双燃料发电机冷却水系统实船应用分析

陆书文，赵 兵，倪春杰

(沪东中华造船(集团)有限公司，上海 200129)

0 引 言

根据国际海事组织(International Maritime Organization,IMO)的要求，从2020年1月1日起，全球各海域燃油的含硫量不能超过0.5%，同时在氮氧化物(NOx)排放控制方面遵从3层标准。在这3层控制标准中，Tier Ⅲ的要求最严格，要求2016年1月以后建造的船舶在NOx排放控制区的NOx排放量满足：转速低于130 r/min，排放控制量为3.4 g/(kW·h)；转速为130～2 000 r/min，排放控制量为9.0主机曲轴转速-0.2g/(kW·h)；转速高于2 000 r/min，排放控制量为2.0 g/(kW·h)。SOx污染问题主要是燃油本身导致的，当前普遍采用的解决方法是通过使用低硫燃油降低SOx的含量；NOx污染问题主要源自发动机，通过对柴油机进行改进满足Tier III的要求难度很大，须采用SCR(Selective Catalytic Reduction)或EGR(Exhaust Gas Re-circulation)等手段实现。

通过燃用液化天然气(Liquefied Natural Gas,LNG)能很好地解决上述问题，且LNG的价格相对较为便宜[1]。采用天然气作为燃料可有效减少SOx、NOx、CO2和颗粒物的排放。大多数LNG中硫的含量都少于30 mg/m3(气态)，换算成质量分数是0.004%，仅为SOx排放控制区排放要求的1/25。同时，采用天然气作为燃料可使NOx排放量减少20%～80%，CO2排放量减少20%～30%，更易满足Tier Ⅲ排放标准的要求[2]。无论是从燃料费用还是设备维护费用的角度看，大型LNG船的经济性都更明显[3]。

在这种情况下，越来越多的船舶开始配备双燃料发电机，其中瓦锡兰的双燃料发电机因具有能耗低、振动噪声小等优势而在国内双燃料发电机市场得到青睐。发电机冷却水系统是船舶系统中必不可少的一部分，能为发电机等设备的运行提供适当的温度条件。双燃料发电机的高温冷却水系统与低温冷却水系统是集成在一起的，共用1个冷却水膨胀箱，独立于机舱的中央冷却水系统设置；若双燃料发电机的缸套发生泄漏，则燃气有可能混入发电机的缸套水中，从而进入冷却水系统，并流入冷却水膨胀箱[4]。本文以瓦锡兰的34DF双燃料发电机为例，对冷却水系统进行优化设计，使其运行更加稳定。

1 冷却水系统概述

1.1 34DF双燃料发电机内部冷却水系统概述

发电机内部冷却水系统中,低温水进口通过机带低温水泵增压之后依次进入空气冷却器(低温侧)和滑油冷却器；高温水进口通过高温水泵增压之后先进入缸套，再进入空气冷却器(高温侧)。高温水出口设置有三通阀，根据高温水出口温度控制出口高温水回到进口的量，保持高温水出口温度稳定。

根据设备的要求：低温水进口温度需控制在36 ℃左右，膨胀水箱需将发电机进口低温水静压保持在0.10 MPa左右；发电机低温水泵能实现增压0.25 MPa，正常允许通过流量为六缸机60 m3/h，八缸机75 m3/h；低温侧空冷器要求最低冷却水流量为六缸机26.1 m2/h，八缸机32.6 m3/h，发电机低温水泵出口压力需保持大于0.25 MPa。发电机高温水泵能实现增压0.25 MPa，正常允许通过流量为六缸机60 m3/h，八缸机75 m3/h；高温侧空冷器要求最低冷却水流量为六缸机26.1 m3/h，八缸机32.6 m3/h，高温水压力需保持大于0.20 MPa，高温水出口压力设定在92～95 ℃。根据设备性能的要求，经过低温侧空气冷却器之后的空气温度在燃油模式下需保持45 ℃，在燃气模式下需保持50 ℃。

