燃料电池用离心空压机的设计与试验研究

2022-07-09顾云开谭佳健

风机技术 2022年3期

程强刘艳顾云开谭佳健王杨

（1.大连理工大学能源与动力学院；2.沈阳鼓风机集团股份有限公司；3.大连透平机械技术发展有限公司）

0 引言

随着能源和污染问题的日益严重，氢燃料电池汽车开始逐渐取代燃油车。开发新型能源汽车逐渐成为各国企业和研究机构的关注重点[1]。目前氢燃料电池汽车主要以质子交换膜燃料电池为驱动电源[2]，其工作原理是氢气和氧气反应生成水，实现了排放无污染。另外由于其在反应中不受卡诺循环限制，试验证明效率可达60%[3-4]。被认为是未来汽车的最主要动力源之一。空气压缩机是燃料电池空气供应系统的重要部件，其性能直接影响燃料电池的整体效率和功率密度[5]。因此开发适用于车载工作环境的小型化、宽工况的压缩机有着重要意义[4-6]。

离心压缩机具有结构紧凑、体积小、效率高等优点[7]，被认为是未来燃料电池压缩机最可能的应用方向。目前国外内已有相关研究。美国Honeywell公司研发了转速110000r/min、流量0.1kg/s、压比为3 的燃料电池用高速离心压缩机[8]，韩国、日本等国汽车厂商也开始了燃料电池专用离心压缩机的研发[9-10]。同济大学实现了首个国内离心压缩机80000r/min稳定运行，并成功应用于65kW的燃料电池堆[11]。任天明等设计了采用水润滑轴承的燃料电池离心压缩机[12]。张良、展庆等采用不同方法对燃料电池离心压缩机叶轮进行了优化，提高了叶轮等熵效率[13,14]。近年来国内相关研究逐渐增多，技术水平显著提高。

本文拟设计一台适用于燃料电池系统的离心压缩机，并搭建离心压缩机性能试验台，对所设计的压缩机样机进行试验，验证设计结果的可靠性。

1 燃料电池离心压缩机设计

1.1 整体设计思路

本文离心压缩机整体结构采用两级串联形式，空气轴承位于电机转子两侧，两级压缩机背靠背布置于轴承两端。此结构能够平衡轴向推力，减小轴承损坏，同时使结构更为紧凑，符合小型化要求。图1为压缩机总体布置模型。

图1 压缩机整体布置方案[15]Fig.1 Overall arrangement scheme of compressor[15]

在进行压缩机设计前，需要对两级压缩机压比进行分配，使压缩机性能达到预期要求，本文压缩机总压比为2.5，考虑到数值模拟误差，将总压比定为2.55，根据图2两级离心压缩机压比分配图[16]，确定第一级压比为1.7，第二级压比为1.5。

图2 两级压缩机压比分配[16]Fig.2 Pressure ratio distribution of two-stage compressor[16]

得到叶轮压比后，根据设计目标，首先进行叶轮一维设计，确定叶轮关键参数，其次构建三维模型并进行数值计算，分析叶轮性能，得到满足要求的压缩机。表1为叶轮设计参数。

表1 叶轮设计参数Tab.1 Design parameters of first stage impeller

1.2 压缩机一维设计

本文采用Concepts NREC 软件进行一维设计，为提高压缩机性能，降低叶轮进口马赫数，根据压缩机设计原理[17]，确定第一级叶轮毂径比为0.18，第二级叶轮毂径比为0.19，给定冲角为0°，两级叶轮均选取后弯型半开式叶轮，为增大叶轮工况范围，扩压器采用无叶扩压器，表2为一维设计结果，其中D1h为叶轮进口Hub侧直径，D1s为叶轮进口Shroud 侧直径。图3、图4 为两级叶轮子午流道及三维模型。

图4 第二级叶轮结构Fig.4 The structure of second stage impeller

表2 一维设计结果Tab.2 One-dimensional design result

2 计算结果分析

2.1 第一级叶轮计算结果分析

本文数值计算采用Numeca 软件中的Fine/Turbo 模块，通过求解三维RANS方程进行叶轮的性能分析。图5给出了第一级叶轮与扩压器模型单通道网格，进行网格无关性验证后确定网格总数67万。仿真中给定叶轮转速，工质为理想空气，进口边界条件给定总温、总压，出口给定质量流量，湍流模型选取S-A模型，壁面设置固壁无滑移边界条件，绝热壁面，并给定计算初场进行单通道计算，为保证计算顺利进行，需关注全局残差收敛曲线，并对出口流量、压力进行检测。

