雙燃料發電機冷卻水系統實船應用分析

陸書文，趙 兵，倪春杰

(滬東中華造船(集團)有限公司，上海 200129)

0 引 言

根據國際海事組織(International Maritime Organization,IMO)的要求，從2020年1月1日起，全球各海域燃油的含硫量不能超過0.5%，同時在氮氧化物(NOx)排放控制方面遵從3層標準。在這3層控制標準中，Tier Ⅲ的要求最嚴格，要求2016年1月以后建造的船舶在NOx排放控制區的NOx排放量滿足：轉速低于130 r/min，排放控制量為3.4 g/(kW·h)；轉速為130～2 000 r/min，排放控制量為9.0主機曲軸轉速-0.2g/(kW·h)；轉速高于2 000 r/min，排放控制量為2.0 g/(kW·h)。SOx污染問題主要是燃油本身導致的，當前普遍采用的解決方法是通過使用低硫燃油降低SOx的含量；NOx污染問題主要源自發動機，通過對柴油機進行改進滿足Tier III的要求難度很大，須采用SCR(Selective Catalytic Reduction)或EGR(Exhaust Gas Re-circulation)等手段實現。

通過燃用液化天然氣(Liquefied Natural Gas,LNG)能很好地解決上述問題，且LNG的價格相對較為便宜[1]。采用天然氣作為燃料可有效減少SOx、NOx、CO2和顆粒物的排放。大多數LNG中硫的含量都少于30 mg/m3(氣態)，換算成質量分數是0.004%，僅為SOx排放控制區排放要求的1/25。同時，采用天然氣作為燃料可使NOx排放量減少20%～80%，CO2排放量減少20%～30%，更易滿足Tier Ⅲ排放標準的要求[2]。無論是從燃料費用還是設備維護費用的角度看，大型LNG船的經濟性都更明顯[3]。

在這種情況下，越來越多的船舶開始配備雙燃料發電機，其中瓦錫蘭的雙燃料發電機因具有能耗低、振動噪聲小等優勢而在國內雙燃料發電機市場得到青睞。發電機冷卻水系統是船舶系統中必不可少的一部分，能為發電機等設備的運行提供適當的溫度條件。雙燃料發電機的高溫冷卻水系統與低溫冷卻水系統是集成在一起的，共用1個冷卻水膨脹箱，獨立于機艙的中央冷卻水系統設置；若雙燃料發電機的缸套發生泄漏，則燃氣有可能混入發電機的缸套水中，從而進入冷卻水系統，并流入冷卻水膨脹箱[4]。本文以瓦錫蘭的34DF雙燃料發電機為例，對冷卻水系統進行優化設計，使其運行更加穩定。

1 冷卻水系統概述

1.1 34DF雙燃料發電機內部冷卻水系統概述

發電機內部冷卻水系統中,低溫水進口通過機帶低溫水泵增壓之后依次進入空氣冷卻器(低溫側)和滑油冷卻器；高溫水進口通過高溫水泵增壓之后先進入缸套，再進入空氣冷卻器(高溫側)。高溫水出口設置有三通閥，根據高溫水出口溫度控制出口高溫水回到進口的量，保持高溫水出口溫度穩定。

根據設備的要求：低溫水進口溫度需控制在36 ℃左右，膨脹水箱需將發電機進口低溫水靜壓保持在0.10 MPa左右；發電機低溫水泵能實現增壓0.25 MPa，正常允許通過流量為六缸機60 m3/h，八缸機75 m3/h；低溫側空冷器要求最低冷卻水流量為六缸機26.1 m2/h，八缸機32.6 m3/h，發電機低溫水泵出口壓力需保持大于0.25 MPa。發電機高溫水泵能實現增壓0.25 MPa，正常允許通過流量為六缸機60 m3/h，八缸機75 m3/h；高溫側空冷器要求最低冷卻水流量為六缸機26.1 m3/h，八缸機32.6 m3/h，高溫水壓力需保持大于0.20 MPa，高溫水出口壓力設定在92～95 ℃。根據設備性能的要求，經過低溫側空氣冷卻器之后的空氣溫度在燃油模式下需保持45 ℃，在燃氣模式下需保持50 ℃。

1.2 34DF雙燃料發電機外部冷卻水系統概述

在實際工程應用中，不同項目的發電機冷卻水系統設計不盡相同。本文以Yamal項目為例進行分析，其發電機外部冷卻水系統設計見圖1。系統配備有1個膨脹水箱、2臺循環水泵、2臺水冷卻器及相應的三通溫控閥，控制低溫水進口和其他需冷卻設備進口的冷卻水溫度。發電機冷卻水從低溫水系統低溫水泵進口處開一路DN150支管，一分為二到2臺發電機低溫水進口。發電機低溫水出口有一個三通溫控閥，用來控制一部分冷卻水回到低溫水進口，以保證低溫側空氣冷卻器出口空氣的溫度。另一部分冷卻水匯集到一路總管，通過高溫水進口管路進入發電機高溫水系統中，高溫水出來之后回到總管，進入整個低溫水系統中。設計中保持高溫水出口在總管處位于高溫水進口下游1～2 m處，可保證高溫水出口的高溫冷卻水不會回流到發電機高溫水系統中，從而保證整個發電機冷卻水系統的溫度穩定。

