1.5MW紧凑式单轴多级离心压气机设计*

王永生 林峰/中国科学院先进能源动力重点实验室（工程热物理研究所）

1.5MW紧凑式单轴多级离心压气机设计*

王永生 林峰/中国科学院先进能源动力重点实验室（工程热物理研究所）

0　前言

离心压气机通常用于涡轮增压器、小功率燃气轮机及过程工业当中。其中多级离心压气机主要服务于过程工业，采用空气、氮气、制冷剂或任何工业中可能应用到的工质。从结构形式上来讲，多级离心压气机可分为单轴式（In-line）和多轴式（Gear-type）两种。由于涵盖低、中、高流量系数离心压气机，包含进口导叶、叶轮、扩压器、蜗壳、弯管、回流器等各部件，涉及级数、功率及压比分配、级间冷却、控制、润滑和密封等问题，多级离心压气机的设计难度大大提升。相对单级离心压气机，多级离心压气机的设计需要考虑的因素更多［1］。例如：对于多级离心压气机，为控制整个机组的尺寸，各级离心压气机轴向长度通常受到限制。为减小多级离心压气机整机的轴向距离，可在缸体外采用悬臂型半开式叶轮完成第一级的设计，压比相对后级而言较高，随后的气体增压过程由缸体内后几级含闭式叶轮的离心压气机完成。这种结构布置的优点为：相对全部级采用闭式叶轮设计的整机而言，轴向尺寸大大降低。多级离心压气机各级主要应用闭式叶轮，由于应力的限制，叶轮出口线速度通常限制在350m/s以下［2］。相比于单级离心压气机，多级离心压气机各级的轮毂直径更大，主要考虑转子动力学问题。同时，多级离心压气机的设计还涉及到各级总压比和功率分配问题，以及整个机组的复杂结构设计等等一系列因素。

到目前为止，国外具备多级离心压气机设计及制造能力的厂家较多，而在我国相关领域还处在刚刚起步阶段。由于各厂家将多级离心压气机技术视为公司机密，很少能够在公开发表的资料中找到具体的设计参数［3-7］。并且，每个生产商均有自己的设计参数选值范围，较单级离心压气机而言，多级离心压气机设计较难形成可供参考的经验参数值。值得一提的是，从20世纪70年代开始，我国沈鼓集团先后从国外引进了MCL、BCL、PCL、DH、VK型离心压气机等12项先进设计与制造技术，通过消化和技术创新后，具备一定的多级离心压气机设计与制造能力［8］。因此，在这样的一个背景下，很有必要加大对多级离心压气机相关设计及内部流动机理研究，力求为企业界提供有力的技术支持。

基于课题组开发的离心压气机气动设计程序，依托企业具体的工程项目，本文设计了一款1.5 MW、总压比为12的紧凑式单轴多级离心压气机。从中掌握和积累多级离心压气机设计的关键技术，力争为工业界相关产品研发及优化提供技术支持。

1　设计过程

设计参数如下：整级总压比12，转速小于15 000r/min，功率1.5MW，工作介质为空气，设计工况下需具有较高的效率，在满足以上要求的前提下，最大程度上降低机组的整体尺寸。

按照设计指标和要求，首先需要计算该多级离心压气机的质量流量，然后选定级数和分配各级功率及总压比。在以上主要参数确定后，评估传递所需扭矩时轴的最小直径，并以此选取各级离心压气机轮毂直径的下限值。结构上采用单轴连接、“背靠背”布置方式相互平衡部分轴向力，其余的轴向力由平衡盘来承受。由于气体在逐级增压过程中温度不断上升，势必导致离心压气机耗功增大，因此，需要使用中间冷却器降低气体温度，从而减小功耗，提升效率。最终设计方案为：采用单轴驱动10级闭式叶轮来完成本设计。1～5级离心压气机与6～10级离心压气机“背靠背”布置，高温气体从第5级离心压气机出口流出，进入中间冷却器进行降温，随后流向第6级离心压气机进口。10级离心压气机进口流量系数［9］、总压比和级出口总温分布趋势如图1所示。从中可以看出：进口流量系数和总压比逐级降低，由于中冷器的降温效果，5，6级离心压气机之间出口温度陡降。各级进口流量系数值均位于离心压气机类型的范围之内，况且机组要求尺寸最小化，因此，本文选取多级离心压气机而非多级轴流压气机来完成设计是合理的。

