Page 51 - 《真空与低温》2026年第2期

170 真空与低温 第 32 卷 第 2 期

0 引言 矩的变化率。对于气体轴向进入叶轮的典型情况，
该方程简化为欧拉方程式（1）：
随着尖端科技的飞速发展，对毫开尔文（mK）
温区超低温环境的需求日益迫切。干式稀释制冷 W th = c 2u u 2 −c 1u u 1 （1）
机（DDR）因其无需外部液氦供应、可实现闭路循 式中： u 1 、u 2为叶轮进口和出口的线速度， c 1u 、c 2u
环的显著优势，已成为该领域不可或缺的关键技术。 为叶轮叶片进口和出口绝对速度的切向分量。
在干式稀释制冷机系统中，氦循环系统是获得超低 其次，从热力学角度，能量方程式（2）描述了气
温的关键，其效率直接决定了整机的制冷性能，该 体在获得叶轮功后的自身能量变化。叶轮对单位
循环系统的主要作用是驱动氦气体，使其经过预冷、 质量气体所做的总功 W tot表现为气体的焓增与动
冷凝、稀释制冷再蒸发，最终被压缩回高压气态， 能增量之和：
完成一个闭合循环。 c −c 2
2
目前氦循环的商用方案为使用涡轮分子泵作 W tot = C p (T 2 −T 1 )+ 2 2 1 = C p (T 2st −T 1st ) （2）
为预压缩级，将来自制冷机低温部分的低压氦气体 式中： T 为热力学温度；C p 为定压比热容； T 1st T 2st
、
抽吸并压缩至中等压力。Zheng 等 [1] 使用安捷伦 为滞止温度 。
[5]
304FS 和爱德华 nEXT400 两台涡轮分子泵并联，使 在实际流动中，能量损失不可避免，主要包括
用安捷伦 IDP-15 作为前级泵，为一台干式稀释式 由黏性引起的摩擦损失和因逆压力梯度导致的流
制冷机搭建了氦循环的一部分，根据该文献所述 动分离损失。摩擦损失 h fri可由式（3）估算：
两台涡轮分子泵的规格参数可以发现基于涡轮分 l c 2
子泵的方案存在不足：涡轮分子泵并非为低温工况 h fri = λ （3）
d h 2
优化，其工作温度范围与制冷需求不匹配；质量流
式中： λ为摩擦阻力系数，与流动雷诺数和流道壁
量有限（约为 0.1 g/s），难以满足未来所需的更高制
面的粗糙度有关； l为平均流线长度； d h为平均当量
冷功率；该泵对高真空前级环境的依赖，也无形中 [5-6]
水力直径； c为流道内平均气流速度 。
增加了系统的复杂性和成本。 w dp
压缩机效率的基本定义为式（4），其中 表
离心式冷压机作为一种潜在可行的解决方案， ρ
具有无需真空环境、相对于涡轮分子泵成本较低 示压缩功。
w
的特点，但其压缩比较涡轮分子泵低、体积较大， dp
限制了冷压机的应用范围。离心式冷压机在亚大 η = ρ （4）
气压下（hPa 级）的大型氦液化/制冷设备中已有较 W tot
在离心压缩机叶轮的一维设计时，通常引入比
为广泛的应用 [2-3] ，如法国的 Tore Supra、费米实验
转速 N S作为一项设计准则，如式（5）所示，其中 Q
室的 Tevatron、CERN 的 LHC 和 CEBAF 加速器等
为体积流量， ∆H s为滞止焓变。比转速可以作为在
项目都应用了此技术 。尽管如此，该技术在稀释
[4]
一维设计时判断叶轮形式、预测叶轮效率的一项
制冷机 Pa 级压力、氦低温物性的特殊工况下研究
重要指标 [7-8] 。
较为空缺。为此，本文将通过对专用的氦离心压缩 √
n Q
机叶轮进行精细化设计与计算流体力学仿真，系统 N S = （5）
ΔH 0.75
性地评估其应用于稀释制冷循环的可行性，旨在为 s
1.2 叶轮设计
大冷量稀释制冷机的开发提供一条新的技术路径。
作为离心压缩机中唯一的能量输入部件，叶轮
1 叶轮模型的建立与数值方法
的几何构型是决定整机气动性能的关键因素。本
1.1 离心式压缩机设计基本方程 文在气动设计上选用后弯式叶片，该构型能有效降
离心压缩机通过高速旋转的叶轮将机械能传 低出口绝对速度，显著提升多变效率，是高性能压
递给气体，其能量转换过程遵循一系列基本流体力 缩机的优选方案。在结构设计方面，考虑到设备需
学方程。 在低温与常温之间频繁经历热循环，为缓解由此产
首先，能量传递的核心由欧拉涡轮机方程描述。 生的热应力与金属疲劳，最终选用了兼具高结构强
该方程源于动量矩守恒定律，揭示了叶轮对单位质 度与优良加工性能的半开式叶轮。
量流体所做的理论功 W th等于流体进出叶轮时动量 基于离心压缩机的一维平均流线模型，以比转