【壓縮機網(wǎng)】摘要：針對國內某大型天然氣儲氣庫站場(chǎng)空冷器換熱效率低的問(wèn)題，為找出引起空冷器換熱性能變差的原因，對空冷器改造提供理論依據。以實(shí)際工程為原型，建立空冷器單元整體三維模型，模擬分析了空冷器進(jìn)出口消聲措施、換熱器旁回流區域、換熱器表面積灰及不同環(huán)境溫度下對空冷器內流場(chǎng)及溫度場(chǎng)的影響。研究結果表明：進(jìn)出口消聲措施和換熱器旁回流區域對空冷器單元阻力損失影響較小，分別引起冷卻空氣流量降低約1%和1.26%；換熱器翅片管束外積灰對空冷器換熱影響較大，積灰厚度從0.1mm增厚0.5mm時(shí)，冷卻空氣流量減小27.55%，大幅降低了空冷器換熱能力；運行現場(chǎng)環(huán)境溫度從-30℃（冬季z*低溫度）上升至50℃時(shí)（夏季z*高溫度），冷卻空氣質(zhì)量流量降低17.94%。根據研究結論，清洗翅片管積灰和更換大流量風(fēng)扇是改善該空冷器換熱效果的主要措施，現場(chǎng)改造后空冷器換熱有明顯改善，機組出口溫度可以滿(mǎn)足要求。
1、引言
國內某天然氣儲氣庫投產(chǎn)后，壓縮天然氣的二級排氣出口溫度z*高達72℃，超出原有設計出口排氣溫度不高于65℃的要求，直接影響壓縮機及儲氣庫的穩定運行。由于空冷器運行噪聲不滿(mǎn)足國標要求[1]，對其進(jìn)出口進(jìn)行了降噪處理，改變了空冷器系統流動(dòng)阻力；儲氣庫注氣期均要經(jīng)歷夏季高溫條件，空冷器冷卻空氣狀態(tài)變化較大；儲氣庫壓縮機工況波動(dòng)較大，壓縮機出口設計壓力為16.0～32.0 MPa，排氣溫度會(huì )隨著(zhù)排氣壓力升高而升高；另外，隨著(zhù)運行時(shí)間的延長(cháng)，空冷器翅片管外積灰增厚也會(huì )影響換熱效率。為找出影響該空冷器換熱效果的主要因素，需要對空冷器單元整體流動(dòng)和換熱情況進(jìn)行詳細分析。
空冷技術(shù)在國外已經(jīng)比較成熟[2-6]，其中在公開(kāi)發(fā)表的文獻中以學(xué)者Bergles[7]所做的研究z*具有代表性，采用ANSYS CFD軟件對空冷器進(jìn)行換熱的數值模擬計算、對壓縮機廠(chǎng)房?jì)攘鲌?chǎng)分布進(jìn)行模擬計算；Duvenlage[8]對空冷散熱器的三維流場(chǎng)進(jìn)行了數值模擬，考慮了水平風(fēng)沿空冷器長(cháng)軸方向和縱軸方向時(shí)的情況；Staden[9]建立了數學(xué)模型，研究了周?chē)h(huán)境橫風(fēng)對直接空冷系統性能的影響。國內研究人員對空冷器內流動(dòng)分布和換熱強化開(kāi)展了大量理論研究、數值模擬及實(shí)驗研究。劉占斌[10]對翅片管換熱過(guò)程進(jìn)行了數值模擬及實(shí)驗研究，對翅片管的結構進(jìn)行了優(yōu)化分析，獲得了z*優(yōu)的傳熱性能；程遠達[11]對直接空冷式翅片管進(jìn)行了換熱的數值研究，采用了多孔介質(zhì)概念來(lái)代替實(shí)際的翅片管束，利用熱交換模塊模擬空冷單元內部換熱，分析不同環(huán)境參數對空冷單元流動(dòng)和換熱的影響。
采用CFD技術(shù)是目前研究空冷器性能的主要手段，本文對某儲氣庫壓縮機系統空冷器單元整體建立三維數值模擬模型，通過(guò)對不同情況下空冷器內流場(chǎng)和溫度場(chǎng)的計算分析，找出影響空冷器換熱效果的主要因素，為空冷器性能改進(jìn)提供依據。
2、數學(xué)模型及模擬方法
2.1 空冷器模型建立
