【壓縮機網】摘要：針對國內某大型天然氣儲氣庫站場空冷器換熱效率低的問題，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境溫度下對空冷器內流場及溫度場的影響。研究結果表明：進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，冷卻空氣流量減小27.55%，大幅降低了空冷器換熱能力；運行現場環境溫度從-30℃（冬季z*低溫度）上升至50℃時（夏季z*高溫度），冷卻空氣質量流量降低17.94%。根據研究結論，清洗翅片管積灰和更換大流量風扇是改善該空冷器換熱效果的主要措施，現場改造后空冷器換熱有明顯改善，機組出口溫度可以滿足要求。
1、引言
國內某天然氣儲氣庫投產后，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足國標要求[1]，對其進出口進行了降噪處理，改變了空冷器系統流動阻力；儲氣庫注氣期均要經歷夏季高溫條件，空冷器冷卻空氣狀態變化較大；儲氣庫壓縮機工況波動較大，壓縮機出口設計壓力為16.0～32.0 MPa，排氣溫度會隨著排氣壓力升高而升高；另外，隨著運行時間的延長，空冷器翅片管外積灰增厚也會影響換熱效率。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和換熱情況進行詳細分析。
空冷技術在國外已經比較成熟[2-6]，其中在公開發表的文獻中以學者Bergles[7]所做的研究z*具有代表性，采用ANSYS CFD軟件對空冷器進行換熱的數值模擬計算、對壓縮機廠房內流場分布進行模擬計算；Duvenlage[8]對空冷散熱器的三維流場進行了數值模擬，考慮了水平風沿空冷器長軸方向和縱軸方向時的情況；Staden[9]建立了數學模型，研究了周圍環境橫風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分布和換熱強化開展了大量理論研究、數值模擬及實驗研究。劉占斌[10]對翅片管換熱過程進行了數值模擬及實驗研究，對翅片管的結構進行了優化分析，獲得了z*優的傳熱性能；程遠達[11]對直接空冷式翅片管進行了換熱的數值研究，采用了多孔介質概念來代替實際的翅片管束，利用熱交換模塊模擬空冷單元內部換熱，分析不同環境參數對空冷單元流動和換熱的影響。
采用CFD技術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，通過對不同情況下空冷器內流場和溫度場的計算分析，找出影響空冷器換熱效果的主要因素，為空冷器性能改進提供依據。
2、數學模型及模擬方法
2.1 空冷器模型建立
某儲氣庫現場運行的壓縮機共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 軸流風扇。圖1為根據現場空冷器結構，按1比1建立的數學模型，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，將每一個模型的結構區別和編號列出在表1中。
2.2 網格劃分及網格無關性驗證
對于現有的空冷單元分別劃分了207萬、330萬、464萬網格，驗證了網格無關性。考察了2個風扇、冷卻空氣入口的質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%以內。模擬計算模型選取了330萬網格，模型網格劃分如圖2所示。
2.3 邊界條件設置
空冷器單元內流場和換熱模擬計算時，對其計算區域，需設置相應的邊界條件。
（1）為了模擬計算時給定計算模型穩定的進出口邊界條件，對模型入口部分延長3m，出口部分延長40m；
（2）空冷器單元內為復雜的三維湍流流動，計算時選取標準k-ε湍流模型；
（3）在模擬分析空冷器單元換熱情況時，對其風扇采用Fan模型，換熱器采用Radiator模型；
（4）設置空冷器入口邊界條件為壓力進口，出口邊界條件為壓力出口。
由于對空冷器單元整體模擬，關心的是整體換熱性能，并不關心換熱器管束內部流動，因此對模擬模型進行了簡化。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Radiator模型的流動阻力以及經驗損失系數與流體的動壓頭有關聯。本文一級翅片管束采用的流動阻力損失曲線[11]為p =0.1624+12.505v+0.9972v2，2級翅片管束采用的流動阻力損失曲線[11]為p=0.17864+13.7555v +1.09692v2。2級翅片管換熱時總的對流換熱系數[12] 均取k=276.23+39.028v-8.5439v2+0.7057v3。風扇的處理采用集總參數的思想[13]，在模型中通過Fan模型引入風扇的性能曲線，假定為一個無限薄的平面，空氣通過風機時壓力會升高，這個不連續壓升可以由通過風機的空氣速度來定義。本文采用的風機性能曲線[11]為p=360.875+11.013v-1.84v2 +0.0199v3。
考慮切向速度對流場的影響，激活風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性關系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和換熱的影響
