朱 剛，孟 博，郭月姣，雷淑雅，馮國增

(1.中航鼎衡造船有限公司，江蘇 揚州 225217；2.江蘇科技大學 能源與動力學院，江蘇 鎮(zhèn)江 212003)

0 引言

2016年起，國際海事組織《國際防止船舶造成污染公約》(MARPOL)附則Ⅵ“防止船舶造成大氣污染”對船舶的硫氧化物設立了總體限制，并要在2020年全球范圍內強制推行船舶燃油含硫量小于等于0.5%的決議[1]。

為應對即將強制執(zhí)行的“限硫令”，目前普遍采用的三種措施為：加裝廢氣脫硫處理裝置、采用LNG替代燃料、采用低硫燃油[2]。廢氣脫硫處理裝置設備體積大、后期維護成本高，適用于大噸位船舶。采用LNG燃料初期投資高，受加氣點限制供應保障能力不足，存在安全隱患。采用低硫燃油不需要對現有設備做過多的改造，初期投資低，操作簡單，安全可靠。

目前絕對大多數船舶的柴油機供油系統(tǒng)是根據傳統(tǒng)重油的黏度、潤滑性能設計的。因低硫油具有粘度低、潤滑性差、閃點低、易氣化的特點，如果直接更換低硫油，會降低潤滑性能，增加了柴油機和供油系統(tǒng)的磨損，易導致操作和船舶安全方面的隱患[1]。因此，為提高低硫油供油系統(tǒng)的可靠性，采用制冷系統(tǒng)進行冷卻是十分必要的。

瀝青船屬于一種特種船型，是一種專門運輸高溫后熔化瀝青的化學品船，設計制造難度較大。本文以某4 900 t瀝青船為例，設計一種低硫油冷卻系統(tǒng)。首先對冷卻系統(tǒng)的原理進行分析；然后從制冷循環(huán)入手，對壓縮機、冷凝器、蒸發(fā)器、節(jié)流閥等幾個方面進行選型設計，以解決現有技術中傳統(tǒng)船舶直接使用低硫油會磨損柴油機和供油系統(tǒng)，存在船舶操作和安全隱患等不足，為同類船舶的設計改造提供依據。

1 低硫油冷卻系統(tǒng)的原理

目前有關研究人員所提出的低硫油冷卻系統(tǒng)主要由冷水機組模塊、冷媒水泵模塊和水油換熱器模塊組成。其系統(tǒng)冷量傳遞過程主要是通過冷水機組產生冷量來制取冷凍水，然后由冷凍水來冷卻低硫燃油，使其運動粘度增加到2 mm2/s以上，以滿足現有船用柴油機和供油系統(tǒng)的要求。這種系統(tǒng)流程復雜，設備較多，而本文所涉及的4 900 t瀝青船空間有限，不適合采用該系統(tǒng)。

本文所設計的低硫油冷卻系統(tǒng)主要由船用冷水機組和水油換熱器組成。低硫燃油首先通過水油換熱器與海水進行初級換熱，然后與冷水機組中的蒸發(fā)器進行換熱。低硫燃油在蒸發(fā)器中與制冷劑換熱，釋放的熱量被制冷劑蒸發(fā)吸收，以此達到降低低硫燃油溫度的目的。該冷卻系統(tǒng)實現制冷劑直接與低硫燃油換熱，無低硫燃油冷卻過程中冷凍水循環(huán)的工藝環(huán)節(jié)，提高了系統(tǒng)的高效運行。冷卻系統(tǒng)原理圖見圖1。

2 低硫油冷卻系統(tǒng)機組設計

為了確定冷水機組的選型，從系統(tǒng)的制冷循環(huán)分析入手，通過理論分析確定性能計算方法，并尋找影響效率的因素，為改善提高性能和效率提供指導方向。

圖1 冷卻系統(tǒng)原理圖

2.1 制冷循環(huán)形式的確定以及熱力計算

制冷冷水機組的制冷方式通常采用單級蒸汽壓縮式制冷循環(huán)。蒸汽壓縮制冷循環(huán)是目前應用最廣泛的一種制冷方式。由于制冷劑換熱過程依靠相變的汽化潛熱，因此制冷劑循環(huán)量較小，機組結構比較緊湊，具有較高的循環(huán)效率?？紤]瀝青船航行不同海域的各種工況，本系統(tǒng)采用帶回熱的單級壓縮制冷循環(huán)。制冷循環(huán)裝置流程圖見圖2。

