空 板翅式换热器具有传热效率高、结构紧凑的特点，因此轨道交通用空压机组冷却系统一般采用板翅式换热器并与冷却风机相结合，对压缩空气进行强制对流换热。
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板翅式换热器具有传热效率高、结构紧凑的特点，因此轨道交通用空压机组冷却系统一般采用板翅式换热器并与冷却风机相结合，对压缩空气进行强制对流换热。
但在北方地区，冬季气候条件相对恶劣，气温极低，轨道交通用空压机组常出现换热器内部热流通道冰堵现象，给列车的安全运行造成威胁。
本期我们将对换热器在低温运行时的工作特点进行分析，确定换热器冰堵故障原因，并提出合理预防改进措施。
已知某轨道交通用空压机组，其基本工作流程如图 1 所示。
气体由进气过滤器（ AF ）过滤后经进气阀（ IV ）进入螺杆压缩机（ C ）进行压缩，随后压缩气体入过油气分离器（ OS ）进行油气分离，分离出空气中较大颗粒油滴，使油分离器出口压缩空气含油量低于 3 mg/m 3 ，气体经油气分离后由最小压力阀（ MPV1 ）进入换热器（ AC ）进行冷却换热，将压缩空气冷却到高于环境温度 15 ℃左右，随后气体离开换热器进入油水分离器（ OF ）和气水分离器（ CF ）进一步进行油水分离和气水分离后，进入双塔干燥器（ ST ）进行气体干燥，最后进入除尘过滤器（ DF ）对双塔干燥器可能出现的粉尘进行过滤，气体经过以上处理过程，压缩机组出口的压缩空气可满足用气端对压缩空气洁净、干燥、无油的技术要求。
析水量计算与气体流经各部件的气体状态有关，尤其是和气体温度密切有关，为此需开展空压机组高低温恒湿试验研究确定以上参数。在空气过滤器（ AF ）和进气阀（ IV ）之间、压缩机（ C ）机头气腔温度开关接口处和气体换热器（ AC ）进、出口处分别布置温度传感器 T 0 ， T 1 ， T 2 ， T 3 ，传感器位置如图 2 所示，以监测气体从进气到换热器出口过程中的温度变化。
已知某轨道交通列车用螺杆空压机组为单级压缩，设计工作温度范围 -25~50 ℃，进气压力为 0.1 MPa ，额定排气压力为 0.9 MPa ，额定容积流量为 0.9 m 3 /min ，将该空压机组置于环境舱内，环境舱内温度依次调节至 -30 ， -20 ， 5 ， 20 ， 35 ， 41 ℃，并且将排气压力 p1 调节至 0.9 MPa 以模拟空压机组在不同环境温度下运行情况，获得对应工况各温度传感器物理参量的变化规律，待传感器示数相对稳定后，读取各温度传感器值，试验结果如图 3 所示。
图 3 所示结果表明：
环境舱内温度分布并非均匀的，空压机的吸气温度 T 0一般高于环境舱温度 6~8 ℃，主要是因为二者温度传感器布置不在同一位置且压缩机自身发热及换热器散发出热量会使得环境舱内温度分布略有不均；
换热器进口温度 T 2 和压缩机排气温度 T 1 数值相差较大，且环境舱内温度越低二者数值相差越大，当环境舱内温度为 -30 ℃时，二者差值高达 53.92 ℃，而在环境舱内温度为 41 ℃时，二者差值仅为 12.85 ℃，这表明，压缩气体在经过油气分离器进行油气分离时，油气分离器充当着“冷却器”的角色，而且外界环境温度越低冷却效果越明显；受温控阀调控，压缩机排气温度 T 1 随环境舱温度略有升高，但总体变化不大。综合上述试验分析，油气分离器冷却作用不可忽略，现结合以上试验数据计算压缩机出口析水量 G 1 、油气分离器析水量 G 2 、换热器析水量 G 3 。
已知该空压机组在标况下吸入流量为 V 0=0.9 m 3/min ，吸入空气状态 P 0=0.1 MPa ，空气相对湿度 ?=90% ，经压缩机压缩后，气体压力升高至 p 1=0.9 MPa ，压缩机排气温度为 T 1 ，油气分离器出口温度 T 2 （由于 OS 和 AC 之间的管道较短，忽略本部分管道冷却作用），换热器的出口压缩气体温度 T 3 。析水量计算步骤如下：
根据析水量计算步骤 1~7 ，计算出压缩机出口析水量 G 1 、油气分离器析水量 G 2 、换热器析水量 G 3 ，计算结果如图 4 所示。