1.2 34DF双燃料发电机外部冷却水系统概述

在实际工程应用中，不同项目的发电机冷却水系统设计不尽相同。本文以Yamal项目为例进行分析，其发电机外部冷却水系统设计见图1。系统配备有1个膨胀水箱、2台循环水泵、2台水冷却器及相应的三通温控阀，控制低温水进口和其他需冷却设备进口的冷却水温度。发电机冷却水从低温水系统低温水泵进口处开一路DN150支管，一分为二到2台发电机低温水进口。发电机低温水出口有一个三通温控阀，用来控制一部分冷却水回到低温水进口，以保证低温侧空气冷却器出口空气的温度。另一部分冷却水汇集到一路总管，通过高温水进口管路进入发电机高温水系统中，高温水出来之后回到总管，进入整个低温水系统中。设计中保持高温水出口在总管处位于高温水进口下游1～2 m处，可保证高温水出口的高温冷却水不会回流到发电机高温水系统中，从而保证整个发电机冷却水系统的温度稳定。

图1 发电机外部冷却水系统

2 实船应用中出现的问题及分析

2.1 问题描述与分析

在对Yamal首制船的发电机进行试验时发现，发电机低温淡水出口的压力太低，发电机低温水进口压力保持在0.09 MPa，出口压力约为0.15 MPa，理论增压0.25 MPa的机带离心式水泵仅实现增压0.06 MPa，而厂家要求发电机低温水泵出口压力需保持大于0.25 MPa，试验结果远未达到预期。分析离心泵出口压力低的原因如下：

1)泵本身问题造成泵出口压力低。通常情况下，泵马达的转速不足或转向不正确、轴封泄露等问题都会导致泵出口压力下降。在该Yamal船中，泵为受发电机凸轮轴驱动的机带离心泵，其转速和转向都不会有问题，对泵进行检查也未发现本体轴封等有损坏，证明泵出口压力低不是泵自身问题导致的。

2)泵进口流量不足。泵进口流量不足一般都是泵进口管路不通畅、管路通径过小或进口管路弯头过多导致管路阻力过大等原因造成的。经检查，设备进口滤网干净，且在泵运转前后其进口压力无变化，证明管路无堵塞。检查实际管路布置，管路通径设计合理且符合设计规范，管路弯头数量布置合理，因此离心泵出口压力低不是泵进口流量不足造成的。

3)泵的工况点向大流量、低压力偏移。图2为6L34DF发电机机带离心泵压力-流量曲线。由图2可知，流量Q随着压力H的下降而逐渐增大，在实际中，由于各种原因导致的泵背压减少都会使泵的工况点被动地随着压力-流量曲线向低压力、大流量偏移。这时可通过增加泵出口背压提高泵出口压力。但是，由于该Yamal船发电机的低温水出口是通往高温水进口的，增加泵出口背压势必会降低泵出口流量，从而影响设备下一级高温水的冷却。在采用此种方法时，需根据设备工况进行流量测算并经过仔细计算之后才能实施。

图2 6L34DF发电机机带离心泵压力-流量曲线

泵的常规排量为60 m3/h，系统需要的最低流量根据机型的不同分别为26.1 m3/h和32.6 m3/h。试验中使用超声波流量测试仪测量发电机的流量约为85 m3/h，由于整体流量超过了设备的最低需求，因此可通过在发电机低温水出口增加合适孔径的节流孔板，达到在保证冷却效果的前提下增加低温水压力的目的。

2.2 初步解决方案

根据管路压力，在不改变现有管路的前提下，选择安装厚度为3 mm的不锈钢节流孔板，孔板与相应安装位置的管路法兰匹配。

对于DN100(φ114×6)的管路，节流孔板的厚度3 mm 远小于管子内径102 mm，因此适用于薄壁小孔流量的计算式为

(1)

式(1)中：q为流量，此处为保证设备的最低流量需求，取值为35 m3/h，即0.009 7 m3/s；Cq为系数，当管子截面积A与小孔截面积A1之比小于7时，即小孔处有不完全收缩流体时，取0.7～0.8，考虑实际节流情况，取Cq=0.8；A1为小孔截面积，根据实际情况计算；ΔP为小孔处前后压差，考虑低温水出口不加节流孔板前的压力为0.15 MPa，预设节流孔板后的压力为0.14 MPa，考虑机带离心泵的0.25 MPa增压和泵进口静压0.09 MPa，预设节流孔板前压力为0.34 MPa，即压差ΔP=0.2 MPa=20 000 kg/m2；ρ为冷却水密度，取值为1 000 kg/m2。

将上述数据代入式(1)，可计算出A1=0.001 9 m2，从而得出小孔孔径d=49.2 mm。充分考虑到发电机的流量和压力需求，根据计算结果初步确定在发电机低温水出口处增加一个孔径为45 mm的节流孔板(见图3)。在安装节流孔板之后，发电机低温水出口压力稳定在0.32～0.33 MPa，测量发电机冷却水出口流量约为33 m3/h，发电机能正常运转。安装节流孔板之后的系统原理图见图4。