圖1 發電機外部冷卻水系統

2 實船應用中出現的問題及分析

2.1 問題描述與分析

在對Yamal首制船的發電機進行試驗時發現，發電機低溫淡水出口的壓力太低，發電機低溫水進口壓力保持在0.09 MPa，出口壓力約為0.15 MPa，理論增壓0.25 MPa的機帶離心式水泵僅實現增壓0.06 MPa，而廠家要求發電機低溫水泵出口壓力需保持大于0.25 MPa，試驗結果遠未達到預期。分析離心泵出口壓力低的原因如下：

1)泵本身問題造成泵出口壓力低。通常情況下，泵馬達的轉速不足或轉向不正確、軸封泄露等問題都會導致泵出口壓力下降。在該Yamal船中，泵為受發電機凸輪軸驅動的機帶離心泵，其轉速和轉向都不會有問題，對泵進行檢查也未發現本體軸封等有損壞，證明泵出口壓力低不是泵自身問題導致的。

2)泵進口流量不足。泵進口流量不足一般都是泵進口管路不通暢、管路通徑過小或進口管路彎頭過多導致管路阻力過大等原因造成的。經檢查，設備進口濾網干凈，且在泵運轉前后其進口壓力無變化，證明管路無堵塞。檢查實際管路布置，管路通徑設計合理且符合設計規范，管路彎頭數量布置合理，因此離心泵出口壓力低不是泵進口流量不足造成的。

3)泵的工況點向大流量、低壓力偏移。圖2為6L34DF發電機機帶離心泵壓力-流量曲線。由圖2可知，流量Q隨著壓力H的下降而逐漸增大，在實際中，由于各種原因導致的泵背壓減少都會使泵的工況點被動地隨著壓力-流量曲線向低壓力、大流量偏移。這時可通過增加泵出口背壓提高泵出口壓力。但是，由于該Yamal船發電機的低溫水出口是通往高溫水進口的，增加泵出口背壓勢必會降低泵出口流量，從而影響設備下一級高溫水的冷卻。在采用此種方法時，需根據設備工況進行流量測算并經過仔細計算之后才能實施。

圖2 6L34DF發電機機帶離心泵壓力-流量曲線

泵的常規排量為60 m3/h，系統需要的最低流量根據機型的不同分別為26.1 m3/h和32.6 m3/h。試驗中使用超聲波流量測試儀測量發電機的流量約為85 m3/h，由于整體流量超過了設備的最低需求，因此可通過在發電機低溫水出口增加合適孔徑的節流孔板，達到在保證冷卻效果的前提下增加低溫水壓力的目的。

2.2 初步解決方案

根據管路壓力，在不改變現有管路的前提下，選擇安裝厚度為3 mm的不銹鋼節流孔板，孔板與相應安裝位置的管路法蘭匹配。

對于DN100(φ114×6)的管路，節流孔板的厚度3 mm 遠小于管子內徑102 mm，因此適用于薄壁小孔流量的計算式為

(1)

式(1)中：q為流量，此處為保證設備的最低流量需求，取值為35 m3/h，即0.009 7 m3/s；Cq為系數，當管子截面積A與小孔截面積A1之比小于7時，即小孔處有不完全收縮流體時，取0.7～0.8，考慮實際節流情況，取Cq=0.8；A1為小孔截面積，根據實際情況計算；ΔP為小孔處前后壓差，考慮低溫水出口不加節流孔板前的壓力為0.15 MPa，預設節流孔板后的壓力為0.14 MPa，考慮機帶離心泵的0.25 MPa增壓和泵進口靜壓0.09 MPa，預設節流孔板前壓力為0.34 MPa，即壓差ΔP=0.2 MPa=20 000 kg/m2；ρ為冷卻水密度，取值為1 000 kg/m2。

將上述數據代入式(1)，可計算出A1=0.001 9 m2，從而得出小孔孔徑d=49.2 mm。充分考慮到發電機的流量和壓力需求，根據計算結果初步確定在發電機低溫水出口處增加一個孔徑為45 mm的節流孔板(見圖3)。在安裝節流孔板之后，發電機低溫水出口壓力穩定在0.32～0.33 MPa，測量發電機冷卻水出口流量約為33 m3/h，發電機能正常運轉。安裝節流孔板之后的系統原理圖見圖4。