图 4 表明，空压机入口空气相对湿度（ ?= 90% ）保持不变的情况下，吸气温度低于 27 ℃时，压缩机出口无凝结水生成，吸气温度高于 27 ℃时，压缩机出口有凝结水生成；当空压机组在低温环境运行时（小于 0 ℃），油气分离器出口无冷凝水生成，即
在 0 ℃以下环境运行时，空压机组仅在换热器内产生凝结水。
分别将环境舱内的湿度改为 60% 和 30% ，重新计算，仅将低温工况运行数据计算整理，结果如图 5 所示。图 5 表明，低温工况下空压机入口空气相对湿度对换热器的析水量产生较大影响，湿度越大，换热器出口析出水量越多，且析水量随湿度增加近似呈“指数函数”形式增长。并由图可知，
析水量的多少不仅和湿度有关还和压缩机入口空气的温度有关，吸气温度越低，换热器的析水量越少，这是因为气温度越低，空气饱和水蒸气密度越小，压缩机吸入的水量就越少。
换热器冰堵故障发生常见于低温环境下压缩机组低运转率（开机时间 / （停机时间 + 开机时间））情况下，从故障发生所处的环境现象中提取两个关键的条件：
由于冷却风机的冷却风量不变，而换热器入口的温度较低（主要是油气分离器在低温下也充当冷却器），在如此大的冷却风量之下，必然会导致换热器出口压缩气体温度过低，从而在换热器内析出较多冷凝水，这是冰堵产生的原始条件；
当空压机在低运转率的“停机”的过程中，由于停机时间相对较长，在低温作用下，由换热器析出的凝结水会附着在其内通道表面并得以固化，在空压机启动后，凝结水生成量会进一步增加，这些凝结水的部分水量又会在下一次空压机停机过程中冷凝并固化在上一次停机
过程中固化的冰晶上，使得冰层变厚，如此循环往复，导致换热器内通道的冰层越来越厚，最终造成内通道堵塞，如果压缩机一直是连续工作的，那么换热器内析出水分即使在低温作用下凝结成小冰晶也会被高速气体带走，在气流作用下冰堵现象短时间不会发生。
冰堵故障产生的主要原因是低温环境下换热器压缩气体侧、冷却空气侧不匹配和空压机组低运转率综合作用的结果。
根据冰堵故障分析结果，环境中空气的低温高湿在没有其它辅助条件下难以改变，对于某些特定的列车运转率也是较为固定的，因此必须从换热器的设计方面提出解决措施。
这就是换热器不析出水的判据，对比 T 2 和 T 3 数值可知从油气分离器出来的压缩气体时，不需要进入换热器换热就可以不析出凝结水。
为实现该方法采用图 6 所示结构，分别在支路 2 ， 3 上安装一电动调节阀，当吸气温度范围为 0 ≤ t ≤ 50 ℃时 M1 开度为 0 ， M2 开度为 100% ；当吸气温度 -25 ℃≤ t ≤ 0 时， M1 开度为 100% ； M 2 开度为 0 ，其控制原理如图 7 所示，为方便实施，换热器前的气干路和支路 2 ， 3 管径应该满足 d 1=d 2=d 3 。
按照图 6 所示的改造方案，将改造后的换热器装入空压机组并在环境舱内进行低温高湿低运转率试验，试验时将环境舱空气湿度调节为 90% 、环境温度调至 -25 ℃，机组运转率设置为 20% （开机 3 min 停机 12 min ），排气压力设为 0.9 MPa ，运行 72 h ，支路 3 温度始终＞ 0 ℃运行情况良好，无冰堵故障产生，换热器改进有效。
（ 1 ）高低温试验结果表明，压缩气体在经过油气分离器进行油气分离时，油气分离器充当着“冷却器”的角色，且外界环境温度越低油气分离器冷却效果越明显。
（ 2 ）随着吸气温度的升高，析出水分部件的先后顺序为，换热器出口、油气分离器出口、压缩机出口，在 0 ℃以下环境运行时，空压机组仅在换热器内产生凝结水。析水量的多少与湿度和吸气温度密切相关，相对湿度越大，换热器出口析出水量越多，且析水量随湿度增加近似呈“指数函数”形式增长，吸气温度越低，换热器的析水量越少。
（ 3 ）冰堵故障产生的主要原因是低温环境下换热器压缩气体侧、冷却空气侧不匹配和空压机组低运转率综合作用的结果。
（ 4 ）以低温工况换热器析水量为 0 为设计准则，对换热器工作模式进行了改进并通过试验进行有效性验证，虽然方案比较简单，但切实可行，试验结果良好，改进方案有效。
