，評估該多級離心壓氣機的整體性能。計算結(jié)果顯示：在設(shè)計工況下，質(zhì)量流量3.51kg/s，10級離心壓氣機的總壓比為12.24，絕熱效率為76.8％。其中，總壓比大于設(shè)計指標(biāo)，絕熱效率值對10級離心壓氣機而言，提升的空間已不大。一般來說，單軸6或7級多級離心壓氣機的效率可能超過80％，級數(shù)再增加后，效率下降較快，通常低于80％。

圖7～圖9分別為前5級、后5級和整個10級離心壓氣機在不同轉(zhuǎn)速下的特性線分布圖。從圖中可以明顯看出：后5級離心壓氣機在不同轉(zhuǎn)速下，有效工作范圍均窄于前5級，這是由于在同樣質(zhì)量流量下，后級離心壓氣機內(nèi)的氣體密度大于前級，當(dāng)級體積流量變小時，后級的體積流量降低的更快，使得后級首先發(fā)生失速；當(dāng)體積流量增大時，壓力升值很小，級內(nèi)流動損失使氣體溫度上升，會出現(xiàn)后級的氣體密度小于前級的現(xiàn)象，這就使得后級首先發(fā)生堵塞，我們得到的數(shù)值模擬結(jié)果也正是如此。因此，會出現(xiàn)后5級離心壓氣機的有效工作范圍相對前5級而言較窄。況且，所設(shè)計的多級離心壓氣機帶有中冷器，氣體分別通過前后5級離心壓氣機時，溫度變化差異不大，然而壓力卻始終逐級增大。因此，后5級離心壓氣機中的體積流量更小，更容易進(jìn)入失速工況。

從特性線分布上來看，本文研發(fā)的10級離心壓氣機在設(shè)計工況下滿足設(shè)計要求，設(shè)計轉(zhuǎn)速下，由于受制于后幾級壓氣機（如前文所述），失速裕度僅為8.6％（（mdesign-mstall）/mdesign×100％），仍需進(jìn)一步優(yōu)化；堵塞裕度為33％（（mchoke-mdesign）/mdesign× 100％）。設(shè)計工況下，前5級離心壓氣機總壓比為4.61，絕熱效率為76.4％；后5級離心壓氣機總壓比為2.86，絕熱效率為76.24％。對于主要運行在設(shè)計工況下的多級離心壓氣機而言，該有效工作范圍可以滿足其運行要求。

由于該多級離心壓氣機在實際運行時，主要在設(shè)計工況下工作。因此，很有必要分析此工況下離心壓氣機內(nèi)部流場分布狀況。圖10顯示的是設(shè)計工況下，前5級離心壓氣機子午面上的靜壓分布云圖。我們可以看出：靜壓值逐級增大，分布均勻合理。圖11為前5級離心壓氣機子午面上的才熵增分布云圖。由于后級離心壓氣機較前級而言，氣體密度大、體積流量小，流動通道往往狹窄，使得流動損失與前級相比較大，因此，熵值在逐級增大。圖12為前5級離心壓氣機子午面圖上流線分布，未發(fā)現(xiàn)流線偏移現(xiàn)象，即沒有回流現(xiàn)象發(fā)生，表明所得到的設(shè)計結(jié)果合理。

除轉(zhuǎn)動部件葉輪和高流動損失部件無葉擴壓器外，回流器內(nèi)的流動狀況也同樣十分重要。圖13為1～4級離心壓氣機回流器50％葉高絕對馬赫數(shù)分布云圖，可以明顯看出在第1級離心壓氣機回流器內(nèi)吸力面?zhèn)却嬖谝粋€低能流體區(qū)域，同樣現(xiàn)象在第2級離心壓氣機回流器內(nèi)也存在，但區(qū)域范圍并未像第1級內(nèi)那么大，第3級和第4級回流器內(nèi)同樣存在低能流體區(qū)域，存在位置有所不同，主要靠近壓力面?zhèn)?，在?級內(nèi)低能流體幾乎占據(jù)了整個流動通道。檢查各級回流器內(nèi)50％葉高的速度矢量圖，尤其是存在低能流體的區(qū)域，均未發(fā)現(xiàn)氣流分離或回流現(xiàn)象，可基本證明在圖13中發(fā)現(xiàn)的低能流體區(qū)域并未對離心壓氣機的流場造成很大的影響，在不影響設(shè)計工況下離心壓氣機的性能前提下可不必深究。