分別建立了有無進口降噪板、出口收縮段的空冷器模型，模擬計算了其對空冷器流動分布的影響。計算結果如表2所示：無入口降噪板和出口收縮段時，空冷器內冷卻空氣的流量會相應增加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，說明進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，低于回流區域平面50mm的平面平均溫度為320.1K，比無回流區域時高18.27K；風扇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，回流的高溫空氣會重新通過風扇進入空冷器系統，風扇1的進氣溫度為301.22K，高于無回流區域1.05K；由于高溫空氣進入風扇1，也導致風扇自身性能下降，流量降低1.26%；通過有回流區域模型兩風扇的空氣速度較無回流區域模型低3.5%左右。結果說明，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和換熱的影響
現場實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。
按照風機性能曲線和一級換熱翅片管阻力損失曲線繪制所示的性能曲線如圖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扇性能顯著降低，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扇性能顯著降低，冷卻空氣流量的驟減抵消了傳熱系數升高的影響，z*終翅片管束單位時間內換熱量顯著下降。
3.3 環境溫度對流動及換熱的影響
由于氣體的物理屬性對于風機的性能和系統的阻力損失都有影響，參考空冷器實際運行現場環境溫度變化范圍，本文對1號空冷器模型模擬了環境溫度-30℃到50℃變化時，通過改變不同環境溫度下的空氣屬性模擬空冷器單元流動和換熱性能。
當空冷器進氣溫度升高時，冷卻空氣的密度會減小，根據風扇的密度效應規律[15]：當流經系統的氣體密度減小時，風扇內功率和風扇壓力都會減小。模擬的空冷器進氣流量和通過風機的冷卻空氣質量流量，當進氣溫度從-30℃上升到50℃時，流量減少了17.94%，冷空氣出口溫度升高10℃。圖8為進氣溫度為-30℃和50℃時，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，進入空冷器的冷卻空氣質量流量會大幅降低，導致空冷器冷卻能力削減。因此，為滿足全年從冬季到夏季空冷器換熱效果，應相應增大風扇流量。
3.4 現場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個原8葉片風扇更換為10葉片風扇，2016年6月9日對6#空冷器翅片管束進行積灰清理，5#機組未做任何改動。機組出口天然氣溫度對比如表3所示，更換風扇并清理積灰后，機組出口溫度降幅在5℃左右，出口溫度滿足要求。
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境溫度等各因素對風扇及換熱器性能的影響。主要結論如下：
（1）通過對空冷器單元整體建模進行流場及溫度場的數值模擬，是一種分析空冷器換熱性能的有效手段。
（2）該空冷器進口降噪板對于空冷器的流動性能影響較小，在進口處增加降噪板后和出口收縮段后，空冷器運行時冷卻空氣流量僅減少了1%左右封堵換熱器旁回流區域可提高冷卻空氣流量1.26%。
（3）翅片管外積灰從0.1mm增加到0.5mm厚時，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，故及時清理積灰可有效提高換熱效率；當環境溫度從-30℃增加至50℃時，冷卻空氣質量流量減小了17.94%，從而導致空冷器冷卻能力降低。
（4）現場更換大流量風扇并清理積灰后，機組出口天然氣溫度降低5℃左右，在夏季高溫時可以滿足排溫要求。
參考文獻
[1] 工業企業廠界環境噪聲排放標準[S].中國環境監測總站，2008.
[2] 謝林.直接空冷技術的發展和應用[J].電力學報，2006，75（21）：186-189.
[3] 戴振會.國內外直接空冷系統的發展及現狀[J].電站系統工程，2009，25（3）：1-5.
[4] C.J.Meyer. Air Cooler Heat Exchanger Inlet Flow Losses[J].Applied Thermal Engineering，2001，21：771-786.
[5] ParinyaPongsoi. Heat Transfer and Flow Characteristics ofSpiral Fin-and-tube Heat[J].International Journal of Heat and Mass Transfer，2014，79：417-431.
[6] C.J.Meyer. Plenum Chamber Flow Losses in Forced Draught air Cooled Heat Exchangers[J].Applied Thermal Engineer-ing，1998，18：875-893.
[7] E B A. Heat Transfer Enhancement Second Generation
Heat Transfer Technology[J]. Latin American Applied Re-search，1993.
[8] Duvenhage K K D G. The Influence of Wind on the Per-Formance of Forced Draught Air-cooled Heat Exchangers
[J]. Journal of Wind Engineering & Industrial Aerodynam-ics，1996，62（2-3）：259-277.