某儲氣庫現場(chǎng)運行的壓縮機共8臺，每臺配有相同的空冷單元，采用翅片管式換熱器，2臺45kW 軸流風(fēng)扇。圖1為根據現場(chǎng)空冷器結構，按1比1建立的數學(xué)模型，后文提到z=0mm平面在圖1（b）中標出。該空冷器單元包含壓縮機一級排氣冷卻器和二級排氣冷卻器，分別冷卻壓縮機兩級壓縮之后的高溫天然氣，一級冷卻器翅片管束為三排管錯排排列，二級冷卻器翅片管束為四排管錯排排列。
63nibnmgKfmqKHmi5/noJTnqbZcIiBzcmM9XCIvdXBsb2FkZmlsZS8yMDE3LzExMzAvMjAxNzExMzAwNTEzMTI0OTQuanBnXCIgLz4=@!@~@!@@
為研究局部結構對空冷器換熱的影響，本文建立了不同模型，用于與基本模型做對比。由于篇幅限制，其具體的模型結構不再一一呈現，將每一個(gè)模型的結構區別和編號列出在表1中。
2.2 網(wǎng)格劃分及網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗證
對于現有的空冷單元分別劃分了207萬(wàn)、330萬(wàn)、464萬(wàn)網(wǎng)格，驗證了網(wǎng)格無(wú)關(guān)性?？疾炝?個(gè)風(fēng)扇、冷卻空氣入口的質(zhì)量流量和翅片管束前（平面y=3755mm）冷卻空氣的靜壓，結果偏差在5%以?xún)?。模擬計算模型選取了330萬(wàn)網(wǎng)格，模型網(wǎng)格劃分如圖2所示。
2.3 邊界條件設置
空冷器單元內流場(chǎng)和換熱模擬計算時(shí)，對其計算區域，需設置相應的邊界條件。
?。?）為了模擬計算時(shí)給定計算模型穩定的進(jìn)出口邊界條件，對模型入口部分延長(cháng)3m，出口部分延長(cháng)40m；
?。?）空冷器單元內為復雜的三維湍流流動(dòng)，計算時(shí)選取標準k-ε湍流模型；
?。?）在模擬分析空冷器單元換熱情況時(shí)，對其風(fēng)扇采用Fan模型，換熱器采用Radiator模型；
?。?）設置空冷器入口邊界條件為壓力進(jìn)口，出口邊界條件為壓力出口。
由于對空冷器單元整體模擬，關(guān)心的是整體換熱性能，并不關(guān)心換熱器管束內部流動(dòng)，因此對模擬模型進(jìn)行了簡(jiǎn)化。將翅片管束處理為散熱器（Radiator）平面，在該平面上設置壓力損失，換熱器系數等參數，流經(jīng)Radiator模型的流動(dòng)阻力以及經(jīng)驗損失系數與流體的動(dòng)壓頭有關(guān)聯(lián)。本文一級翅片管束采用的流動(dòng)阻力損失曲線(xiàn)[11]為p =0.1624+12.505v+0.9972v2，2級翅片管束采用的流動(dòng)阻力損失曲線(xiàn)[11]為p=0.17864+13.7555v +1.09692v2。2級翅片管換熱時(shí)總的對流換熱系數[12] 均取k=276.23+39.028v-8.5439v2+0.7057v3。風(fēng)扇的處理采用集總參數的思想[13]，在模型中通過(guò)Fan模型引入風(fēng)扇的性能曲線(xiàn)，假定為一個(gè)無(wú)限薄的平面，空氣通過(guò)風(fēng)機時(shí)壓力會(huì )升高，這個(gè)不連續壓升可以由通過(guò)風(fēng)機的空氣速度來(lái)定義。本文采用的風(fēng)機性能曲線(xiàn)[11]為p=360.875+11.013v-1.84v2 +0.0199v3。
考慮切向速度對流場(chǎng)的影響，激活風(fēng)機模型中的旋轉速度設置，認為徑向速度為0[11]，切向速度與半徑成線(xiàn)性關(guān)系v0=fr，其中f=10.09。
3、結果與分析
3.1 空冷器局部結構對流動(dòng)和換熱的影響
