基于CFD的分油機室通風系統分析

張明 ，趙敬德2，周建華，李斌

(1.上海外高橋造船有限公司，上海 200137；2.東華大學 環境科學與工程學院，上海 201600)

大型民用船舶的機艙內設置有分油機室，一般會緊鄰高溫油艙，導致分油機室內的綜合熱環境較機艙其他區域更為惡劣。倘若分油機室內的通風效果不佳，可能因局部高溫將室內設備的電子元器件燒壞、影響系統的正常運行。雖然ISO 8861對機艙所需的總風量計算提供了規范指導，但是由于缺少有關分油機室通風計算的細則。根據《船舶設計實用手冊》[1]的指導計算得到的分油機室的機械送、抽風量，在實際應用中的某些特殊環境下(例如，室外氣溫達到42 ℃或更高)，倘若通風布置不合理，則會導致在總風量足夠的情況下，發生局部的溫度峰值超過設備許用的環境溫度、進而導致設備發生故障的風險。本文將借助計算流體力學(CFD)的模擬分析方法[2]，為預測分析分油機室的通風效果提供理論依據，并為分油機室通風系統的設計優化提供參考。

1 分油機室網格模型的構建

圖1為某船舶分油機室的生產設計模型，圖中送風總管(25 500 m3/h)為800 mm×900 mm的矩形風管，布置有7個送風口。抽風管總管(27 000 m3/h)為800 mm×800 mm的矩形風管，布置有5個抽風口，其中2個抽風口延伸到分油機室甲板附近、用于抽排分油機室內沉積的氣體。

圖1 某船分油機室的生產設計模型

為了保證模擬計算的可行性，在盡量減少系統計算時間的同時，使模型盡量貼近實船應用的情況，將分油機室的圍壁和甲板、分油機和供油單元的主要元件、送/抽風管按照實際規格建模，忽略結構內部的扶強材、大小梁、肘板等結構及其他的管線等舾裝件。

在GAMBIT中構建的分油機室的三維模型及計算域內的邊界條件命名見圖2，完成對該模型的面網格和體網格的劃分，總共生成262 984個網格單元。

圖2 分油機室的三維計算模型

2 分油機室通風系統的數值計算

為了便于對分油機室的通風系統模型進行理論分析和數值計算，需要對分油機室內的工作環境作出適當的假設，具體如下。

1)分油機室的結構滿足氣密要求，流體經送風口流入、從抽風口流出計算區域，主要的流動介質為低速空氣，屬于牛頓流體，其表面應力滿足廣義的牛頓黏性應力公式，并忽略由流體黏性力所導致的耗散熱[3]。

2)分油機室內送風管的出口溫度相同、均為室外大氣溫度(42 ℃)，忽略空氣在送風管中的溫升，抽風管入口溫度相同、均為在Outflow的邊界條件下的出流溫度，抽風口保持負壓50 Pa。

3)空氣經過分油機室內的各送風口以均勻的速度流入，經過一定時間的連續運動后，分油機室內的空氣得到充分混合、整個流場最終達到穩定狀態，即可將分油機室內的流動視為穩態流動，在所有的微分方程中忽略時間因素的影響。

4)分油機室內的空氣符合Boussinesq假設，即忽略環境壓力的變化對空氣密度的影響，只考慮由于溫度的變化而引起空氣密度的變化[4]。

5)分油機室內的機械及電氣設備的工作狀態穩定，其向周圍環境均勻地散發熱量。

基于上述假設，在FLUENT軟件中選擇采用壓力修正算法和標準k-ε2方程模型，保持系統中標準k-ε2方程模型的默認設置，并啟用基于熱交換的能量方程。設定操作工況為標準壓力100 kPa，考慮重力的影響，設置重力加速度為Y方向-9.81 m/s2，輸入相關邊界條件，見表1。

表1 邊界條件的名稱、類型和描述

3 模擬結果的分析

為了便于對計算結果進行分析，首先定義7個典型剖面(y-1，z-1～z-6)，見圖3。

圖3 三維計算模型的7個典型剖面

統計上述7個典型剖面上的最高溫度值，見表2。

表2 典型剖面上的最高溫度值 ℃

其中，電控箱及控制臺周圍的最高溫度為54.35 ℃，接近于廠家允許的環境溫度峰值55 ℃，有發生過熱問題的風險。對y-1剖面及z-1/4/6剖面的溫度場進行分析。

分析圖4所示的y-1剖面，發現受送風管側向45°風口的影響，分油機電控箱正面(朝向分油機室右壁)附近的溫度一般均低于其背面溫度。由于主機供油單元周圍的通風效果不理想，且其熱通量較高，導致其附近的溫度高于其他設備，此剖面上的最高溫度t0=56.35 ℃。

