程 強(qiáng) 劉 艷 顧云開 譚佳健 王 楊

（1.大連理工大學(xué)能源與動(dòng)力學(xué)院；2.沈陽鼓風(fēng)機(jī)集團(tuán)股份有限公司；3.大連透平機(jī)械技術(shù)發(fā)展有限公司）

0 引言

隨著能源和污染問題的日益嚴(yán)重，氫燃料電池汽車開始逐漸取代燃油車。開發(fā)新型能源汽車逐漸成為各國企業(yè)和研究機(jī)構(gòu)的關(guān)注重點(diǎn)[1]。目前氫燃料電池汽車主要以質(zhì)子交換膜燃料電池為驅(qū)動(dòng)電源[2]，其工作原理是氫氣和氧氣反應(yīng)生成水，實(shí)現(xiàn)了排放無污染。另外由于其在反應(yīng)中不受卡諾循環(huán)限制，試驗(yàn)證明效率可達(dá)60%[3-4]。被認(rèn)為是未來汽車的最主要?jiǎng)恿υ粗??？諝鈮嚎s機(jī)是燃料電池空氣供應(yīng)系統(tǒng)的重要部件，其性能直接影響燃料電池的整體效率和功率密度[5]。因此開發(fā)適用于車載工作環(huán)境的小型化、寬工況的壓縮機(jī)有著重要意義[4-6]。

離心壓縮機(jī)具有結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、效率高等優(yōu)點(diǎn)[7]，被認(rèn)為是未來燃料電池壓縮機(jī)最可能的應(yīng)用方向。目前國外內(nèi)已有相關(guān)研究。美國Honeywell公司研發(fā)了轉(zhuǎn)速110000r/min、流量0.1kg/s、壓比為3 的燃料電池用高速離心壓縮機(jī)[8]，韓國、日本等國汽車廠商也開始了燃料電池專用離心壓縮機(jī)的研發(fā)[9-10]。同濟(jì)大學(xué)實(shí)現(xiàn)了首個(gè)國內(nèi)離心壓縮機(jī)80000r/min穩(wěn)定運(yùn)行，并成功應(yīng)用于65kW的燃料電池堆[11]。任天明等設(shè)計(jì)了采用水潤滑軸承的燃料電池離心壓縮機(jī)[12]。張良、展慶等采用不同方法對燃料電池離心壓縮機(jī)葉輪進(jìn)行了優(yōu)化，提高了葉輪等熵效率[13,14]。近年來國內(nèi)相關(guān)研究逐漸增多，技術(shù)水平顯著提高。

本文擬設(shè)計(jì)一臺適用于燃料電池系統(tǒng)的離心壓縮機(jī)，并搭建離心壓縮機(jī)性能試驗(yàn)臺，對所設(shè)計(jì)的壓縮機(jī)樣機(jī)進(jìn)行試驗(yàn)，驗(yàn)證設(shè)計(jì)結(jié)果的可靠性。

1 燃料電池離心壓縮機(jī)設(shè)計(jì)

1.1 整體設(shè)計(jì)思路

本文離心壓縮機(jī)整體結(jié)構(gòu)采用兩級串聯(lián)形式，空氣軸承位于電機(jī)轉(zhuǎn)子兩側(cè)，兩級壓縮機(jī)背靠背布置于軸承兩端。此結(jié)構(gòu)能夠平衡軸向推力，減小軸承損壞，同時(shí)使結(jié)構(gòu)更為緊湊，符合小型化要求。圖1為壓縮機(jī)總體布置模型。

圖1 壓縮機(jī)整體布置方案[15]Fig.1 Overall arrangement scheme of compressor[15]

在進(jìn)行壓縮機(jī)設(shè)計(jì)前，需要對兩級壓縮機(jī)壓比進(jìn)行分配，使壓縮機(jī)性能達(dá)到預(yù)期要求，本文壓縮機(jī)總壓比為2.5，考慮到數(shù)值模擬誤差，將總壓比定為2.55，根據(jù)圖2兩級離心壓縮機(jī)壓比分配圖[16]，確定第一級壓比為1.7，第二級壓比為1.5。

圖2 兩級壓縮機(jī)壓比分配[16]Fig.2 Pressure ratio distribution of two-stage compressor[16]