分別建立了有無(wú)進(jìn)口降噪板、出口收縮段的空冷器模型，模擬計算了其對空冷器流動(dòng)分布的影響。計算結果如表2所示：無(wú)入口降噪板和出口收縮段時(shí)，空冷器內冷卻空氣的流量會(huì )相應增加1%左右；封堵回流區域也有利于提高冷卻空氣的流量約為1.26%。
空冷器的入口降噪板和出口收縮段對于其阻力損失影響較小。圖3和圖4分別為入口降噪板和出口收縮段對空冷器內部溫度分布圖的影響，差異非常小，說(shuō)明進(jìn)口降噪板和出口收縮段不是引起空冷器性能變差的主要因素。
實(shí)際運行的空冷器單元內一側存在熱回流區域，對比Model1（基本模型）和Model3（無(wú)回流區域）z=0mm平面的溫度分布，如圖5所示。根據模擬結果：當換熱器存在回流區域時(shí)，低于回流區域平面50mm的平面平均溫度為320.1K，比無(wú)回流區域時(shí)高18.27K；風(fēng)扇1在位置上接近換熱器旁的回流區域，當換熱器存在回流區域時(shí)，回流的高溫空氣會(huì )重新通過(guò)風(fēng)扇進(jìn)入空冷器系統，風(fēng)扇1的進(jìn)氣溫度為301.22K，高于無(wú)回流區域1.05K；由于高溫空氣進(jìn)入風(fēng)扇1，也導致風(fēng)扇自身性能下降，流量降低1.26%；通過(guò)有回流區域模型兩風(fēng)扇的空氣速度較無(wú)回流區域模型低3.5%左右。結果說(shuō)明，熱回流區對空冷器換熱性能有一定影響。
3.2 翅片管束積灰對流動(dòng)和換熱的影響
現場(chǎng)實(shí)際的空冷器翅片管外存在嚴重積灰，為此對空冷器模型模擬了翅片管束從0.1mm增加到0.5mm厚度的積灰，模擬積灰對于空冷器流動(dòng)性能和傳熱性能的影響。積灰熱阻的取值及傳熱系數的影響[14]。對模型依次編號1、2、3、4、5，按此順序翅片管束積灰逐漸增厚，翅片管束的阻力損失也逐漸增大。
按照風(fēng)機性能曲線(xiàn)和一級換熱翅片管阻力損失曲線(xiàn)繪制所示的性能曲線(xiàn)如圖6所示，當換熱器積灰厚度從0.1mm增加到0.5mm，其阻力損失增加了近4倍。計算結果表明，換熱器積灰使軸流風(fēng)扇性能顯著(zhù)降低，流量減小27.55%。
圖7為翅片管束積灰前、后冷卻空氣溫度分布。
翅片管換熱器積灰后管外導熱熱阻增大，但翅片間距很小，積灰使相應的流道截面也變小明顯，空氣流速增加，所以需考量多因素對于管外對流換熱系數和積灰后總換熱系數的影響。傳熱系數K隨翅片管積灰厚度增加表現出略微增大的趨勢，但是積灰后阻力損失增大導致風(fēng)扇性能顯著(zhù)降低，冷卻空氣流量的驟減抵消了傳熱系數升高的影響，z*終翅片管束單位時(shí)間內換熱量顯著(zhù)下降。
3.3 環(huán)境溫度對流動(dòng)及換熱的影響
由于氣體的物理屬性對于風(fēng)機的性能和系統的阻力損失都有影響，參考空冷器實(shí)際運行現場(chǎng)環(huán)境溫度變化范圍，本文對1號空冷器模型模擬了環(huán)境溫度-30℃到50℃變化時(shí)，通過(guò)改變不同環(huán)境溫度下的空氣屬性模擬空冷器單元流動(dòng)和換熱性能。
當空冷器進(jìn)氣溫度升高時(shí)，冷卻空氣的密度會(huì )減小，根據風(fēng)扇的密度效應規律[15]：當流經(jīng)系統的氣體密度減小時(shí)，風(fēng)扇內功率和風(fēng)扇壓力都會(huì )減小。模擬的空冷器進(jìn)氣流量和通過(guò)風(fēng)機的冷卻空氣質(zhì)量流量，當進(jìn)氣溫度從-30℃上升到50℃時(shí)，流量減少了17.94%，冷空氣出口溫度升高10℃。圖8為進(jìn)氣溫度為-30℃和50℃時(shí)，空冷器單元在z=0平面的溫度分布圖。
