寒冷氣候運營船舶的壓載艙防結冰系統設計及計算

趙 爽

（上海打撈局 救撈工程船隊，上海 200090）

0 引言

隨著石油天然氣等資源開采逐步向極地擴展及冰區航運產業的發展，能在寒冷氣候下運營船舶的需求也隨之增加。船舶具體運營區域及周期不同，船級社規范按不同的冰區符號對結構及設備會有相應的加強要求。但如何防止壓載水艙在低溫環境結冰則是此類船舶需要解決的共性問題。

部分或全部在壓載水線之上的壓載艙暴露在低溫環境下，會在艙室頂部和臨近外板處結冰，見圖1。艙室結冰會對船舶的運行安全造成很大危害。如頂部結冰后的壓載艙在冰層下形成一個獨立的密閉空間，排壓載水作業時在艙內形成真空導致船體結構破損；艙內壓載水結冰體積膨脹后也可能破壞結構；另外管路系統也會因為結冰而堵塞或凍裂，從而影響正常操作及運行安全。

圖1 壓載水結冰現象

因此在寒冷氣候運營船舶壓載艙必須設置有效的防結冰措施，目前常用的方式有：1）蒸汽注入系統；2）加熱盤管系統；3）水循環系統；4）氣泡系統。

采用蒸汽或熱水加熱壓載水是一種可行的措施，蒸汽加熱盤管通常被認為是最有效的方式。加熱盤管垂直布置在壓載水線之上的艙壁上。但這也是一種非常昂貴的方式，除了熱交換需要大量能源消耗外，布置在海水中的加熱盤管還極易腐蝕，因此還需要投入大量資金選用高耐腐蝕管材，或者使用普通鋼管但需定期檢修維護材料。

水循環系統是利用壓載泵強制艙內不同層的壓載水進行熱交換，從而達到防止結冰的目的。但水循環系統要求負責設計和操作，在壓載艙數量較多時很難實現。氣泡系統與水循環系統有著類似的工作原理，通過氣流擾動迫使底部液體與表面進行熱交換。雖然目前氣泡系統仍無法進行精確的理論計算，但相關實驗已經證明了此種方法可以有效防止結冰，也可通過某些近似計算對系統進行模擬。本文將對兩種常用的方式即加熱盤管和氣泡系統進行分析及比較。

1 規范要求

寒冷區域航行或作業的船舶需要進行何種加強，最早來源于《芬蘭-瑞典冰級規則》。之后各船級社均以此為依據，作為入級符號的附加標識編入規范。對于不同的冰級，分別對船體結構、主機功率、軸系、齒輪箱、螺旋槳、起動裝置和冷卻水等管路系統提出不同的技術要求。

其中各個船級社對壓載艙防凍的要求類似，且適用所有的冰級符號。以勞氏船級社（LR）為例，具體描述為“運行在冰區和低溫環境的船舶，高于設計壓載水線且靠近外板的淡水艙和壓載水艙必須提供有效防止結冰的措施”。對于完全位于水線以上的艙，加熱盤管是有效的防凍保護。對于部分位于水線以下的艙，加熱盤管、持續的水循環系統、氣泡系統或者其他能通過理論計算、試驗、運行實例證明可以消除艙室結冰危害的方式都被認為是有效的方式（全部在設計壓載水線之下艙室不需要防結冰安排）。

挪威船級社（DNV GL）的暫行防凍規范（Winterization）依據大氣溫度劃分3個等級[5]，對不同防凍等級下的設計有非常詳細的要求，見表 1和表 2。其中對環境參數的定義可作為壓載艙防凍系統的設計及熱平衡計算的依據。

表1 DNV GL船級社防凍等級符號劃分

2 加熱盤管系統分析

2.1 建立模型

本文以上海打撈局為馬士基建造的特種海底服務船（SSV）作為研究對象，研究壓載艙除冰系統設計過程。SSV項目船長137.6 m，船寬27.0 m，入級英國勞氏船級社（LR），滿足冰級符號Ice Class 1C FS。船上配有1臺900 kW熱水鍋爐，2臺工作空壓機352 m3/h @0.8 MPa。

表2 DNV GL船級社防凍等級對應設計條件

SSV項目將在挪威海域運營，冬季設計溫度-19.5℃，壓載水艙總容積7 300 m3，其中30個邊壓載艙根據規范要求需要設置防結冰系統。為了便于分析，選取其中1個壓載艙作為研究對象，尺寸如圖2所示，其艏艉相鄰的艙室也是壓載艙。首先參照表2確定設計環境參數：空氣-20℃，海水-2℃，風速20 m/s。然后再設定一些假定操作條件：壓載狀態為95%滿艙；艙內空氣溫度為海水與環境溫度平均值約-10℃；寒冷氣候作業周期為24 h。