得到葉輪壓比后，根據(jù)設(shè)計(jì)目標(biāo)，首先進(jìn)行葉輪一維設(shè)計(jì)，確定葉輪關(guān)鍵參數(shù)，其次構(gòu)建三維模型并進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，分析葉輪性能，得到滿足要求的壓縮機(jī)。表1為葉輪設(shè)計(jì)參數(shù)。

表1 葉輪設(shè)計(jì)參數(shù)Tab.1 Design parameters of first stage impeller

1.2 壓縮機(jī)一維設(shè)計(jì)

本文采用Concepts NREC 軟件進(jìn)行一維設(shè)計(jì)，為提高壓縮機(jī)性能，降低葉輪進(jìn)口馬赫數(shù)，根據(jù)壓縮機(jī)設(shè)計(jì)原理[17]，確定第一級葉輪轂徑比為0.18，第二級葉輪轂徑比為0.19，給定沖角為0°，兩級葉輪均選取后彎型半開式葉輪，為增大葉輪工況范圍，擴(kuò)壓器采用無葉擴(kuò)壓器，表2為一維設(shè)計(jì)結(jié)果，其中D1h為葉輪進(jìn)口Hub側(cè)直徑，D1s為葉輪進(jìn)口Shroud 側(cè)直徑。圖3、圖4 為兩級葉輪子午流道及三維模型。

圖4 第二級葉輪結(jié)構(gòu)Fig.4 The structure of second stage impeller

表2 一維設(shè)計(jì)結(jié)果Tab.2 One-dimensional design result

2 計(jì)算結(jié)果分析

2.1 第一級葉輪計(jì)算結(jié)果分析

本文數(shù)值計(jì)算采用Numeca 軟件中的Fine/Turbo 模塊，通過求解三維RANS方程進(jìn)行葉輪的性能分析。圖5給出了第一級葉輪與擴(kuò)壓器模型單通道網(wǎng)格，進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證后確定網(wǎng)格總數(shù)67萬。仿真中給定葉輪轉(zhuǎn)速，工質(zhì)為理想空氣，進(jìn)口邊界條件給定總溫、總壓，出口給定質(zhì)量流量，湍流模型選取S-A模型，壁面設(shè)置固壁無滑移邊界條件，絕熱壁面，并給定計(jì)算初場進(jìn)行單通道計(jì)算，為保證計(jì)算順利進(jìn)行，需關(guān)注全局殘差收斂曲線，并對出口流量、壓力進(jìn)行檢測。

圖5 第一級單通道網(wǎng)格Fig.5 Single-channel grid of first stage

圖6 為葉輪子午面靜壓和單通道靜壓分布，從圖6（a）可知，氣流在葉輪軸向進(jìn)氣段壓力最低且分布均勻。進(jìn)入葉輪后氣流受到高速旋轉(zhuǎn)葉輪的壓縮，壓力沿徑向逐漸增大，隨后氣流進(jìn)入無葉擴(kuò)壓器繼續(xù)增壓，達(dá)到整個(gè)流場的最大值，完成整個(gè)流動(dòng)過程。從圖6（b）可知，葉片前緣存在小部分低壓區(qū)，主要分布在50%～90%葉高位置，原因主要是由于葉片抽吸作用干擾了氣體的穩(wěn)定流動(dòng)。從數(shù)值上看，出口處氣體壓力達(dá)到0.17MPa，滿足了設(shè)計(jì)要求。

圖6 葉輪壓力分布Fig.6 Impeller pressure distribution

圖7 為葉輪不同葉高馬赫數(shù)分布，從圖中可知，葉輪進(jìn)口處存在低速區(qū)，10%葉高處低速區(qū)較大，這是由于葉片彎扭和葉片對氣體擴(kuò)壓造成的，沿葉高方向低速區(qū)逐漸減小。在90%葉高處由于受到葉頂間隙影響產(chǎn)生較大低速區(qū)，氣體沿葉高方向徑向遷移也對低速區(qū)形成起了促進(jìn)作用。整體來看，葉輪內(nèi)流場馬赫數(shù)沿徑向成增大趨勢，在葉輪內(nèi)部無激波產(chǎn)生，滿足氣動(dòng)要求。