根據模擬結果，由于夏季和冬季空氣的物理屬性相差較大，夏季運行時(shí)，進(jìn)入空冷器的冷卻空氣質(zhì)量流量會(huì )大幅降低，導致空冷器冷卻能力削減。因此，為滿(mǎn)足全年從冬季到夏季空冷器換熱效果，應相應增大風(fēng)扇流量。
3.4 現場(chǎng)改造后空冷器換熱效果
根據模擬計算結果，2016年3月23日，儲氣庫6#空冷器2個(gè)原8葉片風(fēng)扇更換為10葉片風(fēng)扇，2016年6月9日對6#空冷器翅片管束進(jìn)行積灰清理，5#機組未做任何改動(dòng)。機組出口天然氣溫度對比如表3所示，更換風(fēng)扇并清理積灰后，機組出口溫度降幅在5℃左右，出口溫度滿(mǎn)足要求。
4、結論
建立了空冷器單元整體數值模擬模型，對比了局部結構以及環(huán)境溫度等各因素對風(fēng)扇及換熱器性能的影響。主要結論如下：
?。?）通過(guò)對空冷器單元整體建模進(jìn)行流場(chǎng)及溫度場(chǎng)的數值模擬，是一種分析空冷器換熱性能的有效手段。
?。?）該空冷器進(jìn)口降噪板對于空冷器的流動(dòng)性能影響較小，在進(jìn)口處增加降噪板后和出口收縮段后，空冷器運行時(shí)冷卻空氣流量?jì)H減少了1%左右封堵?lián)Q熱器旁回流區域可提高冷卻空氣流量1.26%。
?。?）翅片管外積灰從0.1mm增加到0.5mm厚時(shí)，系統阻力損失增加4倍，導致冷卻空氣流量減小了27.55%，致使換熱效率降低，故及時(shí)清理積灰可有效提高換熱效率；當環(huán)境溫度從-30℃增加至50℃時(shí)，冷卻空氣質(zhì)量流量減小了17.94%，從而導致空冷器冷卻能力降低。
?。?）現場(chǎng)更換大流量風(fēng)扇并清理積灰后，機組出口天然氣溫度降低5℃左右，在夏季高溫時(shí)可以滿(mǎn)足排溫要求。
參考文獻
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【壓縮機網(wǎng)】摘要：針對國內某大型天然氣儲氣庫站場(chǎng)空冷器換熱效率低的問(wèn)題，為找出引起空冷器換熱性能變差的原因，對空冷器改造提供理論依據。以實(shí)際工程為原型，建立空冷器單元整體三維模型，模擬分析了空冷器進(jìn)出口消聲措施、換熱器旁回流區域、換熱器表面積灰及不同環(huán)境溫度下對空冷器內流場(chǎng)及溫度場(chǎng)的影響。研究結果表明：進(jìn)出口消聲措施和換熱器旁回流區域對空冷器單元阻力損失影響較小，分別引起冷卻空氣流量降低約1%和1.26%；換熱器翅片管束外積灰對空冷器換熱影響較大，積灰厚度從0.1mm增厚0.5mm時(shí)，冷卻空氣流量減小27.55%，大幅降低了空冷器換熱能力；運行現場(chǎng)環(huán)境溫度從-30℃（冬季z*低溫度）上升至50℃時(shí)（夏季z*高溫度），冷卻空氣質(zhì)量流量降低17.94%。根據研究結論，清洗翅片管積灰和更換大流量風(fēng)扇是改善該空冷器換熱效果的主要措施，現場(chǎng)改造后空冷器換熱有明顯改善，機組出口溫度可以滿(mǎn)足要求。
1、引言
國內某天然氣儲氣庫投產(chǎn)后，壓縮天然氣的二級排氣出口溫度z*高達72℃，超出原有設計出口排氣溫度不高于65℃的要求，直接影響壓縮機及儲氣庫的穩定運行。由于空冷器運行噪聲不滿(mǎn)足國標要求[1]，對其進(jìn)出口進(jìn)行了降噪處理，改變了空冷器系統流動(dòng)阻力；儲氣庫注氣期均要經(jīng)歷夏季高溫條件，空冷器冷卻空氣狀態(tài)變化較大；儲氣庫壓縮機工況波動(dòng)較大，壓縮機出口設計壓力為16.0～32.0 MPa，排氣溫度會(huì )隨著(zhù)排氣壓力升高而升高；另外，隨著(zhù)運行時(shí)間的延長(cháng)，空冷器翅片管外積灰增厚也會(huì )影響換熱效率。為找出影響該空冷器換熱效果的主要因素，需要對空冷器單元整體流動(dòng)和換熱情況進(jìn)行詳細分析。
