官文超

（沈陽鼓風機集團股份有限公司研究院，遼寧沈陽 110869）

0 引言

離心式壓縮機不僅是基礎原料生產(chǎn)重要設備，同時也是能源消耗的大用戶。壓縮機的設計優(yōu)化是一個整體性的工作，對壓縮機的優(yōu)化設計不能僅僅只關注葉輪的優(yōu)化設計方面，離心機的擴壓器、回流器、蝸殼等靜止元器件對整個離心機的性能也起到重要作用。本文將著重依據(jù)壓縮機動、靜元件的設計、優(yōu)化、匹配等方面進行解析。

1 離心式壓縮機概述

離心式壓縮機是一種將氣體經(jīng)過壓縮機的高速旋轉(zhuǎn)葉輪的離心力作用，后經(jīng)過擴壓器擴壓作用，使氣體壓力增加從而達到氣體壓縮運輸?shù)脑O備。離心壓縮機是一種旋轉(zhuǎn)式壓縮機，又叫透平式壓縮機，具有尺寸小、轉(zhuǎn)速高、調(diào)節(jié)方便等特點。

2 運動元件設計與分析

2.1 葉片的選型設計

葉片的選擇設計先對葉片葉型進行設定以及葉片的進出口角度的設置，葉片的數(shù)量設計選擇上要充分考慮葉片數(shù)量如果過多必然會導致葉片載荷降低，摩擦損失增大；如果設計選擇葉片數(shù)量過少，則葉片的載荷就會加大，同時因為葉片間和氣體流動方向的二次流影響，水力的損失也將隨之增加。

葉片形式結(jié)構(gòu)的設計選擇，葉片進口的沖角在葉片壓力面與吸力面上形成駐點是沖角不為零，合適的小沖角利于取得高效率點。葉片的出口安裝角度可以按照表1 進行選擇。

表1 葉輪出口安裝角度范圍經(jīng)驗值（°）

葉片弧線設計，葉片弧線因為受葉輪流道輪廓、包角等因素的影響，所以葉片的傾角是無法直接得出，常用公式1 進行計算得出。葉片的弧線還應該根據(jù)葉片的速度分布、壓力分布因素來進行調(diào)節(jié)葉片的包角，進而調(diào)節(jié)葉片的弧線。

式中 λ——葉片的前傾角度

r——葉輪入口輪蓋半徑

lr——葉輪正角線

ψ——轉(zhuǎn)角

2.2 葉片的分析

葉片壓力分析，葉片的壓力分析可以借助相應的計算軟件進行模擬分析，分析的結(jié)果應當是滿足壓縮機的工作原理，葉片的吸力面壓力小于葉片的壓力面壓力。葉片進口區(qū)域的壓力到葉片出口區(qū)域的壓力應當是滿足不斷增大的趨勢。如在回轉(zhuǎn)面、吸里面的壓力分布不均勻，存在一定范圍的低壓區(qū)可能會導致小范圍的漩渦現(xiàn)象。

葉片流場分析，分析應當滿足葉輪壓力面流動現(xiàn)象均勻，無流動分離現(xiàn)象。當設計流量情況下，擴壓器內(nèi)部介質(zhì)流動狀況較好，流動且趨于穩(wěn)定。當流量不斷的減小時，分離現(xiàn)象開始出現(xiàn)在葉片的邊界層上，同時葉輪的蓋側(cè)板上的流動情況最先開始變化，葉輪腹部出現(xiàn)回流，整個葉輪的流道也出現(xiàn)分離渦。隨著流量的再進一步的減弱，更多的流道中出現(xiàn)渦旋現(xiàn)象。

2.3 葉片優(yōu)化

初始葉片設計結(jié)構(gòu)難以直接達到理想狀態(tài)，在后期優(yōu)化過程中，首先應當考慮工況范圍的縮宅，葉片呈現(xiàn)主要的優(yōu)化問題是不能夠很好的滿足低流量的情況，因為低流量情況下葉片的正沖角會增大，所以此時要根據(jù)此情況進行葉輪進口角度進行調(diào)整。另還要著重考慮流程中的流動分層和分離導致的漩渦現(xiàn)象，避免葉輪出現(xiàn)漩渦和流動分離分層現(xiàn)象也是葉片優(yōu)化改進的重點方向。