1.1级数选择

多级离心压气机级数的选取至关重要，直接影响着各级分配的压比是否合理：级数少，各级压比很难保证；级数过多会造成成本提高等一系列问题。本文初步设定整个多级离心压气机的绝热效率，结合给定的输入功率值，计算质量流量。不断调整叶轮出口直径，将比转速控制在效率最优的范围内。同时，结合进口流量系数（0.01～0.15间，悬挂式离心叶轮除外，其值可大于0.15）和闭式叶轮出口线速度的限制，确定离心压气机的转速。最终，根据所掌握的经验公式计算出级数。

1.2各级功率和总压比分配

首先根据等功率原则给各级分配功率，并进行相应的总压比计算，结果显示后5级进口流量系数较低，难以达到所分配的总压比。因此，在保证满足设计要求的前提下，降低后几级离心压气机的单级总压比，相应的功耗也随之降低，将多余的输入功平均分配给前5级。第6级进口总压和总温的计算需将5～6级间中冷器的冷却降压影响考虑在内。

1.3轴最小直径计算

在各级离心压气机初步设计之前，需要确定整个转动实心轴的最小直径，这样不仅保证将来机组的安全运行，而且有助于设定各级离心压气机轮毂直径的下限值。按扭转强度和刚度公式分别估算轴径，如式（1）和（2）所示［10］：

其中，d为轴端直径，mm；T为轴所传递的转矩，N.m（9 550P/n）；P为轴所传递的功率，kW；n为轴的工作转速，r/min；τp为许用扭转切应力，MPa；φp为许用扭转角，（°）/m；A，B为系数。

根据以上两式计算所得的最大值，设定转轴直径，该值需满足多级离心压气机轴径的经验取值范围。一般来说，为满足转子动力学要求，相对单级离心压气机而言，多级离心压气机轴径取值较大，通常为0.35～0.41倍的叶轮外径［11］。

2　设计结果

多级离心压气机中靠后的几级，由于气体压力高、密度大、体积流量小、流道狭窄，导致摩擦损失在整个离心压气机级损失的比重大，效率相对较低。因此，为了尽可能的降低后5级离心压气机的损失，采用降低叶轮出口直径，缩短气体在流道中的流程，同时调整轮毂直径的方法，使得各级比转速在效率最优的范围之内，从而最大程度上降低摩擦损失。基于自主开发的离心压气机气动设计程序，最终设计得到如图2所示的多级离心压气机。各级离心压气机由叶轮、无叶扩压器、弯管和回流器组成，第5级无叶扩压器出口带蜗壳，气体流向中冷器，温度和压力降低；第10级无叶扩压器后部带有另外一个蜗壳收集最终产生的高压气体，通过管道将经过多级离心压气机加压的气体输送给用户或作为高压气源发挥相应的作用。5～6级间轴上采用梳齿密封，防止气体的轴向窜动。由于是单轴驱动，10级离心压气机旋转方向一致，但“背靠背”式的布局结构令前后5级离心压气机的轴向力方向相反，可相互抵消一部分轴向力，其余轴向力由轴上安装的平衡盘来承受。

1～10级离心压气机的总压比逐级降低，使得叶轮出口安装角度也逐级降低，如图3所示。级轴向长度随级数增多而逐渐变小，如图4所示。同样，叶轮叶片数随级数变大也降低，但为满足第10级的总压比要求，适当增大了其叶轮叶片数，如图5所示。

3　全三维数值模拟结果

由于无法直接整体模拟带中冷器的多级离心压气机，因此对所研发的10级离心压气机采用分段模拟的手段。前5级和后5级离心压气机单独进行数值模拟，从第5级离心压气机出口读取流场信息数据，考虑中冷器的影响效果后，将新的气动参数作为进口条件赋给第6级离心压气机。后5级数值模拟的进口条件取决于前5级离心压气机的模拟结果。另外，分段模拟还具备分别评估前后5级离心压气机性能的优势。

3.1数值方法

三维流场计算求解定常三维雷诺平均N-S方程，采用S-A模型，有限体积中心离散方法，空间项的离散采用中心差分格式，时间项采用四阶Runge-Kutta方法迭代求解，并采用多重网格技术加速收敛。边界条件：进口给定总压、总温及气流角度，通过调节出口背压改变离心压气机工况［12］。后5级离心压气机数值模拟时，为匹配前5级的计算，设定出口边界条件为质量流量出口。不同工况下，进口总温恒定，进口总压计算由第5级离心压气机出口总压减去中冷器的压损后决定。除叶轮、叶轮机匣和轮毂面为转动部件外，其余均为静止部件。