圖7 不同葉高馬赫數(shù)分布Fig.7 Mach number distribution of different blade heights

為了分析第一級葉輪性能，對其進(jìn)行不同轉(zhuǎn)速下變工況計(jì)算，圖8 為性能曲線，圖中效率為無量綱相對值，定義式如下。

其中ηdes為設(shè)計(jì)點(diǎn)等熵效率，ηi為任意點(diǎn)等熵效率。

由圖8（a）可知，葉輪設(shè)計(jì)點(diǎn)流量為0.125kg/s，總壓比為1.8，同一轉(zhuǎn)速下，氣體流量減小，葉輪壓比逐漸增大。轉(zhuǎn)速減小，葉輪總壓比呈減小趨勢，說明轉(zhuǎn)速對葉輪壓比產(chǎn)生了重要影響，轉(zhuǎn)速越低，壓縮機(jī)對氣體做功減小，壓比越低。由圖8（b）可知，在同一轉(zhuǎn)速下，當(dāng)流量增大，葉輪效率先增大后減小。不同轉(zhuǎn)速下，葉輪最高效率點(diǎn)相差不多，當(dāng)轉(zhuǎn)速減小，葉輪最高效率點(diǎn)偏向小流量工況，葉輪穩(wěn)定運(yùn)行區(qū)間范圍也減小，這是由于本文葉輪為中等流量系數(shù)葉輪，當(dāng)葉輪機(jī)器馬赫數(shù)Mau變小后曲線左移，由于摩擦損失和擴(kuò)壓損失減小，最高效率會少量增加，當(dāng)Mau減小到一定值后，分離損失占優(yōu)，最高效率則會下降。設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下，雖然設(shè)計(jì)點(diǎn)效率不是該轉(zhuǎn)速下最高效率點(diǎn)，但其與最高點(diǎn)相差較小，因此認(rèn)為葉輪滿足了設(shè)計(jì)要求。

圖8 第一級性能曲線Fig.8 Performance curve of first stage

2.2 第二級結(jié)果分析

與第一級數(shù)值模擬過程類似，對第二級進(jìn)行數(shù)值計(jì)算。圖9為單通道網(wǎng)格，網(wǎng)格總數(shù)92萬，以第一級出口參數(shù)為計(jì)算初場，考慮管路損失，預(yù)估損失系數(shù)為0.95，其余條件與第一級一致，后續(xù)計(jì)算對損失系數(shù)進(jìn)行驗(yàn)證，結(jié)果表明預(yù)估值給定合理。

圖9 第二級單通道網(wǎng)格Fig.9 Single-channel grid of second stage

圖10、圖11 為第二級流場靜壓和不同葉高馬赫數(shù)分布，由圖10 可知，同第一級類似，葉輪進(jìn)口存在低壓區(qū)，沿徑向靜壓逐漸升高。從數(shù)值上看最大靜壓為0.25MPa。由圖11 可知，由于第二級葉輪進(jìn)口溫度較高，當(dāng)?shù)匾羲佥^大，使得第二級流場內(nèi)部空氣相對馬赫數(shù)較小，在整個(gè)葉輪流道內(nèi)沒有明顯的激波區(qū)域。

圖10 第二級單通道靜壓分布Fig.10 Single channel static pressure of second stage

圖11 不同葉高馬赫數(shù)分布Fig.11 Mach number of different blade heights

對第二級進(jìn)行變工況計(jì)算，結(jié)果如圖12 所示。在設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下壓比為1.53，變工況下最高效率值與設(shè)計(jì)點(diǎn)效率相差不大，葉輪穩(wěn)定工況區(qū)域較大，滿足了初始設(shè)計(jì)要求。

圖12 第二級葉輪性能曲線Fig.12 Performance curve of the second stage blade

2.3 整機(jī)結(jié)果分析

為了得到兩級離心壓縮機(jī)氣動(dòng)性能，檢驗(yàn)兩級葉輪匹配性[18]，建立兩級計(jì)算模型，如圖13所示。對模型進(jìn)行數(shù)值分析，由于蝸殼的非對稱性，葉輪采用全通道計(jì)算，取0.8、0.9、1.0倍設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速進(jìn)行變工況計(jì)算，結(jié)果如圖14所示。在設(shè)計(jì)工況點(diǎn)，壓縮機(jī)總壓比2.54，達(dá)到了設(shè)計(jì)值，滿足了設(shè)計(jì)要求。

圖13 雙級壓縮機(jī)模型Fig.13 View of two-stage compressor

圖14 整機(jī)計(jì)算結(jié)果Fig.14 Calcuation result of the entire compressor

3 離心壓縮機(jī)性能試驗(yàn)

