低溫工況空壓機組換熱器冰堵故障分析及預防措施

劉志龍，陳 旭，謝傳東，劉曉明，曹 斌

（1.合肥通用機械研究院有限公司 壓縮機技術國家重點實驗室，合肥 230031；2.深圳市銳昌智能科技有限公司，廣東深圳 518007）

0 引言

空壓機組是壓縮空氣產生裝置，被廣泛應用于機械、電子、化纖、生物醫藥、食品、鋼鐵、石化、軌道交通等行業[1]。以軌道交通為例，空壓機組是軌道交通（鐵路、地鐵等）關鍵供風設備，是專為軌道交通車輛設計的空氣產生和處理單元，其主要用途是為車輛制動系統、空氣懸掛裝置、車門控制等提供干燥、潔凈的壓縮空氣[2-3]。板翅式換熱器具有傳熱效率高、結構緊湊的特點，因此軌道交通用空壓機組冷卻系統一般采用板翅式換熱器并與冷卻風機相結合，對壓縮空氣進行強制對流換熱。隨著我國軌道交通在全國各地的普及，對于東北、西北等地區，冬季氣候條件相對惡劣，氣溫極低，軌道交通用空壓機組常出現換熱器內部熱流通道冰堵現象，給列車的安全運行造成威脅。

目前，換熱器冰堵故障常見于空分設備，大多數學者對空分設備換熱器冰堵故障開展了相應的故障分析，指出換熱器內漏是換熱器產生冰堵的主要原因，并給出了合理的解決措施和辦法[4-7]，趙敬德等[8]對翅片換熱器表面霜層質量生長特性及平均堵塞率開展了試驗研究，并首次提出翅片平均堵塞率概念，分析了各參數對霜層質量生長特性及翅片平均堵塞特性的影響。但目前還鮮有學者對軌道交通用空壓機組低溫工況運行時換熱器產生的冰堵故障進行分析，因此為減少或杜絕事故的發生，有必要對換熱器在低溫運行時的工作特點進行分析，確定換熱器冰堵故障原因，并提出合理預防改進措施。

1 空壓機組工作原理

已知某軌道交通用空壓機組，其基本工作流程如圖1所示。

圖1 空壓機組氣路原理示意Fig.1 Schematic diagram of air circuit of air compressor

空壓機組工作原理：氣體由進氣過濾器（AF）過濾后經進氣閥（IV）進入螺桿壓縮機（C）進行壓縮，隨后壓縮氣體入過油氣分離器（OS）進行油氣分離，分離出空氣中較大顆粒油滴，使油分離器出口壓縮空氣含油量低于3 mg/m3，氣體經油氣分離后由最小壓力閥（MPV1）進入換熱器（AC）進行冷卻換熱，將壓縮空氣冷卻到高于環境溫度15 ℃左右，隨后氣體離開換熱器進入油水分離器（OF）和氣水分離器（CF）進一步進行油水分離和氣水分離后，進入雙塔干燥器（ST）進行氣體干燥，最后進入除塵過濾器（DF）對雙塔干燥器可能出現的粉塵進行過濾，氣體經過以上處理過程，壓縮機組出口的壓縮空氣可滿足用氣端對壓縮空氣潔凈、干燥、無油的技術要求。

2 換熱器析水量計算與冰堵故障分析

2.1 空壓機組不同運行工況析水量計算

析水量計算與氣體流經各部件的氣體狀態有關，尤其是和氣體溫度密切有關，為此需開展空壓機組高低溫恒濕試驗研究確定以上參數。

在空氣過濾器（AF）和進氣閥（IV）之間、壓縮機（C）機頭氣腔溫度開關接口處和氣體換熱器（AC）進、出口處分別布置溫度傳感器T0，T1，T2，T3，傳感器位置如圖2所示，以監測氣體從進氣到換熱器出口過程中的溫度變化。

圖2 溫度傳感器布置示意Fig.2 Schematic diagram of temperature sensor layout

已知某軌道交通列車用螺桿空壓機組為單級壓縮，設計工作溫度范圍-25～50 ℃，進氣壓力為0.1 MPa，額定排氣壓力為0.9 MPa，額定容積流量為0.9 m3/min，將該空壓機組置于環境艙內，環境艙內溫度依次調節至 -30，-20，5，20，35，41 ℃，并且將排氣壓力p1調節至0.9 MPa以模擬空壓機組在不同環境溫度下運行情況，獲得對應工況各溫度傳感器物理參量的變化規律，待傳感器示數相對穩定后，讀取各溫度傳感器值，試驗結果如圖3所示。