[9] Staden M P V P L. Numerical Modelling of the Effects of Ambient Conditions on Large Power Station air Cooled steam condensers
[J]. American Society of Mechanical En-gineers Fluids Engineering Division Fed，1995，39：387.
[10] 劉占斌.翅片管換熱過程的數值模擬及實驗研究[D].西安理工大學，2008.
[11] 程遠達.直接空冷式翅片管及空冷凝汽器單元流動與換熱的數值研究[D].北京交通大學，2008.
[12] 卜永東.直接空冷單元流動傳熱特性及空氣流場優化組織[D].華北電力大學，2013.
[13] 丁麗瑗.空冷單元加裝導流板后內部流場的數值模擬及分析[D].華北電力大學，2014.
[14] 陳文飛.空冷凝汽器翅片管積灰對換熱的影響特性分析[D].華北電力大學，2013.
[15] 續魁昌.風機手冊[M].北京：機械工業出版社，2011.
【壓縮機網】摘要：針對國內某大型天然氣儲氣庫站場空冷器換熱效率低的問題，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境溫度下對空冷器內流場及溫度場的影響。研究結果表明：進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，冷卻空氣流量減小27.55%，大幅降低了空冷器換熱能力；運行現場環境溫度從-30℃（冬季z*低溫度）上升至50℃時（夏季z*高溫度），冷卻空氣質量流量降低17.94%。根據研究結論，清洗翅片管積灰和更換大流量風扇是改善該空冷器換熱效果的主要措施，現場改造后空冷器換熱有明顯改善，機組出口溫度可以滿足要求。
1、引言
國內某天然氣儲氣庫投產后，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足國標要求[1]，對其進出口進行了降噪處理，改變了空冷器系統流動阻力；儲氣庫注氣期均要經歷夏季高溫條件，空冷器冷卻空氣狀態變化較大；儲氣庫壓縮機工況波動較大，壓縮機出口設計壓力為16.0～32.0 MPa，排氣溫度會隨著排氣壓力升高而升高；另外，隨著運行時間的延長，空冷器翅片管外積灰增厚也會影響換熱效率。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和換熱情況進行詳細分析。
空冷技術在國外已經比較成熟[2-6]，其中在公開發表的文獻中以學者Bergles[7]所做的研究z*具有代表性，采用ANSYS CFD軟件對空冷器進行換熱的數值模擬計算、對壓縮機廠房內流場分布進行模擬計算；Duvenlage[8]對空冷散熱器的三維流場進行了數值模擬，考慮了水平風沿空冷器長軸方向和縱軸方向時的情況；Staden[9]建立了數學模型，研究了周圍環境橫風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分布和換熱強化開展了大量理論研究、數值模擬及實驗研究。劉占斌[10]對翅片管換熱過程進行了數值模擬及實驗研究，對翅片管的結構進行了優化分析，獲得了z*優的傳熱性能；程遠達[11]對直接空冷式翅片管進行了換熱的數值研究，采用了多孔介質概念來代替實際的翅片管束，利用熱交換模塊模擬空冷單元內部換熱，分析不同環境參數對空冷單元流動和換熱的影響。
采用CFD技術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，通過對不同情況下空冷器內流場和溫度場的計算分析，找出影響空冷器換熱效果的主要因素，為空冷器性能改進提供依據。
2、數學模型及模擬方法
2.1 空冷器模型建立
某儲氣庫現場運行的壓縮機共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 軸流風扇。圖1為根據現場空冷器結構，按1比1建立的數學模型，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，將每一個模型的結構區別和編號列出在表1中。
2.2 網格劃分及網格無關性驗證
對于現有的空冷單元分別劃分了207萬、330萬、464萬網格，驗證了網格無關性。考察了2個風扇、冷卻空氣入口的質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%以內。模擬計算模型選取了330萬網格，模型網格劃分如圖2所示。
2.3 邊界條件設置
空冷器單元內流場和換熱模擬計算時，對其計算區域，需設置相應的邊界條件。
（1）為了模擬計算時給定計算模型穩定的進出口邊界條件，對模型入口部分延長3m，出口部分延長40m；
（2）空冷器單元內為復雜的三維湍流流動，計算時選取標準k-ε湍流模型；
（3）在模擬分析空冷器單元換熱情況時，對其風扇采用Fan模型，換熱器采用Radiator模型；
（4）設置空冷器入口邊界條件為壓力進口，出口邊界條件為壓力出口。