空冷技術(shù)在國外已經(jīng)比較成熟[2-6]，其中在公開(kāi)發(fā)表的文獻中以學(xué)者Bergles[7]所做的研究z*具有代表性，采用ANSYS CFD軟件對空冷器進(jìn)行換熱的數值模擬計算、對壓縮機廠(chǎng)房?jì)攘鲌?chǎng)分布進(jìn)行模擬計算；Duvenlage[8]對空冷散熱器的三維流場(chǎng)進(jìn)行了數值模擬，考慮了水平風(fēng)沿空冷器長(cháng)軸方向和縱軸方向時(shí)的情況；Staden[9]建立了數學(xué)模型，研究了周?chē)h(huán)境橫風(fēng)對直接空冷系統性能的影響。國內研究人員對空冷器內流動(dòng)分布和換熱強化開(kāi)展了大量理論研究、數值模擬及實(shí)驗研究。劉占斌[10]對翅片管換熱過(guò)程進(jìn)行了數值模擬及實(shí)驗研究，對翅片管的結構進(jìn)行了優(yōu)化分析，獲得了z*優(yōu)的傳熱性能；程遠達[11]對直接空冷式翅片管進(jìn)行了換熱的數值研究，采用了多孔介質(zhì)概念來(lái)代替實(shí)際的翅片管束，利用熱交換模塊模擬空冷單元內部換熱，分析不同環(huán)境參數對空冷單元流動(dòng)和換熱的影響。
采用CFD技術(shù)是目前研究空冷器性能的主要手段，本文對某儲氣庫壓縮機系統空冷器單元整體建立三維數值模擬模型，通過(guò)對不同情況下空冷器內流場(chǎng)和溫度場(chǎng)的計算分析，找出影響空冷器換熱效果的主要因素，為空冷器性能改進(jìn)提供依據。
2、數學(xué)模型及模擬方法
2.1 空冷器模型建立
某儲氣庫現場(chǎng)運行的壓縮機共8臺，每臺配有相同的空冷單元，采用翅片管式換熱器，2臺45kW 軸流風(fēng)扇。圖1為根據現場(chǎng)空冷器結構，按1比1建立的數學(xué)模型，后文提到z=0mm平面在圖1（b）中標出。該空冷器單元包含壓縮機一級排氣冷卻器和二級排氣冷卻器，分別冷卻壓縮機兩級壓縮之后的高溫天然氣，一級冷卻器翅片管束為三排管錯排排列，二級冷卻器翅片管束為四排管錯排排列。
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為研究局部結構對空冷器換熱的影響，本文建立了不同模型，用于與基本模型做對比。由于篇幅限制，其具體的模型結構不再一一呈現，將每一個(gè)模型的結構區別和編號列出在表1中。
2.2 網(wǎng)格劃分及網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗證
對于現有的空冷單元分別劃分了207萬(wàn)、330萬(wàn)、464萬(wàn)網(wǎng)格，驗證了網(wǎng)格無(wú)關(guān)性?？疾炝?個(gè)風(fēng)扇、冷卻空氣入口的質(zhì)量流量和翅片管束前（平面y=3755mm）冷卻空氣的靜壓，結果偏差在5%以?xún)?。模擬計算模型選取了330萬(wàn)網(wǎng)格，模型網(wǎng)格劃分如圖2所示。
2.3 邊界條件設置
空冷器單元內流場(chǎng)和換熱模擬計算時(shí)，對其計算區域，需設置相應的邊界條件。
?。?）為了模擬計算時(shí)給定計算模型穩定的進(jìn)出口邊界條件，對模型入口部分延長(cháng)3m，出口部分延長(cháng)40m；
?。?）空冷器單元內為復雜的三維湍流流動(dòng)，計算時(shí)選取標準k-ε湍流模型；
?。?）在模擬分析空冷器單元換熱情況時(shí)，對其風(fēng)扇采用Fan模型，換熱器采用Radiator模型；