2.4 葉輪轉(zhuǎn)速、進口沖角設計及優(yōu)化

葉輪的轉(zhuǎn)速設計應當首先考慮壓縮機運行的自身轉(zhuǎn)速臨界值，在考慮滿足動力的條件下，葉輪的轉(zhuǎn)速可以依據(jù)比轉(zhuǎn)速來進行確定，葉輪的比轉(zhuǎn)速主要依據(jù)壓縮機工況條件下的壓力比來進行計算。葉輪的最佳高效率比轉(zhuǎn)速0.705～1.018，同時確認比壓力時還要滿足最高壓比工況條件。

葉輪進口的沖角設計與壓縮機本身的設計流量具有較大的關系，同時對壓縮機的喘振大小也有很大的影響。當采用負沖角時，壓縮機的流量達到最大值，同時葉輪的蓋側(cè)與頂板達到流量的速度的臨界值；當采用正沖角，壓縮機在額定流量下喘振裕度過小，壓縮機的容量調(diào)節(jié)范圍減小，所以葉輪在滿足額定工況條件下應當優(yōu)先考慮負沖角，一般的直紋曲面形式葉片（圖1）就廣泛使用工業(yè)應用。

2.5 葉輪出口寬度及安裝角度設計

葉輪的出口寬度對流道有直接影響，當葉輪寬度過小時，導致流道的水力直徑較小，從而增大了介質(zhì)摩擦損失，導致效率降低。當葉輪寬度過大時，會影響流道的擴張角度增大和擴壓度的較小，導致效率的降低。壓縮機擴壓器內(nèi)部葉輪安裝角度會影響介質(zhì)進入擴壓器的流動，如安裝角度的不融合會阻擋介質(zhì)流入，使其產(chǎn)生能量損失，導致性能下降。嚴重會使葉輪的流道產(chǎn)生介質(zhì)旋轉(zhuǎn)掉速、回流、分層等現(xiàn)象，從而導致介質(zhì)流動阻塞。葉片的安裝與流量設計存在較大關系，也影響介質(zhì)的流動，當設計大流量時葉片的安裝角度應當選擇大角度，而設計小流量時葉片的安裝角度應當選擇小角度，這樣可以提高介質(zhì)的流動特性和提高壓縮機的使用性能。

圖1 直紋曲面形式葉片

3 靜子元件的設計及優(yōu)化

3.1 擴壓器的設計與優(yōu)化

擴壓器主要作用是將壓縮機葉輪后的動能轉(zhuǎn)化為靜壓力，同時還可以延緩氣流分離從而擴大葉輪的工作范圍。擴壓器有有葉與無葉區(qū)分，有葉擴壓器工作效率高，具有可以設定氣流流向角度以及通過增加半徑以增加減速擴壓，從而達到擴壓能力。無葉擴壓器具有結(jié)構(gòu)簡單，適用范圍廣，但缺點為氣流流向只能單一的螺旋運動，路徑長，損失大，從而工作效率低。無葉擴壓器，主要依據(jù)壓縮機結(jié)構(gòu)需求，當采用有葉擴壓器時器葉片無法安裝在葉輪的出口，即采用無葉擴壓器結(jié)構(gòu)。無葉擴壓器主要的設計難點，為葉輪出口氣流速度快且不均勻，致使器能量損失較大，對葉片與擴壓器的匹配性不利。主要的優(yōu)化方向是可以通過縮短無葉擴壓器的長度，增加擴壓器的半徑用以減少增壓，避免擴壓器的出口出現(xiàn)激波。對無葉擴壓器進行速度分析，葉輪的出口的徑向速度在進入無葉擴壓器時，輪盤側(cè)的徑向速度較高，而輪蓋側(cè)的徑向速度較低，而在進入無葉擴壓器后的徑向速度同樣是輪盤側(cè)徑向速度高于輪蓋側(cè)。最后徑向速度會隨著流通面積和流通半徑的增大而出現(xiàn)減弱，且為不均勻性的減弱。在無葉擴壓器的內(nèi)部切向速度也會隨著流通面積的增加而減弱，當無葉擴壓器為收斂結(jié)構(gòu)形式時，沿葉高部分的速度分布較為均勻，當為平行結(jié)構(gòu)時輪盤側(cè)的速度明顯大于輪盤蓋側(cè)。