3.1 實(shí)驗(yàn)臺架

離心壓縮機(jī)在實(shí)際運(yùn)行中，進(jìn)氣壓力、溫度與數(shù)值模擬可能存在差異，且計(jì)算中會對模型進(jìn)行簡化或其他處理，因此計(jì)算結(jié)果并不能完全模擬氣體流動(dòng)的真實(shí)情況，需進(jìn)行樣機(jī)性能試驗(yàn)，驗(yàn)證計(jì)算結(jié)果的可靠性。

依靠試驗(yàn)室現(xiàn)有資源，搭建了離心壓縮機(jī)性能試驗(yàn)臺，圖15為試驗(yàn)系統(tǒng)布置圖，包括空氣氣路和冷卻回路。試驗(yàn)時(shí)，空氣經(jīng)流量計(jì)直接讀取流量，隨后經(jīng)過溫度、壓力傳感器測量進(jìn)口參數(shù)并進(jìn)入壓縮機(jī)做功，從壓縮機(jī)流出后再經(jīng)過出口溫度、壓力傳感器測量做功后參數(shù)。最后通過球閥以及消聲器排入環(huán)境之中。冷卻回路中，由氣泵提供冷卻空氣為軸承冷卻，最后排入環(huán)境；冷卻水則從水箱分兩個(gè)支路進(jìn)入電機(jī)定子和變頻控制系統(tǒng)，冷卻后流回水箱，構(gòu)成冷卻水回路。

圖15 性能試驗(yàn)系統(tǒng)布置圖Fig.15 The layout diagram of performance experiment system

將所需傳感器接入控制系統(tǒng)，即可進(jìn)行壓縮機(jī)性能試驗(yàn)，并通過終端實(shí)時(shí)監(jiān)測和采集壓縮機(jī)運(yùn)行數(shù)據(jù)。試驗(yàn)臺可以分為壓縮機(jī)系統(tǒng)、測量與采集系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)和其他部分，能夠滿足多種型號離心壓縮機(jī)試驗(yàn)需求。

3.2 試驗(yàn)方案

選取0.8、0.9、1.0倍設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速進(jìn)行樣機(jī)試驗(yàn)，壓縮機(jī)試驗(yàn)需滿足相關(guān)操作規(guī)程[19]。一般來說，試驗(yàn)前先調(diào)節(jié)閥門開度到最大，試驗(yàn)開始后，首先使壓縮機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行，調(diào)節(jié)閥門使空氣流量從堵塞工況逐漸減小直至達(dá)到接近喘振邊界。由于壓縮機(jī)在喘振下會出現(xiàn)失穩(wěn)，為保證安全，根據(jù)數(shù)值計(jì)算得到的喘振邊界，在留有一定喘振裕度的情況下，完成一組工況點(diǎn)的測試。主要操作過程如下：

1）進(jìn)行預(yù)試驗(yàn)，檢查整個(gè)系統(tǒng)安全性。

2）調(diào)節(jié)閥門到最大開度，控制系統(tǒng)使壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速升高到預(yù)定值。

3）穩(wěn)定運(yùn)行后，設(shè)置輸出數(shù)據(jù)時(shí)間為500ms，輸出數(shù)據(jù)點(diǎn)數(shù)為100個(gè)，采集壓縮機(jī)流量、壓力、溫度等參數(shù)并保存。

4）緩慢調(diào)節(jié)閥門開度，減小壓縮機(jī)流量，查看此時(shí)空氣流量，并輸出相關(guān)數(shù)據(jù)。

5）重復(fù)步驟（4），減小流量至近喘振工況，保存數(shù)據(jù)，完成本組試驗(yàn)。

6）重復(fù)本組試驗(yàn)，保證試驗(yàn)結(jié)果的準(zhǔn)確性。

根據(jù)以上試驗(yàn)方案，即可進(jìn)行不同轉(zhuǎn)速下穩(wěn)態(tài)變工況試驗(yàn)，得到壓縮機(jī)實(shí)際性能曲線。

3.3 測點(diǎn)布置

試驗(yàn)中探針伸入管路時(shí)會對空氣流場產(chǎn)生影響，各個(gè)探針也可能互相干擾。為避免上述情況，減小試驗(yàn)誤差，需要合理安排探針布置方式[20]，具體方案如下：