?。?）設置空冷器入口邊界條件為壓力進(jìn)口，出口邊界條件為壓力出口。
由于對空冷器單元整體模擬，關(guān)心的是整體換熱性能，并不關(guān)心換熱器管束內部流動(dòng)，因此對模擬模型進(jìn)行了簡(jiǎn)化。將翅片管束處理為散熱器（Radiator）平面，在該平面上設置壓力損失，換熱器系數等參數，流經(jīng)Radiator模型的流動(dòng)阻力以及經(jīng)驗損失系數與流體的動(dòng)壓頭有關(guān)聯(lián)。本文一級翅片管束采用的流動(dòng)阻力損失曲線(xiàn)[11]為p =0.1624+12.505v+0.9972v2，2級翅片管束采用的流動(dòng)阻力損失曲線(xiàn)[11]為p=0.17864+13.7555v +1.09692v2。2級翅片管換熱時(shí)總的對流換熱系數[12] 均取k=276.23+39.028v-8.5439v2+0.7057v3。風(fēng)扇的處理采用集總參數的思想[13]，在模型中通過(guò)Fan模型引入風(fēng)扇的性能曲線(xiàn)，假定為一個(gè)無(wú)限薄的平面，空氣通過(guò)風(fēng)機時(shí)壓力會(huì )升高，這個(gè)不連續壓升可以由通過(guò)風(fēng)機的空氣速度來(lái)定義。本文采用的風(fēng)機性能曲線(xiàn)[11]為p=360.875+11.013v-1.84v2 +0.0199v3。
考慮切向速度對流場(chǎng)的影響，激活風(fēng)機模型中的旋轉速度設置，認為徑向速度為0[11]，切向速度與半徑成線(xiàn)性關(guān)系v0=fr，其中f=10.09。
3、結果與分析
3.1 空冷器局部結構對流動(dòng)和換熱的影響
分別建立了有無(wú)進(jìn)口降噪板、出口收縮段的空冷器模型，模擬計算了其對空冷器流動(dòng)分布的影響。計算結果如表2所示：無(wú)入口降噪板和出口收縮段時(shí)，空冷器內冷卻空氣的流量會(huì )相應增加1%左右；封堵回流區域也有利于提高冷卻空氣的流量約為1.26%。
空冷器的入口降噪板和出口收縮段對于其阻力損失影響較小。圖3和圖4分別為入口降噪板和出口收縮段對空冷器內部溫度分布圖的影響，差異非常小，說(shuō)明進(jìn)口降噪板和出口收縮段不是引起空冷器性能變差的主要因素。
實(shí)際運行的空冷器單元內一側存在熱回流區域，對比Model1（基本模型）和Model3（無(wú)回流區域）z=0mm平面的溫度分布，如圖5所示。根據模擬結果：當換熱器存在回流區域時(shí)，低于回流區域平面50mm的平面平均溫度為320.1K，比無(wú)回流區域時(shí)高18.27K；風(fēng)扇1在位置上接近換熱器旁的回流區域，當換熱器存在回流區域時(shí)，回流的高溫空氣會(huì )重新通過(guò)風(fēng)扇進(jìn)入空冷器系統，風(fēng)扇1的進(jìn)氣溫度為301.22K，高于無(wú)回流區域1.05K；由于高溫空氣進(jìn)入風(fēng)扇1，也導致風(fēng)扇自身性能下降，流量降低1.26%；通過(guò)有回流區域模型兩風(fēng)扇的空氣速度較無(wú)回流區域模型低3.5%左右。結果說(shuō)明，熱回流區對空冷器換熱性能有一定影響。
3.2 翅片管束積灰對流動(dòng)和換熱的影響
現場(chǎng)實(shí)際的空冷器翅片管外存在嚴重積灰，為此對空冷器模型模擬了翅片管束從0.1mm增加到0.5mm厚度的積灰，模擬積灰對于空冷器流動(dòng)性能和傳熱性能的影響。積灰熱阻的取值及傳熱系數的影響[14]。對模型依次編號1、2、3、4、5，按此順序翅片管束積灰逐漸增厚，翅片管束的阻力損失也逐漸增大。