有葉擴壓器，有葉擴壓器特點是流經(jīng)氣流可以隨著半徑的增加而讓速度降低，同時還可以控制設定氣流的偏轉(zhuǎn)角度，進而進一步的提高擴壓器的工作效率。無葉擴壓器機構(gòu)雖然較有葉擴壓器結(jié)構(gòu)簡單，且在工況穩(wěn)定下運行更加的穩(wěn)定和范圍廣，但有葉擴壓器能夠控制氣流流動角度，摩擦損失較小，能量損失也就較小。對其工況流體分析，隨著半徑的增大，其靜壓力增加，葉片擴壓器內(nèi)的斜切邊段的是主要的靜壓力恢復區(qū)，但是同時在通過對擴壓器的半徑進行調(diào)節(jié)對靜壓力的恢復十分有限，但是在對流道的長度進行增加時，因為氣流摩擦的原因?qū)е缕淠Σ翐p失的加大，能量的損失增加。同時擴壓器中的速度流場存在不均勻性，因為進氣的三維特性，擴壓器的輪蓋和輪盤雖然是平行的壁面，但氣流呈現(xiàn)的是三維特征，擴壓器內(nèi)部的切向與徑向速度分布在葉高區(qū)域，隨著流通面積與半徑的增加，氣流的速度明顯降低，同時徑向速度從側(cè)盤流向輪蓋側(cè)速度均勻。

3.2 蝸殼設計與優(yōu)化

蝸殼是壓縮機導流與擴壓的重要固定元件，與蝸殼匹配的元件和流動狀況直接將影響設備的整體性能。蝸殼內(nèi)部器軸向和周向流動都極為不均勻，在蝸殼內(nèi)部與流體之間的摩擦、壓力、離心力等因素使得蝸殼內(nèi)部的流場運動極為復雜。

對蝸殼內(nèi)部流場的分析可以借助相應的計算軟件進行分析，壓縮機蝸殼內(nèi)部進口角的增大，靜壓力也不斷的隨之減小，從而也體現(xiàn)出蝸殼內(nèi)部氣流流動的不均勻性。同樣蝸殼氣流出口位置的參數(shù)也是不均勻性的，其主要原因是擴壓器出口氣體流動與蝸殼內(nèi)部的流程的渦旋特性效果，進而產(chǎn)生周向的不均勻性。蝸殼內(nèi)部橫截面的漩渦流動隨著流量的增加而增加，在低的流量比狀況向漩渦值較小，反之在高比流量比值下漩渦值較大，主要的影響原因，在流量較小的時候，相對的擴壓器氣體流動速度較小，同時擴壓器內(nèi)部流道在小流量時可能發(fā)生堵塞，更加進一步的降低了速度，則漩渦值則小。同時蝸殼壓力分布也會隨著流量的增大而增加，當靜壓力減小時，葉輪流道的不均勻性也明顯體現(xiàn)出來，致使葉輪流道產(chǎn)生周期性的堵塞現(xiàn)象。葉道的這種不規(guī)律運動直接將影響氣流流動的角度的變化，使其流道載荷的不規(guī)律性，間接的是壓縮機的工作效率降低。

蝸殼內(nèi)部的氣流流動損失的一般計算方法參照蝸殼內(nèi)部動能損失公式。

式中 Δhx——蝸殼內(nèi)部動能損失總和

Δhr——蝸殼內(nèi)部徑向沖擊的動能損失

Δhm——蝸殼內(nèi)部周向沖擊的動能損失

Δhf——蝸殼內(nèi)部壁面與氣流摩擦產(chǎn)生的動能損失

Δhd——蝸殼橫截面到蝸殼出口位置橫截面管道擴張的動能損失

ζ——蝸殼內(nèi)部徑向沖擊動能損失系數(shù)

4 結(jié)束語

以壓縮機模型級的動、靜元件為主要的分析對象，對其各個設計和優(yōu)化要點進行了詳細的闡述分析，并依據(jù)各個種工況下對其運動元件葉輪進行系統(tǒng)的闡述了設計方案及優(yōu)化方向，對壓縮機的靜子元件擴壓器及蝸殼也進行了詳細的分析對比，羅列了不同的設計方案及優(yōu)化點。同時壓縮機內(nèi)部流場的分析模擬要充分的結(jié)合相關的運動元件葉輪、靜子元件擴壓器、蝸殼等進行統(tǒng)一的模擬分析對比，才能得出完整科學的數(shù)據(jù)，這樣才能為壓縮機后期的設計優(yōu)化提供科學正確的設計依據(jù)。