圖4 y-1剖面的溫度場

分析圖5所示z-1剖面的速度場云圖，發現在主機供油單元控制臺的左側和頂部均出現低速滯流層，V1、V2附近的速度約為0.2 m/s，對應在控制臺附近的最高溫度t1、t2約為53.35 ℃。

圖5 z-1剖面的計算結果

根據圖6所示的z-4剖面，此位置處的送/抽風管均未布置風口，燃油分油機單元電控箱附近僅有較弱的自然對流，其中在電控箱頂部V6和底部V7的滯流層速度較低、約為0.2 m/s。由于熱空氣的上浮效應，導致電控箱頂部t5處的溫度較高，約為54.35 ℃。

根據圖7所示z-6剖面的速度場云圖，此處的滑油分油機單元電控箱的左上方布置有一個抽風口、右上方布置有一個45°的送風口。受機械送風口的強制對流影響，電控箱右側溫度相對較低，在左側背風面的滯流層V10(約為0.2 m/s)對應的溫度t7相對較高，約為52.35 ℃。

綜合上述分析可知，在分油機室內的電控箱及控制臺周圍存在多個明顯的低速滯流層，尤其是在電控箱的背風面，導致削弱了依靠室外新風進行強制對流換熱的降溫效果。由于部分送風口和抽風口的分布位置比較靠近，也沒有相互錯開布置，導致局部經送風口流出的強制對流空氣在沒有經過充分的室內循環混合后就進入了抽風口，然后直接排出了分油機室，進一步減弱了通過室外新風對分油機室內部進行通風換氣的效果。

圖6 z-4剖面的計算結果

圖7 z-6剖面的計算結果

因此，有必要對當前的分油機室通風系統進行改進，以改善室內的氣流組織和通風效果，并避免電控箱和控制臺附近的溫度超過55 ℃，保障分油機室內設備的安全運行。

4 分油機室通風系統的改進

為了提高該分油機室通風系統的換氣效果，降低重點電氣設備周圍的溫度，針對上文的問題，將原整體式的通風系統改為對關鍵處所的工位送風系統。

1)將送風管和抽風管的位置互換，其中抽風管的高度與風口大小、數量均不變。

2)將送風管的整體高度下降0.5 m，修改后的送風總管底面距離分油機室甲板的高度為3 m，送風口距離電控箱的最小高度為0.3 m。

3)根據燃油/滑油分油機單元和主機/輔機供油單元的散熱量大小、按比例分配各風口的送風量，并將主要送風口置于電控箱和控制臺的正上方，另外針對熱流密度值較大的主機供油單元，增加一路從上方送風總管延伸下來的側向支管送風口，用以改善主機供油單元四周的氣流組織。

經過改進后的分油機室通風系統的三維模型及其邊界條件見圖8。

圖8 改進后的分油機室通風系統模型

在GAMBIT中對改進后的三維模型重新劃分網格，并導入FLUENT軟件進行計算求解。基于對典型剖面的溫度場分析結果，得到在改進前后各剖面最高溫度見表3。

表3 改進前后典型剖面的最高溫度值 ℃

由表3的模擬計算結果可知，在對原分油機室通風系統進行改進后，各典型剖面上的最高溫度均低于55 ℃，且改進后各剖面最高溫度的平均值比改進前的各剖面最高溫度平均值降低1.93 ℃。

在對改進前、后的各典型剖面的溫度場進行對比分析可知，分油機室通風系統經過改進后，燃油分油機單元電控箱(z-4剖面)周圍的最高溫度從54.35 ℃下降到46.35 ℃，基于z-1～z-6剖面的電控箱及控制臺周圍的最高溫度平均值由51.85 ℃下降到48.52 ℃，降幅達到3.33 ℃。特別是對于分油機單元相關的4個剖面：z-3～z-6，其剖面上的最高溫度點均從原來的電控箱附近轉移到其他的非關鍵位置。

5 結論

1)對電控箱進行強制對流送風時，通過正上方風口直接進行工位送風的降溫效果要優于斜上方45°送風的效果。

2)鑒于熱空氣的上浮效應，應將抽風管及其吸入口盡量布置于高處，并將送/抽風管在高度上錯開布置，使送風口與抽風口保持一定的間距，改善室內空氣循環流動的效果。

3)在實踐中，如能在初始設計階段即對分油機室通風進行系統的模擬分析，則可以在最大程度上避免到后期暴露出問題后再進行修改，避免增加額外的物量成本和人工成本。