为节省计算时间，采用单流动通道进行数值模拟。网格划分采用结构化网格及多块网格分区技术，最终前5级离心压气机单通道网格节点数为217万，后5级离心压气机单通道网格节点数为216万。图6显示了前5级离心压气机单通道的三维计算网格。

3.2计算结果及分析

采用如上所述数值方法，首先校核设计工况下多级离心压气机的性能参数，在确认满足各项设计指标后，继续计算并提供不同转速下的特性线分布图，评估该多级离心压气机的整体性能。计算结果显示：在设计工况下，质量流量3.51kg/s，10级离心压气机的总压比为12.24，绝热效率为76.8％。其中，总压比大于设计指标，绝热效率值对10级离心压气机而言，提升的空间已不大。一般来说，单轴6或7级多级离心压气机的效率可能超过80％，级数再增加后，效率下降较快，通常低于80％。

图7～图9分别为前5级、后5级和整个10级离心压气机在不同转速下的特性线分布图。从图中可以明显看出：后5级离心压气机在不同转速下，有效工作范围均窄于前5级，这是由于在同样质量流量下，后级离心压气机内的气体密度大于前级，当级体积流量变小时，后级的体积流量降低的更快，使得后级首先发生失速；当体积流量增大时，压力升值很小，级内流动损失使气体温度上升，会出现后级的气体密度小于前级的现象，这就使得后级首先发生堵塞，我们得到的数值模拟结果也正是如此。因此，会出现后5级离心压气机的有效工作范围相对前5级而言较窄。况且，所设计的多级离心压气机带有中冷器，气体分别通过前后5级离心压气机时，温度变化差异不大，然而压力却始终逐级增大。因此，后5级离心压气机中的体积流量更小，更容易进入失速工况。

从特性线分布上来看，本文研发的10级离心压气机在设计工况下满足设计要求，设计转速下，由于受制于后几级压气机（如前文所述），失速裕度仅为8.6％（（mdesign-mstall）/mdesign×100％），仍需进一步优化；堵塞裕度为33％（（mchoke-mdesign）/mdesign× 100％）。设计工况下，前5级离心压气机总压比为4.61，绝热效率为76.4％；后5级离心压气机总压比为2.86，绝热效率为76.24％。对于主要运行在设计工况下的多级离心压气机而言，该有效工作范围可以满足其运行要求。

由于该多级离心压气机在实际运行时，主要在设计工况下工作。因此，很有必要分析此工况下离心压气机内部流场分布状况。图10显示的是设计工况下，前5级离心压气机子午面上的静压分布云图。我们可以看出：静压值逐级增大，分布均匀合理。图11为前5级离心压气机子午面上的才熵增分布云图。由于后级离心压气机较前级而言，气体密度大、体积流量小，流动通道往往狭窄，使得流动损失与前级相比较大，因此，熵值在逐级增大。图12为前5级离心压气机子午面图上流线分布，未发现流线偏移现象，即没有回流现象发生，表明所得到的设计结果合理。

除转动部件叶轮和高流动损失部件无叶扩压器外，回流器内的流动状况也同样十分重要。图13为1～4级离心压气机回流器50％叶高绝对马赫数分布云图，可以明显看出在第1级离心压气机回流器内吸力面侧存在一个低能流体区域，同样现象在第2级离心压气机回流器内也存在，但区域范围并未像第1级内那么大，第3级和第4级回流器内同样存在低能流体区域，存在位置有所不同，主要靠近压力面侧，在第4级内低能流体几乎占据了整个流动通道。检查各级回流器内50％叶高的速度矢量图，尤其是存在低能流体的区域，均未发现气流分离或回流现象，可基本证明在图13中发现的低能流体区域并未对离心压气机的流场造成很大的影响，在不影响设计工况下离心压气机的性能前提下可不必深究。