按照風(fēng)機性能曲線(xiàn)和一級換熱翅片管阻力損失曲線(xiàn)繪制所示的性能曲線(xiàn)如圖6所示，當換熱器積灰厚度從0.1mm增加到0.5mm，其阻力損失增加了近4倍。計算結果表明，換熱器積灰使軸流風(fēng)扇性能顯著(zhù)降低，流量減小27.55%。
圖7為翅片管束積灰前、后冷卻空氣溫度分布。
翅片管換熱器積灰后管外導熱熱阻增大，但翅片間距很小，積灰使相應的流道截面也變小明顯，空氣流速增加，所以需考量多因素對于管外對流換熱系數和積灰后總換熱系數的影響。傳熱系數K隨翅片管積灰厚度增加表現出略微增大的趨勢，但是積灰后阻力損失增大導致風(fēng)扇性能顯著(zhù)降低，冷卻空氣流量的驟減抵消了傳熱系數升高的影響，z*終翅片管束單位時(shí)間內換熱量顯著(zhù)下降。
3.3 環(huán)境溫度對流動(dòng)及換熱的影響
由于氣體的物理屬性對于風(fēng)機的性能和系統的阻力損失都有影響，參考空冷器實(shí)際運行現場(chǎng)環(huán)境溫度變化范圍，本文對1號空冷器模型模擬了環(huán)境溫度-30℃到50℃變化時(shí)，通過(guò)改變不同環(huán)境溫度下的空氣屬性模擬空冷器單元流動(dòng)和換熱性能。
當空冷器進(jìn)氣溫度升高時(shí)，冷卻空氣的密度會(huì )減小，根據風(fēng)扇的密度效應規律[15]：當流經(jīng)系統的氣體密度減小時(shí)，風(fēng)扇內功率和風(fēng)扇壓力都會(huì )減小。模擬的空冷器進(jìn)氣流量和通過(guò)風(fēng)機的冷卻空氣質(zhì)量流量，當進(jìn)氣溫度從-30℃上升到50℃時(shí)，流量減少了17.94%，冷空氣出口溫度升高10℃。圖8為進(jìn)氣溫度為-30℃和50℃時(shí)，空冷器單元在z=0平面的溫度分布圖。
根據模擬結果，由于夏季和冬季空氣的物理屬性相差較大，夏季運行時(shí)，進(jìn)入空冷器的冷卻空氣質(zhì)量流量會(huì )大幅降低，導致空冷器冷卻能力削減。因此，為滿(mǎn)足全年從冬季到夏季空冷器換熱效果，應相應增大風(fēng)扇流量。
3.4 現場(chǎng)改造后空冷器換熱效果
根據模擬計算結果，2016年3月23日，儲氣庫6#空冷器2個(gè)原8葉片風(fēng)扇更換為10葉片風(fēng)扇，2016年6月9日對6#空冷器翅片管束進(jìn)行積灰清理，5#機組未做任何改動(dòng)。機組出口天然氣溫度對比如表3所示，更換風(fēng)扇并清理積灰后，機組出口溫度降幅在5℃左右，出口溫度滿(mǎn)足要求。
4、結論
建立了空冷器單元整體數值模擬模型，對比了局部結構以及環(huán)境溫度等各因素對風(fēng)扇及換熱器性能的影響。主要結論如下：
?。?）通過(guò)對空冷器單元整體建模進(jìn)行流場(chǎng)及溫度場(chǎng)的數值模擬，是一種分析空冷器換熱性能的有效手段。
?。?）該空冷器進(jìn)口降噪板對于空冷器的流動(dòng)性能影響較小，在進(jìn)口處增加降噪板后和出口收縮段后，空冷器運行時(shí)冷卻空氣流量?jì)H減少了1%左右封堵?lián)Q熱器旁回流區域可提高冷卻空氣流量1.26%。
?。?）翅片管外積灰從0.1mm增加到0.5mm厚時(shí)，系統阻力損失增加4倍，導致冷卻空氣流量減小了27.55%，致使換熱效率降低，故及時(shí)清理積灰可有效提高換熱效率；當環(huán)境溫度從-30℃增加至50℃時(shí)，冷卻空氣質(zhì)量流量減小了17.94%，從而導致空冷器冷卻能力降低。
?。?）現場(chǎng)更換大流量風(fēng)扇并清理積灰后，機組出口天然氣溫度降低5℃左右，在夏季高溫時(shí)可以滿(mǎn)足排溫要求。
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