图3 节流孔板示意

图4 安装节流孔板之后的系统原理图

2.3 设计方案优化

2.3.1 试验及结果分析

在后续对发电机进行负载试验时发现，2号发电机在负荷达到100%之后其高温水出口压力开始下降，进口与出口的温差增大，导致试验无法继续进行。发电机在高负荷下的换热量增大，需要更多的冷却水进行换热。在低负荷下，为保持高温水出口温度稳定，在机器内部高温水出口设置的三通温控阀使高温水有一部分从进口回到出口。

在正常工况下，当发电机负荷增大时，换热量增加，为保持出口温度稳定，三通温控阀动作，减少高温水回流，使高温水进口温度下降，设备会从低温水出口总管抽取更多的冷却水，以保持高温水流量稳定，从而实现设备热循环稳定。

当低温水出口总管的流量不足时，若三通温控阀动作之后，高温水进口无法从低温水出口总管抽取足够的冷却水，则高温水进口水量会不足，从而导致高温水出口压力下降，使得换热不充分，高温水出口温度进一步升高，此时三通温控阀再次动作，形成一个恶性循环，始终无法达到热平衡。

当高温水进口温度低于60 ℃，或高温水出口压力低于0.2 MPa，无法满足正常换热要求时，机器内部安保系统被触发，设备停止运行。

图5为高温水温度和压力变化趋势。由图5和上述分析可知：当发电机负荷较低时，高温水进口水量充足，随着发电机负荷的增大，高温水出口温度和高温水压力振荡之后平衡，高温水进口温度随着振荡略微下降之后再次平衡；当发电机负荷进一步增大到100%之后，三通温控阀开始大幅动作，高温水进口无法从低温水出口总管抽取足够的冷却水，导致高温水出口温度急剧上升，高温水进口温度和压力急剧下降，直至发电机停车，之后高温水温度和压力开始回升。据此，可初步确定导致高温水压力低和温差高的原因是高温水水量不足。

图5 高温水温度和压力变化趋势

为进一步确定发生上述变化的原因，现场尝试保持2台发电机同时运转，当六缸机低负荷运转时，再次增大八缸机的负荷到100%和110%，发现整个冷却水系统参数正常。根据图4，低负荷发电机因换热量较小，其高温水进口有更多来自三通温控阀的高温水回水，使得低温水出口到总管的流量大于高温水进口需从总管吸收的流量，有冗余的流量补充给高负荷运转的八缸机，从而保证八缸机正常运行，这进一步验证了造成上述现象的原因是高温水流量不足。

2.3.2 孔径设计优化

根据前面的计算和测量，增加节流孔板之后，发电机低温水流量已满足设备需求，进一步分析水量不足的原因，发现低温水出口三通温控阀有约30%开度回水到低温水进口，导致进入总管到高温水进口的水量不足。再次对系统进行分析，考虑低温水压力还有一定的余量，可通过适当增大低温水出口节流孔板的孔径增大出口流量，在保证低温水压力的同时，保证高温水流量。

同样根据式(1)进行计算，为保证设备高温水处的最低流量需求，考虑30%回水，流量取50 m3/h，即0.013 9 m3/s，Cq和ρ的取值同上，根据前面增加节流孔板之后的实际压力，考虑孔径增大之后压力有所下降，预设节流孔板前压力为0.3 MPa，即预设变更节流孔板之后的压差ΔP=0.16 MPa=16 000 kg/m2。

将上述数据代入式(1)，可计算出A1=0.003 07 m2，从而得出小孔孔径d=62 mm。根据计算值，将图3中的低温水出口节流孔板的孔径取整增大到60 mm，再次安装之后进行试验，低温水泵后压力降到0.29 MPa，实测低温水出口流量约为55 m3/h；再次进行发电机负载试验，在整个试验中发电机高温水压力和温度保持稳定，证明上述计算和优化是满足设备使用要求的。

3 结 语

双燃料发电机冷却水系统的稳定运行直接关系到发电机的稳定运行，进而影响到整个船舶动力系统的稳定运行。本文以Yamal项目中的34DF双燃料发电机的冷却水系统为例进行了计算分析，证明在冷却水系统中通过合理设置节流孔板，既能改善系统局部的压力和流量，满足设备的需求，又能快速简便地解决实际运行问题，这为以后冷却水系统的相关优化设计提供了一种思路。