沿氣流方向，探針在進(jìn)口管路順序依次為流量計(jì)、靜壓孔、總壓探針、總溫探針，各測點(diǎn)間留有足夠間隔。周向相對位置如圖16所示，總壓探針孔與靜壓孔、總溫探針孔夾角均為60 度，流量計(jì)與總壓探針孔在同一周向位置。出口管路布置方案除流量計(jì)外與進(jìn)口管路一致。

圖16 進(jìn)口段探針周向布置圖Fig.16 Circumferential layout of inlet probe

由于蝸殼結(jié)構(gòu)不規(guī)則，導(dǎo)致蝸殼出口流場不均勻，氣流總壓沿徑向從壁面到管路中心逐漸降低[21,22]。因此需要多點(diǎn)測量，保證數(shù)據(jù)準(zhǔn)確性。本試驗(yàn)出口管徑為40mm，共布置7 個(gè)測點(diǎn)，圖17 為蝸殼出口測點(diǎn)周向與徑向相對位置，采用此方案進(jìn)行蝸殼出口流場測量，壓力分布趨勢與文獻(xiàn)[22]所得結(jié)果相同，表明本方案能夠正確測量蝸殼出口壓力分布。

3.4 結(jié)果分析

離心壓縮機(jī)性能主要以壓比-流量曲線和效率-流量曲線來衡量，式（2）、（3）為總壓比、等熵效率計(jì)算公式。

式中，Ptin、Ptout為壓縮機(jī)進(jìn)出口總壓；Ttin、Ttout為壓縮機(jī)進(jìn)出口總溫；k為氣體絕熱指數(shù)。

由于實(shí)際測試環(huán)境氣體溫度、壓力與流量計(jì)標(biāo)定值環(huán)境不同，為避免誤差，需將流量計(jì)顯示流量值轉(zhuǎn)換為實(shí)際工況流量值，稱為工況流量或折合流量。式（4）為二者轉(zhuǎn)換關(guān)系式。

式中，ms為流量計(jì)示數(shù)；Tref為參考溫度；Pref為參考壓力。

根據(jù)上述過程，將數(shù)據(jù)整理后繪制性能曲線，并與計(jì)算結(jié)果對比，如圖18所示。

圖18 壓縮機(jī)性能試驗(yàn)與仿真結(jié)果對比Fig.18 Comparison between performance experiment and simulation results

由圖18（a）可知，同一轉(zhuǎn)速下，空氣流量越小，壓縮機(jī)出口空氣壓力越大，流量不變時(shí)，轉(zhuǎn)速升高，壓縮機(jī)總壓比也增大。試驗(yàn)結(jié)果與計(jì)算結(jié)果趨勢基本一致，由于試驗(yàn)結(jié)果受到裝置密封、轉(zhuǎn)速波動(dòng)等因素的影響，總壓比略小于模擬結(jié)果；由圖18（b）可知，試驗(yàn)效率值小于模擬結(jié)果，但相差不大，誤差原因除了壓比因素，還受到探針精度的影響。整體來看，在穩(wěn)定運(yùn)行區(qū)間，壓比最大誤差在設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下0.11kg/s流量點(diǎn)，為6.65%，效率誤差最大點(diǎn)在設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速下0.13kg/s 流量點(diǎn)，為5.8%，誤差在可接受范圍內(nèi)，認(rèn)為試驗(yàn)結(jié)果可以證明數(shù)值方法的可靠性，計(jì)算所得曲線可以反映壓縮機(jī)性能[23]，為后續(xù)研究提供可靠依據(jù)。

4 結(jié)論

本文根據(jù)燃料電池離心壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)需求，完成了兩級離心壓縮機(jī)設(shè)計(jì)工作，得到以下結(jié)論：

1）通過數(shù)值方法，得到了背靠背形式的燃料電池專用兩級離心壓縮機(jī)，對其進(jìn)行流場分析與性能計(jì)算，結(jié)果表明，在設(shè)計(jì)工況下，壓縮機(jī)總壓比為2.54，滿足了初始設(shè)計(jì)要求。

2）通過搭建離心壓縮機(jī)性能試驗(yàn)臺，測試了壓縮機(jī)性能，與仿真結(jié)果對比表明在壓縮機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行區(qū)間內(nèi)，試驗(yàn)與仿真誤差在10%以內(nèi)，證明了本文數(shù)值方法的可靠性，為后續(xù)工作提供了參考。