圖3 溫度傳感器隨環境艙溫度關系Fig.3 Relationship between temperature sensor and ambient cabin temperature

圖3所示結果表明：環境艙內溫度分布并非均勻的，空壓機的吸氣溫度T0一般高于環境艙溫度6～8 ℃，主要是因為二者溫度傳感器布置不在同一位置且壓縮機自身發熱及換熱器散發出熱量會使得環境艙內溫度分布略有不均；換熱器進口溫度T2和壓縮機排氣溫度T1數值相差較大，且環境艙內溫度越低二者數值相差越大，當環境艙內溫度為-30 ℃時，二者差值高達53.92 ℃，而在環境艙內溫度為41 ℃時，二者差值僅為12.85 ℃，這表明，壓縮氣體在經過油氣分離器進行油氣分離時，油氣分離器充當著“冷卻器”的角色，而且外界環境溫度越低冷卻效果越明顯；受溫控閥調控，壓縮機排氣溫度T1隨環境艙溫度略有升高，但總體變化不大。

綜合上述試驗分析，油氣分離器冷卻作用不可忽略，現結合以上試驗數據計算壓縮機出口析水量G1、油氣分離器析水量G2、換熱器析水量G3。已知該空壓機組在標況下吸入流量為V0=0.9 m3/min，吸入空氣狀態P0=0.1 MPa，空氣相對濕度?=90%，經壓縮機壓縮后，氣體壓力升高至p1=0.9 MPa，壓縮機排氣溫度為T1，油氣分離器出口溫度T2（由于OS和AC之間的管道較短，忽略本部分管道冷卻作用），換熱器的出口壓縮氣體溫度T3。析水量計算步驟如下：

（1）當吸氣溫度為T0時，查表1，找到T0溫度對應的濕空氣飽和水蒸氣密度ρs1，所以空壓機吸入的水量為：

（2）空氣經壓縮機壓縮后，氣體壓力p1，壓縮空氣溫度為T1，該狀態空氣的體積V1可由狀態方程式求得：

（3）單位體積含水量按下式計算：

（4）根據式（3）求得d1，找到 d1對應的壓力露點t，若T1＞t，則壓縮氣體在離開壓縮腔時的空氣處于非飽和狀態，氣體不會有凝結水析出，若T1＜t，則壓縮氣體在離開壓縮腔時的空氣處于飽和狀態，氣體會有凝結水析出。

（5）經過油氣分離器后，壓縮空氣溫度降至T2，假定冷卻前后氣體壓力保持不變，則壓縮空氣體積也進一步下降變為V2，其值按下式計算：

（6）單位體積含水量，按下式計算：

（7）查表1，找出T2對應空氣飽和水蒸汽密度ρs2，則每小時凝結水量按下式計算：

表1 飽和濕空氣[9]Tab.1 Table of saturated wet air[9]

（8）氣體流經換熱器換熱時，其析水量計算見油氣分離器析水量計算步驟。

根據析水量計算步驟1～7，計算出壓縮機出口析水量G1、油氣分離器析水量G2、換熱器析水量G3，計算結果如圖4所示。

圖4 析水量與吸氣溫度（?=90%）的關系Fig.4 Relationship between amount of condensed water and suction temperature（?=90%）

圖4表明，空壓機入口空氣相對濕度（?=90%）保持不變的情況下，吸氣溫度低于27 ℃時，壓縮機出口無凝結水生成，吸氣溫度高于27 ℃時，壓縮機出口有凝結水生成；當空壓機組在低溫環境運行時（小于0 ℃），油氣分離器出口無冷凝水生成，即在0 ℃以下環境運行時，空壓機組僅在換熱器內產生凝結水。

分別將環境艙內的濕度改為60%和30%，重新計算，僅將低溫工況運行數據計算整理，結果如圖5所示。圖5表明，低溫工況下空壓機入口空氣相對濕度對換熱器的析水量產生較大影響，濕度越大，換熱器出口析出水量越多，且析水量隨濕度增加近似呈“指數函數”形式增長。并由圖可知，析水量的多少不僅和濕度有關還和壓縮機入口空氣的溫度有關，吸氣溫度越低，換熱器的析水量越少，這是因為氣溫度越低，空氣飽和水蒸氣密度越小，壓縮機吸入的水量就越少。