圖3 節流孔板示意

圖4 安裝節流孔板之后的系統原理圖

2.3 設計方案優化

2.3.1 試驗及結果分析

在后續對發電機進行負載試驗時發現，2號發電機在負荷達到100%之后其高溫水出口壓力開始下降，進口與出口的溫差增大，導致試驗無法繼續進行。發電機在高負荷下的換熱量增大，需要更多的冷卻水進行換熱。在低負荷下，為保持高溫水出口溫度穩定，在機器內部高溫水出口設置的三通溫控閥使高溫水有一部分從進口回到出口。

在正常工況下，當發電機負荷增大時，換熱量增加，為保持出口溫度穩定，三通溫控閥動作，減少高溫水回流，使高溫水進口溫度下降，設備會從低溫水出口總管抽取更多的冷卻水，以保持高溫水流量穩定，從而實現設備熱循環穩定。

當低溫水出口總管的流量不足時，若三通溫控閥動作之后，高溫水進口無法從低溫水出口總管抽取足夠的冷卻水，則高溫水進口水量會不足，從而導致高溫水出口壓力下降，使得換熱不充分，高溫水出口溫度進一步升高，此時三通溫控閥再次動作，形成一個惡性循環，始終無法達到熱平衡。

當高溫水進口溫度低于60 ℃，或高溫水出口壓力低于0.2 MPa，無法滿足正常換熱要求時，機器內部安保系統被觸發，設備停止運行。

圖5為高溫水溫度和壓力變化趨勢。由圖5和上述分析可知：當發電機負荷較低時，高溫水進口水量充足，隨著發電機負荷的增大，高溫水出口溫度和高溫水壓力振蕩之后平衡，高溫水進口溫度隨著振蕩略微下降之后再次平衡；當發電機負荷進一步增大到100%之后，三通溫控閥開始大幅動作，高溫水進口無法從低溫水出口總管抽取足夠的冷卻水，導致高溫水出口溫度急劇上升，高溫水進口溫度和壓力急劇下降，直至發電機停車，之后高溫水溫度和壓力開始回升。據此，可初步確定導致高溫水壓力低和溫差高的原因是高溫水水量不足。

圖5 高溫水溫度和壓力變化趨勢

為進一步確定發生上述變化的原因，現場嘗試保持2臺發電機同時運轉，當六缸機低負荷運轉時，再次增大八缸機的負荷到100%和110%，發現整個冷卻水系統參數正常。根據圖4，低負荷發電機因換熱量較小，其高溫水進口有更多來自三通溫控閥的高溫水回水，使得低溫水出口到總管的流量大于高溫水進口需從總管吸收的流量，有冗余的流量補充給高負荷運轉的八缸機，從而保證八缸機正常運行，這進一步驗證了造成上述現象的原因是高溫水流量不足。

2.3.2 孔徑設計優化

根據前面的計算和測量，增加節流孔板之后，發電機低溫水流量已滿足設備需求，進一步分析水量不足的原因，發現低溫水出口三通溫控閥有約30%開度回水到低溫水進口，導致進入總管到高溫水進口的水量不足。再次對系統進行分析，考慮低溫水壓力還有一定的余量，可通過適當增大低溫水出口節流孔板的孔徑增大出口流量，在保證低溫水壓力的同時，保證高溫水流量。

同樣根據式(1)進行計算，為保證設備高溫水處的最低流量需求，考慮30%回水，流量取50 m3/h，即0.013 9 m3/s，Cq和ρ的取值同上，根據前面增加節流孔板之后的實際壓力，考慮孔徑增大之后壓力有所下降，預設節流孔板前壓力為0.3 MPa，即預設變更節流孔板之后的壓差ΔP=0.16 MPa=16 000 kg/m2。

將上述數據代入式(1)，可計算出A1=0.003 07 m2，從而得出小孔孔徑d=62 mm。根據計算值，將圖3中的低溫水出口節流孔板的孔徑取整增大到60 mm，再次安裝之后進行試驗，低溫水泵后壓力降到0.29 MPa，實測低溫水出口流量約為55 m3/h；再次進行發電機負載試驗，在整個試驗中發電機高溫水壓力和溫度保持穩定，證明上述計算和優化是滿足設備使用要求的。

3 結 語

雙燃料發電機冷卻水系統的穩定運行直接關系到發電機的穩定運行，進而影響到整個船舶動力系統的穩定運行。本文以Yamal項目中的34DF雙燃料發電機的冷卻水系統為例進行了計算分析，證明在冷卻水系統中通過合理設置節流孔板，既能改善系統局部的壓力和流量，滿足設備的需求，又能快速簡便地解決實際運行問題，這為以后冷卻水系統的相關優化設計提供了一種思路。