圖2 壓載艙熱平衡模型

2.2 熱損失計算

海水結冰本質上是一個熱量傳遞的過程，如無外界干擾，壓載艙中的靜止海水在低于冰點的環境下在一定時間內必然會結冰。結冰的過程根據時間段又可分為2個階段：海水溫度降低到冰點（-2℃）的時間段及海水結冰的時間段。根據能量守恒定律，為了防止壓載艙結冰則需要提供足夠的能量來補償過程中的熱量損失。根據系統的設計環境參數可知，補償第一階段大量海水溫度降低損失的能量，維持其溫度在冰點之上耗能巨大，幾乎是不可實現的。因此，防結冰系統的設計時要至少能補償第二階段的熱量損失。

海水結冰階段的主要熱量損失來自對外界的散熱，同時海水轉換為冰的潛熱也應考慮。與外界環境的熱損失包括以下2個部分。

1）通過壓載水線之上側壁面積A1=34.8 m2，壓載水與空氣之間的對流散熱量Qob≈19 000 J/s，在風速20 m/s下強制換熱系數[4]hout=30 W/K·m2；

2）通過壓載水表面A2=22.2 m2，壓載水與艙內空氣的對流散熱量Qair≈1 000 J/s,換熱系數[4]hin=5.6 W/K·m2；

要計算壓載水結冰的溶解潛熱量Qice（假設冰層5 mm厚，冰溶解比潛熱Δhfr=335 kJ/kg），首先需要確定結冰所需時間，即前述第二階段的周期。此時間值與材質、形狀、溫差以及海水自身儲存能量都有關系。對于壓載艙，可近似按平面公式預估[4]（忽略鋼板的溫度變化等微小因素）。

式中：ρice為冰在-2℃的密度，取920 kg/m3；hice為冰層厚度，取0.005 m；h為表面對流散熱系數，W/K·m2；Tsea為艙內海水溫度，℃；Tair為空氣溫度，℃。

據此，可計算出側壁結冰時間約為tfr1=0.85 h；艙室表面結冰時間約為tfr2=10.3 h。可以看出艙室頂部空氣層作為緩沖，很大程度上減緩了表面結冰的時間。根據各自的結冰時間，參照克勞修斯-克拉貝隆方程算出需要克服的冰（5 mm）溶解潛熱Qice≈40 000 J/s。

因此防結冰系統至少需要補償的總熱損失為Qtotal=Qob+Qair+Qice=60 000 J/s。

2.3 加熱盤管系統

假設此項目選用加熱盤管系統作為防結冰措施，根據規范要求將垂直地布置在水線之上的艙壁上。本文只對該系統做理論性論證，計算熱源的需求，對盤管的具體設計和布置不做深入探討。

每個壓載艙結冰過程熱量損失約為60 000 J/s，項目類似壓載艙共30個，即需要熱源為1 800 000 J/s。通常項目用蒸汽鍋爐提供的0.6 MPa飽和蒸汽作為加熱盤管熱源，0.6 MPa飽和蒸汽與冷凝水焓差值Δhsteam=2 333 kJ/kg。因此蒸汽需求量為Qsteam=2 777.5 kg/h ≈3 t/h，即鍋爐滿足正常熱負荷外還額外需為壓載艙除冰系統提供3 t/h的飽和蒸汽，核算成功率約為2.0 MW。

通常大部分特種船對熱源消耗較少，基本不配備蒸汽鍋爐。以SSV項目為例，船上唯一的熱源為1臺900 kW熱水鍋爐，熱水溫度為95℃@ 0.6 MPa。如以熱水作為加熱盤管熱源，假設回水溫度為60℃，則焓差值Δhwater=147 kJ/kg。熱水需求量Qwater=44 081.6 kg/h ≈45 t/h，很顯然方案不可能實現。

2.4 小結

通過以上計算，可以簡單推斷加熱盤管作為防結冰方案原則上是可行的，但需要配備蒸汽鍋爐作為熱源，且能源消耗較大。對于只配備熱水鍋爐的特種工程船等，加熱盤管系統不應作為壓載艙主要防結冰方式。

3 氣泡系統設計

3.1 系統簡介

氣泡系統可以作為艙室、湖泊等防結冰方式的有效性已經得到了廣泛論證[1-3]，但對系統的原理目前還沒有統一的理論，也沒有一個數學模型能完全模擬其實際的工作過程。其中一個工程上的理論[1]認為氣泡防結冰的關鍵點是系統的“熱儲備”。基于“熱儲備”理論，可為工程上的應用提供簡單的指導，以便有效地設計及安裝氣泡系統。

要防止結冰，氣泡系統需在壓載艙結冰前起動。如果壓載艙液位的層級中分布有足夠的熱儲備，氣泡裹挾著下部“暖層”液流向上運動至表層，可以補償表層對環境的熱損失，維持其溫度在冰點之上。系統所能夠維持的無冰區域除與外界環境參數有關外，還取決于艙內海水的溫度結構；被帶到表層的海水量；在垂直面上的混合程度；表面層水流溫度及速度的衰減等。

如果熱儲備不足以補償對外界的熱損失，氣泡系統也可在一定程度上起作用，通過在表層形成大量的湍流以免頂部形成整塊的冰層。形成小塊浮冰過程放出的熱量用來平衡對環境的熱損失。