圖5 析水量與吸氣空氣濕度?的關系Fig.5 Relationship between the amount of condensed water and the humidity?of the suction air

2.2 換熱器冰堵故障分析

換熱器冰堵故障發生常見于低溫環境下壓縮機組低運轉率（開機時間/（停機時間+開機時間））情況下，從故障發生所處的環境現象中提取兩個關鍵的條件：一是低溫環境，由于冷卻風機的冷卻風量不變，而換熱器入口的溫度較低（主要是油氣分離器在低溫下也充當冷卻器），在如此大的冷卻風量之下，必然會導致換熱器出口壓縮氣體溫度過低，從而在換熱器內析出較多冷凝水，這是冰堵產生的原始條件；二是低運轉率，當空壓機在低運轉率的“停機”的過程中，由于停機時間相對較長，在低溫作用下，由換熱器析出的凝結水會附著在其內通道表面并得以固化，在空壓機啟動后，凝結水生成量會進一步增加，這些凝結水的部分水量又會在下一次空壓機停機過程中冷凝并固化在上一次停機過程中固化的冰晶上，使得冰層變厚，如此循環往復，導致換熱器內通道的冰層越來越厚，最終造成內通道堵塞，如果壓縮機一直是連續工作的，那么換熱器內析出水分即使在低溫作用下凝結成小冰晶也會被高速氣體帶走，在氣流作用下冰堵現象短時間不會發生。

綜上所述：冰堵故障產生的主要原因是低溫環境下換熱器壓縮氣體側、冷卻空氣側不匹配和空壓機組低運轉率綜合作用的結果。

3 換熱器冰堵故障解決方案

根據冰堵故障分析結果，環境中空氣的低溫高濕在沒有其它輔助條件下難以改變，對于某些特定的列車運轉率也是較為固定的，因此必須從換熱器的設計方面提出解決措施。

要確保空壓機組在低溫不發生冰堵故障，換熱器的設計應滿足以下條件：

即壓縮氣體經換熱器冷卻前后無凝結水析，由圖4可知，要確保在低溫環境運行不析出水，只需要在吸氣溫度為0 ℃時，換熱器析水量G3≤0即可。將T0=0 ℃、?=90%、T1=70.6 ℃（該值可通過查圖3）、T2=33 ℃，代入式（1）～式（7）求得：

這就是換熱器不析出水的判據，對比T2和T3數值可知從油氣分離器出來的壓縮氣體時，不需要進入換熱器換熱就可以不析出凝結水。

為實現該方法采用圖6所示結構，分別在支路2，3上安裝一電動調節閥，當吸氣溫度范圍為0≤t≤50 ℃時M1開度為0，M2開度為100%；當吸氣溫度-25 ℃≤t≤0時，M1開度為100%；M2開度為0，其控制原理如圖7所示，為方便實施，換熱器前的氣干路和支路2，3管徑應該滿足d1=d2=d3。

圖7 氣動球閥控制原理Fig.7 Schematic diagram of pneumatic ball valve control

按照圖6所示的改造方案，將改造后的換熱器裝入空壓機組并在環境艙內進行低溫高濕低運轉率試驗，試驗時將環境艙空氣濕度調節為90%、環境溫度調至-25 ℃，機組運轉率設置為20%（開機3 min停機12 min），排氣壓力設為0.9 MPa，運行72 h，支路3溫度始終＞0 ℃運行情況良好，無冰堵故障產生，換熱器改進有效。

4 結論

（1）高低溫試驗結果表明，壓縮氣體在經過油氣分離器進行油氣分離時，油氣分離器充當著“冷卻器”的角色，且外界環境溫度越低油氣分離器冷卻效果越明顯。

（2）隨著吸氣溫度的升高，析出水分部件的先后順序為，換熱器出口、油氣分離器出口、壓縮機出口，在0 ℃以下環境運行時，空壓機組僅在換熱器內產生凝結水。析水量的多少與濕度和吸氣溫度密切相關，相對濕度越大，換熱器出口析出水量越多，且析水量隨濕度增加近似呈“指數函數”形式增長，吸氣溫度越低，換熱器的析水量越少。

（3）冰堵故障產生的主要原因是低溫環境下換熱器壓縮氣體側、冷卻空氣側不匹配和空壓機組低運轉率綜合作用的結果。

（4）以低溫工況換熱器析水量為0為設計準則，對換熱器工作模式進行了改進并通過試驗進行有效性驗證，雖然方案比較簡單，但切實可行，試驗結果良好，改進方案有效。