1—壓縮機入口；2—壓縮機出口(冷凝器入口)；4—冷凝器出口；5—節(jié)流閥入口；6—節(jié)流閥出口

熱力計算的主要目的是根據制冷循環(huán)裝置的運行工況，算出實際循環(huán)的指標：壓縮機的容量、功率，以及蒸發(fā)器和冷凝器的熱負荷，為制冷系統(tǒng)的選擇提供數據。制冷壓縮機吸氣溫度通常設定為15 ℃。當系統(tǒng)使用臥式殼管式或套管式冷凝器時，可以用增大冷凝面積的方法過冷，通常取過冷溫度較同壓力下的冷凝溫度低3～5 ℃。對于立式殼管式冷凝器，則不考慮過冷。制冷循環(huán)的壓焓圖見圖3，理論循環(huán)的熱力計算結果見表1。

0、3—飽和蒸汽狀態(tài)點；1—壓縮機入口狀態(tài)點；2、4—分別為冷凝器入口、出口狀態(tài)；5—過冷液態(tài)狀態(tài)點；P0—蒸發(fā)過程中壓力狀態(tài)點；Pk—冷凝過程中壓力狀態(tài)點

表1 熱力性能指標計算

注：h1、h2分別為壓縮機入口和出口的焓值,kJ/kg；h4為冷凝器出口的焓值,kJ/kg；V1為蒸發(fā)器的容積,m3；Q0為蒸發(fā)器的冷負荷,W；λ為定容增壓比；η1為壓縮機的機械效率；η2為壓縮機的傳動效率。

2.2 制冷壓縮機的選型

根據表1熱力計算結果，考慮到增加15%的裕量，因此本系統(tǒng)需要的制冷量為Q=13.23 kW。單臺壓縮機的最佳工況制冷量見表2。根據海上環(huán)境的實際情況，綜合考慮后選用渦旋式壓縮機。

表2 單臺壓縮機的最佳工況制冷量

2.3 冷凝器的面積計算

冷凝器形式的選擇應當根據當地的水溫、水質、水量、氣候條件以及制冷機房的布置等方面考慮。水溫較低但水源充足時，采用臥式殼管冷凝器。制冷壓縮機排出的蒸汽進入冷凝器后，先冷卻為飽和蒸汽，接著冷凝成飽和液體，進一步成為過冷液體。由于這個過程帶走的熱量與冷凝器的總熱負荷相比很少，所以計算傳熱溫差時把制冷劑的溫度看作定值。臥式殼管式冷凝器的進出水溫差Δtm1可取4～8 ℃。冷凝器的傳熱面積按式(1)計算：

(1)

式中:Ak為冷凝器的傳熱面積，m2;K1為冷凝器的傳熱系數，K1=850 W/(m2·K)；qC為冷凝器的熱流密度，qC=3 680 W/m2。

由上述數據計算可得傳熱面積為Ak=3.90 m2；考慮到增加15%的裕量，得Ak=4.49 m2。

2.4 蒸發(fā)器的面積計算

臥式殼管式蒸發(fā)器是目前空調用冷水機組中應用最廣的一種蒸發(fā)器。該蒸發(fā)器傳熱效率高，占地面積小，與臥式殼管式冷凝器一起使用可以充分利用空間。蒸發(fā)器的傳熱面積可以按式(2)計算：

(2)

式中：K2為蒸發(fā)器的傳熱系數，K2=780 W/(m2·K)；Δtm2為蒸發(fā)器平均傳熱溫差，℃；q為蒸發(fā)器的熱流密度，W/m2。

可以計算得出A1=3.39 m2；考慮到增加15%的裕量，得A1=3.90 m2。

2.5 節(jié)流裝置的負荷計算

節(jié)流裝置選型時需要根據制冷量、蒸發(fā)溫度方位和蒸發(fā)器冷負荷的大小來確定。一般情況下，節(jié)流裝置的制冷量必須比蒸發(fā)器的負荷大20%～30%，修正系數選取1.07。由于蒸發(fā)器負荷為Q0=12.36 kW，所以節(jié)流裝置負荷為Q1=16.07 kW。

本來對于滿液式蒸發(fā)器來說，應盡量使液體制冷劑浸沒換熱管，以充分利用換熱面積，所以液位控制的節(jié)流裝置比較合適。但是由于大型冷水機組蒸發(fā)器液位變化范圍較大，液面沸騰劇烈，為了取得穩(wěn)定的液位信號，浮球閥的體積龐大，所以采用溫度信號控制的熱力膨脹閥。

3 結論

(1)與其他采用中間冷凍水循環(huán)的低硫燃油冷卻系統(tǒng)相比，系統(tǒng)流程更加簡單，運行效率更高。

(2)系統(tǒng)結構緊湊，占用空間小，對現有船舶供油系統(tǒng)改造小，初投資少。

目前該系統(tǒng)已經應用于4 900 t瀝青船的實際生產中，運行性能穩(wěn)定，效果良好。