图5 第一级单通道网格Fig.5 Single-channel grid of first stage

图6 为叶轮子午面静压和单通道静压分布，从图6（a）可知，气流在叶轮轴向进气段压力最低且分布均匀。进入叶轮后气流受到高速旋转叶轮的压缩，压力沿径向逐渐增大，随后气流进入无叶扩压器继续增压，达到整个流场的最大值，完成整个流动过程。从图6（b）可知，叶片前缘存在小部分低压区，主要分布在50%～90%叶高位置，原因主要是由于叶片抽吸作用干扰了气体的稳定流动。从数值上看，出口处气体压力达到0.17MPa，满足了设计要求。

图6 叶轮压力分布Fig.6 Impeller pressure distribution

图7 为叶轮不同叶高马赫数分布，从图中可知，叶轮进口处存在低速区，10%叶高处低速区较大，这是由于叶片弯扭和叶片对气体扩压造成的，沿叶高方向低速区逐渐减小。在90%叶高处由于受到叶顶间隙影响产生较大低速区，气体沿叶高方向径向迁移也对低速区形成起了促进作用。整体来看，叶轮内流场马赫数沿径向成增大趋势，在叶轮内部无激波产生，满足气动要求。

图7 不同叶高马赫数分布Fig.7 Mach number distribution of different blade heights

为了分析第一级叶轮性能，对其进行不同转速下变工况计算，图8 为性能曲线，图中效率为无量纲相对值，定义式如下。

其中ηdes为设计点等熵效率，ηi为任意点等熵效率。

由图8（a）可知，叶轮设计点流量为0.125kg/s，总压比为1.8，同一转速下，气体流量减小，叶轮压比逐渐增大。转速减小，叶轮总压比呈减小趋势，说明转速对叶轮压比产生了重要影响，转速越低，压缩机对气体做功减小，压比越低。由图8（b）可知，在同一转速下，当流量增大，叶轮效率先增大后减小。不同转速下，叶轮最高效率点相差不多，当转速减小，叶轮最高效率点偏向小流量工况，叶轮稳定运行区间范围也减小，这是由于本文叶轮为中等流量系数叶轮，当叶轮机器马赫数Mau变小后曲线左移，由于摩擦损失和扩压损失减小，最高效率会少量增加，当Mau减小到一定值后，分离损失占优，最高效率则会下降。设计转速下，虽然设计点效率不是该转速下最高效率点，但其与最高点相差较小，因此认为叶轮满足了设计要求。

图8 第一级性能曲线Fig.8 Performance curve of first stage

2.2 第二级结果分析

与第一级数值模拟过程类似，对第二级进行数值计算。图9为单通道网格，网格总数92万，以第一级出口参数为计算初场，考虑管路损失，预估损失系数为0.95，其余条件与第一级一致，后续计算对损失系数进行验证，结果表明预估值给定合理。

图9 第二级单通道网格Fig.9 Single-channel grid of second stage

图10、图11 为第二级流场静压和不同叶高马赫数分布，由图10 可知，同第一级类似，叶轮进口存在低压区，沿径向静压逐渐升高。从数值上看最大静压为0.25MPa。由图11 可知，由于第二级叶轮进口温度较高，当地音速较大，使得第二级流场内部空气相对马赫数较小，在整个叶轮流道内没有明显的激波区域。

图10 第二级单通道静压分布Fig.10 Single channel static pressure of second stage

图11 不同叶高马赫数分布Fig.11 Mach number of different blade heights

对第二级进行变工况计算，结果如图12 所示。在设计转速下压比为1.53，变工况下最高效率值与设计点效率相差不大，叶轮稳定工况区域较大，满足了初始设计要求。

图12 第二级叶轮性能曲线Fig.12 Performance curve of the second stage blade

2.3 整机结果分析

为了得到两级离心压缩机气动性能，检验两级叶轮匹配性[18]，建立两级计算模型，如图13所示。对模型进行数值分析，由于蜗壳的非对称性，叶轮采用全通道计算，取0.8、0.9、1.0倍设计转速进行变工况计算，结果如图14所示。在设计工况点，压缩机总压比2.54，达到了设计值，满足了设计要求。

图13 双级压缩机模型Fig.13 View of two-stage compressor

图14 整机计算结果Fig.14 Calcuation result of the entire compressor

3 离心压缩机性能试验

3.1 实验台架

离心压缩机在实际运行中，进气压力、温度与数值模拟可能存在差异，且计算中会对模型进行简化或其他处理，因此计算结果并不能完全模拟气体流动的真实情况，需进行样机性能试验，验证计算结果的可靠性。