由于對空冷器單元整體模擬，關心的是整體換熱性能，并不關心換熱器管束內部流動，因此對模擬模型進行了簡化。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Radiator模型的流動阻力以及經驗損失系數與流體的動壓頭有關聯。本文一級翅片管束采用的流動阻力損失曲線[11]為p =0.1624+12.505v+0.9972v2，2級翅片管束采用的流動阻力損失曲線[11]為p=0.17864+13.7555v +1.09692v2。2級翅片管換熱時總的對流換熱系數[12] 均取k=276.23+39.028v-8.5439v2+0.7057v3。風扇的處理采用集總參數的思想[13]，在模型中通過Fan模型引入風扇的性能曲線，假定為一個無限薄的平面，空氣通過風機時壓力會升高，這個不連續壓升可以由通過風機的空氣速度來定義。本文采用的風機性能曲線[11]為p=360.875+11.013v-1.84v2 +0.0199v3。
考慮切向速度對流場的影響，激活風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性關系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和換熱的影響
分別建立了有無進口降噪板、出口收縮段的空冷器模型，模擬計算了其對空冷器流動分布的影響。計算結果如表2所示：無入口降噪板和出口收縮段時，空冷器內冷卻空氣的流量會相應增加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，說明進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，低于回流區域平面50mm的平面平均溫度為320.1K，比無回流區域時高18.27K；風扇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，回流的高溫空氣會重新通過風扇進入空冷器系統，風扇1的進氣溫度為301.22K，高于無回流區域1.05K；由于高溫空氣進入風扇1，也導致風扇自身性能下降，流量降低1.26%；通過有回流區域模型兩風扇的空氣速度較無回流區域模型低3.5%左右。結果說明，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和換熱的影響
現場實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。
按照風機性能曲線和一級換熱翅片管阻力損失曲線繪制所示的性能曲線如圖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扇性能顯著降低，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扇性能顯著降低，冷卻空氣流量的驟減抵消了傳熱系數升高的影響，z*終翅片管束單位時間內換熱量顯著下降。
3.3 環境溫度對流動及換熱的影響
由于氣體的物理屬性對于風機的性能和系統的阻力損失都有影響，參考空冷器實際運行現場環境溫度變化范圍，本文對1號空冷器模型模擬了環境溫度-30℃到50℃變化時，通過改變不同環境溫度下的空氣屬性模擬空冷器單元流動和換熱性能。
當空冷器進氣溫度升高時，冷卻空氣的密度會減小，根據風扇的密度效應規律[15]：當流經系統的氣體密度減小時，風扇內功率和風扇壓力都會減小。模擬的空冷器進氣流量和通過風機的冷卻空氣質量流量，當進氣溫度從-30℃上升到50℃時，流量減少了17.94%，冷空氣出口溫度升高10℃。圖8為進氣溫度為-30℃和50℃時，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，進入空冷器的冷卻空氣質量流量會大幅降低，導致空冷器冷卻能力削減。因此，為滿足全年從冬季到夏季空冷器換熱效果，應相應增大風扇流量。
3.4 現場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個原8葉片風扇更換為10葉片風扇，2016年6月9日對6#空冷器翅片管束進行積灰清理，5#機組未做任何改動。機組出口天然氣溫度對比如表3所示，更換風扇并清理積灰后，機組出口溫度降幅在5℃左右，出口溫度滿足要求。
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境溫度等各因素對風扇及換熱器性能的影響。主要結論如下：
（1）通過對空冷器單元整體建模進行流場及溫度場的數值模擬，是一種分析空冷器換熱性能的有效手段。
（2）該空冷器進口降噪板對于空冷器的流動性能影響較小，在進口處增加降噪板后和出口收縮段后，空冷器運行時冷卻空氣流量僅減少了1%左右封堵換熱器旁回流區域可提高冷卻空氣流量1.26%。
（3）翅片管外積灰從0.1mm增加到0.5mm厚時，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，故及時清理積灰可有效提高換熱效率；當環境溫度從-30℃增加至50℃時，冷卻空氣質量流量減小了17.94%，從而導致空冷器冷卻能力降低。
（4）現場更換大流量風扇并清理積灰后，機組出口天然氣溫度降低5℃左右，在夏季高溫時可以滿足排溫要求。
參考文獻
[1] 工業企業廠界環境噪聲排放標準[S].中國環境監測總站，2008.
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