图14～图16分别给出了后5级离心压气机子午面上的静压、熵增和流线分布图。其中，静压和熵值分布趋势与前5级相似，而在流线分布图中发现：在各级回流器叶片进口轮盘侧，均存在回流区域，针对该部分区域的回流问题，可通过调整弯道轮盘和轮盖型线进行优化设计解决。在图17显示的6～9级回流器50％叶高绝对马赫数分布云图中同样存在低能流体，在相应的速度矢量分布图上未发现分离或回流现象，究其原因为：在6～9级中存在较高的气体逆压梯度，后级相对前级而言压力更高，流体动能降低更快，因此造成在从第6级到第9级的回流器内，低马赫数区域范围逐级增大，但均未出现流体动能低到无法克服逆压梯度出现气流分离的情况。

因此，从设计工况下多级离心压气机内部流场分析来看，本文设计的单轴多级离心压气机合理，性能参数均满足各项设计指标，除后5级回流器叶片进口轮盘侧存在小范围的回流区域外，整个多级离心压气机内部流动状况良好。若要进一步提升该离心压气机级的性能，可针对单独部件进行级环境下的优化设计。

4　结论

基于自主开发的离心压气机气动设计程序，结合实际工程需求，本文开展了一款1.5MW、总压比为12的紧凑式单轴多级离心压气机设计，采用单轴驱动10级闭式离心压气机，前后5级离心压气机“背靠背”结构布置。

全三维数值模拟分析结果显示：设计工况下，10级离心压气机的总压比为12.24，绝热效率为75.4％，内部流场分布状况良好；设计转速下，失速裕度为8.6％，堵塞裕度为33％。对于主要运行在设计工况下的多级离心压气机而言，所得到的各项性能参数均满足设计要求。

［1］LÜDTKE K H.Process Centrifugal Compressors：Basics，Function，Operation，Design，Application［M］.Berlin：Springer，2004.

［2］Came P M，Robinson C J.Centrifugal Compressor Design［J］. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers，Part C：JournalofMechanical Engineering Science，1998，213（2）：139-155.

［3］Marefat H A，ShahhosseiniM R，AshjariIM A.Adapted Design of Process Multi-stage Centrifugal Compressor and Comparison with Available Data［J］.International Journal ofMaterials，Mechanics and Manufacturing，2013，1（2）：195-199.

［4］Aablburg C，Simpson A，Schmitz M B，etal.Design and Testing of Multistage Centrifugal Compressors with Small Diffusion Ratios［J］. Journalof Turbomachinery，2012，134（4）：041019.

［5］Xu Cheng，Ryoichi S.Amano.Empirical Design Considerations for Industrial Centrifugal Compressors［J］.International Journal of RotatingMachinery，2012，Article ID 184061：1-15.

［6］孙晓明，林子良，陈向东，等.多级压缩机的非等压力比设计理论研究［J］.流体机械，2002，30（1）：15-17.

［7］刘超.一种新的模糊神经网络的多级离心压缩机性能预测方法［J］.计算机测量与控制，2013，21（9）：2422-2424.

［8］王学军.沈鼓技术发展与离心压缩机国产化［J］.通用机械，2007（1）：26-27.

［9］AUNGIER R H.Centrifugal Compressors：a Strategy for Aerodynamic Designand Analysis［M］.New York：ASMEpress，2000.

［10］成大先.机械设计手册（第五版第2卷）［M］.北京：化学工业出版社，2007.

［11］Dalbert P，Ribi B，Kmeci T，et al.Radial Compressor Design for Industrial Compressors［J］.Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers，Part C：Journal ofMechanical Engineering Science，1999，213（1）：71-83.

［12］王永生，童志庭，林峰，等.离心压气机无叶扩压段流路控制扩稳机理［J］.航空动力学报，2012，27（9）：2106-2112.

■利用自主开发的离心压气机气动设计程序，遵循效率最优和尺寸最小化原则，研发了一款1.5 MW、总压比为12的紧凑式单轴多级离心压气机。该多级离心压气机由单轴驱动10级闭式离心压气机，其中前后5级离心压气机采用“背靠背”结构布置相互抵消部分轴向力。通过全三维数值模拟整体评估了该多级离心压气机的性能，结果表明：设计工况下，10级离心压气机的总压比为12.24，绝热效率为75.4％，内部流动状况良好；设计转速下，失速裕度为8.6％，堵塞裕度为33％。各项性能指标表明所研发的多级离心压气机性能满足设计要求。

■多级离心压气机；单轴；气动设计

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

*国家基金：国家自然科学基金青年基金项目51506195

2016-03-21北京100190