依靠试验室现有资源，搭建了离心压缩机性能试验台，图15为试验系统布置图，包括空气气路和冷却回路。试验时，空气经流量计直接读取流量，随后经过温度、压力传感器测量进口参数并进入压缩机做功，从压缩机流出后再经过出口温度、压力传感器测量做功后参数。最后通过球阀以及消声器排入环境之中。冷却回路中，由气泵提供冷却空气为轴承冷却，最后排入环境；冷却水则从水箱分两个支路进入电机定子和变频控制系统，冷却后流回水箱，构成冷却水回路。

图15 性能试验系统布置图Fig.15 The layout diagram of performance experiment system

将所需传感器接入控制系统，即可进行压缩机性能试验，并通过终端实时监测和采集压缩机运行数据。试验台可以分为压缩机系统、测量与采集系统、冷却系统和其他部分，能够满足多种型号离心压缩机试验需求。

3.2 试验方案

选取0.8、0.9、1.0倍设计转速进行样机试验，压缩机试验需满足相关操作规程[19]。一般来说，试验前先调节阀门开度到最大，试验开始后，首先使压缩机稳定运行，调节阀门使空气流量从堵塞工况逐渐减小直至达到接近喘振边界。由于压缩机在喘振下会出现失稳，为保证安全，根据数值计算得到的喘振边界，在留有一定喘振裕度的情况下，完成一组工况点的测试。主要操作过程如下：

1）进行预试验，检查整个系统安全性。

2）调节阀门到最大开度，控制系统使压缩机转速升高到预定值。

3）稳定运行后，设置输出数据时间为500ms，输出数据点数为100个，采集压缩机流量、压力、温度等参数并保存。

4）缓慢调节阀门开度，减小压缩机流量，查看此时空气流量，并输出相关数据。

5）重复步骤（4），减小流量至近喘振工况，保存数据，完成本组试验。

6）重复本组试验，保证试验结果的准确性。

根据以上试验方案，即可进行不同转速下稳态变工况试验，得到压缩机实际性能曲线。

3.3 测点布置

试验中探针伸入管路时会对空气流场产生影响，各个探针也可能互相干扰。为避免上述情况，减小试验误差，需要合理安排探针布置方式[20]，具体方案如下：

沿气流方向，探针在进口管路顺序依次为流量计、静压孔、总压探针、总温探针，各测点间留有足够间隔。周向相对位置如图16所示，总压探针孔与静压孔、总温探针孔夹角均为60 度，流量计与总压探针孔在同一周向位置。出口管路布置方案除流量计外与进口管路一致。

图16 进口段探针周向布置图Fig.16 Circumferential layout of inlet probe

由于蜗壳结构不规则，导致蜗壳出口流场不均匀，气流总压沿径向从壁面到管路中心逐渐降低[21,22]。因此需要多点测量，保证数据准确性。本试验出口管径为40mm，共布置7 个测点，图17 为蜗壳出口测点周向与径向相对位置，采用此方案进行蜗壳出口流场测量，压力分布趋势与文献[22]所得结果相同，表明本方案能够正确测量蜗壳出口压力分布。

3.4 结果分析

离心压缩机性能主要以压比-流量曲线和效率-流量曲线来衡量，式（2）、（3）为总压比、等熵效率计算公式。

式中，Ptin、Ptout为压缩机进出口总压；Ttin、Ttout为压缩机进出口总温；k为气体绝热指数。

由于实际测试环境气体温度、压力与流量计标定值环境不同，为避免误差，需将流量计显示流量值转换为实际工况流量值，称为工况流量或折合流量。式（4）为二者转换关系式。

式中，ms为流量计示数；Tref为参考温度；Pref为参考压力。

根据上述过程，将数据整理后绘制性能曲线，并与计算结果对比，如图18所示。

图18 压缩机性能试验与仿真结果对比Fig.18 Comparison between performance experiment and simulation results

由图18（a）可知，同一转速下，空气流量越小，压缩机出口空气压力越大，流量不变时，转速升高，压缩机总压比也增大。试验结果与计算结果趋势基本一致，由于试验结果受到装置密封、转速波动等因素的影响，总压比略小于模拟结果；由图18（b）可知，试验效率值小于模拟结果，但相差不大，误差原因除了压比因素，还受到探针精度的影响。整体来看，在稳定运行区间，压比最大误差在设计转速下0.11kg/s流量点，为6.65%，效率误差最大点在设计转速下0.13kg/s 流量点，为5.8%，误差在可接受范围内，认为试验结果可以证明数值方法的可靠性，计算所得曲线可以反映压缩机性能[23]，为后续研究提供可靠依据。