3.2 理論計算介紹

依據“熱儲備”理論，參照圖 3，下列結論在合理的范圍內被證明是有效的[1]。

1）最大的水平表層水流速度V0出現在距離氣泡出口x=d/2處。

式中：d為艙內海水深度，m；qa標況下下氣體流量，Nm3/h；g為重力加速度，m/s2；b為在x=d/2處水平射流的厚度。

圖3 系統的流動及速度剖面

水平射流達到最大速度V0后，根據實驗數據顯示衰減的水平速度與位置遵循式(4)，即無量綱關系式[1]。

根據牛頓內摩擦定律，由于速度梯度產生表面剪切力τ；?ρV2是液流的動態壓力，其表面摩擦系數可表示為Cf=τ/?ρV2。根據普朗托1/7次冪法則，湍流的表面摩擦系數可按式(5)計算。

對于氣泡系統，本文中為了方便計算使用，將公式簡化成式(6)。

工程設計上的觀點認為，計算表面摩擦系數Cf不僅可以預估摩擦阻力，還可以計算表面的對流換熱率。Cf與表示對流換熱程度的努塞爾數（Nu）的關系式如式(7)所示。

式中：Nu為努塞爾數，Nu=qx/k(T1-Ts)；Re為雷諾數，Re=Vx/v；Pr普朗托數，Pr=Cpμ/k ≈ 13.6；q為液面熱通量，J/(m2·s)；k為水在?(T1+Ts)溫度下的導熱系數，W/(m·K)；Ts為海水表面溫度，℃；T1為面射流上任意一點的最大溫度，℃；v為海水的運動黏度，m2/s；μ為海水的動力粘度，Pa·s；Cp為海水的比熱，J/(kg·℃)；V在x點的最大速度。

將式(4)和式(6)代入Nu關系式整理后為

因此可以得出：

到目前為止，以上關系式可以用來合理地設計一套氣泡系統。

3.3 計算實例

同樣以SSV項目模型為例，計算氣泡系統所需的氣量。根據3.1節計算結果可知結冰過程總熱量損失Qtotal=60 000 J/s，假設氣泡出口安裝在距底部0.5 m處，在x=d/2處的水平液流溫度約為T1=1℃，Ts=-2℃。

則：q=2 688.2 J/(m2·s)；x=12 m（防止最遠端結冰）；k=0.556 W/(m·K)；T1-Ts=1℃；v=1.86×10-6m2/s；b=d/4=1.9m。

根據關系式(7)計算，V0=0.28 m/s。再通過關系式(2)可得出標準狀況下的供氣量，qa=4.44 Nm3/h。由于 SSV 項目配備的工作空壓機為 2×352 m3/h@0.8 MPa，轉換到0.8 MPa氣量為qsys=1.78 m3/h。共30個類似壓載艙需安裝氣泡系統，所以總氣量為qtotal=53.4 m3/h@0.8 MPa。可見氣泡防結冰系統氣量消耗不會占用空壓機太多工作負荷，方案可行。

3.4 系統設計問題

上述系統理論計算能夠為合理設計氣泡防結冰系統提供指導及理論依據，并預估氣體消耗的量級。但最終實際情況可能與理論假設千差萬別，結果也可能出現較大偏差。為了保證系統的操作效果及能效，以下3點原則已經由相關理論或實驗證實，系統設計安裝時需要特別注意。

首先在設計系統時保證氣泡出口壓力足夠克服最大靜壓即可，出口壓力增大相應的空氣消耗量也會增加。另外通過計算可以驗證，氣泡出口位置距離艙室底部越高，雖然水平液流的速度V0越大，但空氣的消耗也會越大。

再者根據試驗觀察[1,3]，壓縮空氣出口空洞的大小對最大流速V0影響并不明顯。多孔管在同等條件下大約能增加10%的最大流速，但也會相應需要提供更高的空氣壓力，因此單純增加小孔數量是不現實的。實際應用時，1/16 in～1/8 in口徑的方孔效果最好。

最后若選用多孔的空氣管時，根據試驗觀察[1,3]，在相同氣量下，聚集在一起的多個小孔方案效率要遠遠好于孔徑較大且分布較遠的設計。

4 結論

隨著在低溫環境運營船舶的增加，如何防止壓載水艙在低溫環境結冰也越來越受到人們的重視。常用的2種有效的措施，加熱盤管及氣泡防結冰系統各有優勢和缺點，要根據船舶實際情況進行選擇。氣泡系統能耗小，基本不影響船舶設備功能設計，且可以長時間運行，對防止艙室頂部結冰效果較好，同時還具備除冰功能。但根據其工作原理，對于完全高于壓載水線的艙室不適用，對此LR進行了明確規定。加熱盤管系統耗能較大，且只能由蒸汽作為主要熱源，船舶設計時要特殊考慮系統的額外能耗。加熱盤管可以適用各種艙室，尤其對防止側壁結冰效果明顯，考慮到巨大的能耗，盤管系統不具備艙室除冰的能力。

本文參考了相關外文期刊和論文，根據船廠已交付的SSV項目為例進行了2種壓載艙防結冰系統的方案對比，簡單的系統計算并總結了系統設計的要點。希望能對日后類似船舶的防結冰系統選擇及設計提供一定的參考。