圖14～圖16分別給出了后5級離心壓氣機子午面上的靜壓、熵增和流線分布圖。其中，靜壓和熵值分布趨勢與前5級相似，而在流線分布圖中發(fā)現(xiàn)：在各級回流器葉片進(jìn)口輪盤側(cè)，均存在回流區(qū)域，針對該部分區(qū)域的回流問題，可通過調(diào)整彎道輪盤和輪蓋型線進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計解決。在圖17顯示的6～9級回流器50％葉高絕對馬赫數(shù)分布云圖中同樣存在低能流體，在相應(yīng)的速度矢量分布圖上未發(fā)現(xiàn)分離或回流現(xiàn)象，究其原因為：在6～9級中存在較高的氣體逆壓梯度，后級相對前級而言壓力更高，流體動能降低更快，因此造成在從第6級到第9級的回流器內(nèi)，低馬赫數(shù)區(qū)域范圍逐級增大，但均未出現(xiàn)流體動能低到無法克服逆壓梯度出現(xiàn)氣流分離的情況。

因此，從設(shè)計工況下多級離心壓氣機內(nèi)部流場分析來看，本文設(shè)計的單軸多級離心壓氣機合理，性能參數(shù)均滿足各項設(shè)計指標(biāo)，除后5級回流器葉片進(jìn)口輪盤側(cè)存在小范圍的回流區(qū)域外，整個多級離心壓氣機內(nèi)部流動狀況良好。若要進(jìn)一步提升該離心壓氣機級的性能，可針對單獨部件進(jìn)行級環(huán)境下的優(yōu)化設(shè)計。

4　結(jié)論

基于自主開發(fā)的離心壓氣機氣動設(shè)計程序，結(jié)合實際工程需求，本文開展了一款1.5MW、總壓比為12的緊湊式單軸多級離心壓氣機設(shè)計，采用單軸驅(qū)動10級閉式離心壓氣機，前后5級離心壓氣機“背靠背”結(jié)構(gòu)布置。

全三維數(shù)值模擬分析結(jié)果顯示：設(shè)計工況下，10級離心壓氣機的總壓比為12.24，絕熱效率為75.4％，內(nèi)部流場分布狀況良好；設(shè)計轉(zhuǎn)速下，失速裕度為8.6％，堵塞裕度為33％。對于主要運行在設(shè)計工況下的多級離心壓氣機而言，所得到的各項性能參數(shù)均滿足設(shè)計要求。

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■利用自主開發(fā)的離心壓氣機氣動設(shè)計程序，遵循效率最優(yōu)和尺寸最小化原則，研發(fā)了一款1.5 MW、總壓比為12的緊湊式單軸多級離心壓氣機。該多級離心壓氣機由單軸驅(qū)動10級閉式離心壓氣機，其中前后5級離心壓氣機采用“背靠背”結(jié)構(gòu)布置相互抵消部分軸向力。通過全三維數(shù)值模擬整體評估了該多級離心壓氣機的性能，結(jié)果表明：設(shè)計工況下，10級離心壓氣機的總壓比為12.24，絕熱效率為75.4％，內(nèi)部流動狀況良好；設(shè)計轉(zhuǎn)速下，失速裕度為8.6％，堵塞裕度為33％。各項性能指標(biāo)表明所研發(fā)的多級離心壓氣機性能滿足設(shè)計要求。

■多級離心壓氣機；單軸；氣動設(shè)計

Design of a 1.5MW Com pact Single ShaftMultistage CentrifugalCompressor

Wang Yong-sheng，Lin Feng/Key Laboratory of Advanced Energy and Power，Institute of Engineering Thermophysics，Chinese AcademyofSciences

Based on an in-house aerodynamic design program，a multistage centrifugal compressorwith the power consumption of 1.5 MW and the total pressure ratio of 12 was designed to satisfy the need of a practical project.In order to achieve maximum efficiency and minimum size，ten centrifugal compressor stages with shrouded impellers were developed and driven by one shaft.The firstand last five stages adopted back-to-back structure layout to balance part of the axial aerodynamic force.Numerical simulations were carried out to evaluate the performance of this multistage centrifugal compressor.At design point，the totalpressure ratiowas12.24 and the adiabatic efficiency was 75.4％.The flow situation within the entire stage was satisfactory.The stallmargin and chokemargin at design speed were 8.6％and 33％，respectively.Overall，the design here fulfilled theexpectations.

multistage centrifugal compressor，singleshaft，aerodynamic design

TH452

A

1006-8155（2016）04-0038-07

10.16492/j.fjjs.2016.04.0064

*國家基金：國家自然科學(xué)基金青年基金項目51506195

2016-03-21北京100190