氨動力集裝箱船的燃料冷能利用

王 愷, 吳 斌, 王 亮, 楊慶勇, 林軼群

(1.中國石化青島液化天然氣有限責任公司,山東 青島 266400;2.青島科技大學 機電工程學院,山東 青島 266061)

近年來環境問題愈發嚴峻,航運業在尾氣排放方面也面臨挑戰,船舶的綠色發展將成為發展的趨勢,國際海事組織(IMO)對船舶的尾氣排放提出了越來越嚴格的要求[1-4],尋找可替代傳統化石能源的清潔能源是解決這一問題的關鍵[5-6]。其中氨燃料以其零碳和零污染物排放、便于儲運、成本低等優點逐漸得到人類的青睞[7-8],燃用氨燃料的船舶簡稱“氨動力船”。

氨動力船上通常以“液氨”的形式對氨燃料進行儲存,液氨溫度為-33℃,在送至船舶主機燃用之前要加熱至40℃,在這一過程中會有冷能的釋放,通常情況下這部分冷能得不到利用,造成冷能的浪費。尤其是氨動力集裝箱船,此類船舶主機功率大,燃料消耗多,每天可消耗氨燃料約470 t,且冷藏集裝箱數量很多,也需要消耗氨燃料利用發電柴油機發電制冷,因此整船氨燃料的消耗量十分巨大,釋放的冷能更為豐富,冷能浪費更加嚴重。

基于以上問題,如果可以將氨燃料釋放的冷能進行合理利用,將可以減少冷能的浪費,提高船舶上的能量利用率。目前,關于燃料冷能的利用大多是關于基于LNG 進行研究的,研究表明,LIN 等[9],孫靖等[10],BABU 等[11]提出可以將LNG 冷能用于海水淡化,減少了海水淡化環節的能量消耗;黃廣峰等[12],李碩[13]提出了在船舶的冷庫和空調系統中利用LNG 冷能的系統,并對系統進行了優化分析,提高了冷能的利用率;CHEN 等[14],WANG 等[15],徐虎等[16]在朗肯循環發電環節中利用了LNG 的低溫冷能,并對影響系統發電效率的參數進行了優化,提高了系統的效率,但是對于氨燃料冷能的利用基本處于空白階段,因此設計一種基于氨動力集裝箱船的冷能利用方案是十分必要的。氨動力集裝箱船上冷藏集裝箱需要的冷能很多,電力消耗很大,如果可以將氨燃料的冷能用于冷藏集裝箱,不僅可以使冷能得到利用,還能節約冷藏集裝箱的電力消耗,順應船舶節能減排的趨勢。因此,本研究提出將液氨的冷能用于冷藏集裝箱,并對其利用方案進行系統設計,以提高系統的效率為目的,對系統進行模擬優化,使液氨冷能得到充分的利用。

1 新型貨艙和系統的設計

1.1 母型船的選擇

本研究以大型集裝箱船為研究對象,該船舶的主要參數如表1所示。假定該船舶采用液氨作為燃料。其主機功率高達63 840 k W,在船舶主機功率75%的輸出條件下,每小時需要消耗氨燃料約19 494 kg。在實際的航行過程中,船舶通常是變工況航行的,在不同的工況條件下,船舶消耗的氨燃料的量也不同,不同工況下船舶需要燃用的氨燃料的量匯總如表2所示。

表1 母型船的主要參數Table 1 Main parameters of parent ship

表2 不同的主機工況氨燃料的消耗量Table 2 Ammonia fuel consumption under different main engine operating conditions

1.2 新型貨艙的設計

集裝箱船上的冷藏集裝箱分為低溫工況下的冷藏集裝箱和高溫工況下的冷藏集裝箱,二者的目標溫度不同,分別為-20～-18℃、0～5℃。目前的冷藏集裝箱是依靠箱內的制冷設備進行制冷的,通常放置在船舶甲板上或者貨艙內,如果要將液氨冷能用于冷藏集裝箱的制冷,就需要對現有的冷藏集裝箱逐個進行管道改造,比較復雜,難以實施。因此,本研究提出了一種新型的用于集中放置冷藏集裝箱的貨艙,稱為新型貨艙,其設置在船舶中部貨艙的位置,可以放置500個標準冷藏集裝箱,貨艙內設置了換熱器,可以實現對液氨冷能的利用,還不需要對冷藏集裝箱進行改造。新型貨艙示意圖如圖1所示。

圖1 新型貨艙示意圖Fig.1 Schematic diagram of the new cargo hold

1.3 方案的設計

1.3.1 方案一的設計

低溫冷藏集裝箱工作溫度與液氨的溫度較為接近,因此低溫貨艙可以直接利用液氨的冷能,剩余的冷能可以用于船舶上普通的高溫冷庫和空調系統,此方案為方案一。圖2為液氨冷能利用的系統圖。

圖2 方案一系統圖Fig.2 Scheme 1 of system diagram

具體的工作原理如下:先利用增壓泵對液氨進行增壓,然后液氨進入低溫貨艙換熱器中與貨艙中的空氣進行換熱,將液氨的冷能傳遞給低溫貨艙,從而實現對低溫貨艙的制冷,進而冷卻冷藏集裝箱;接著液氨進入換熱器H-1、H-2,將液氨的冷能傳遞給冷媒,攜帶了冷能的冷媒進入高溫冷庫和空調換熱器中,傳遞給高溫冷庫和空調系統;最后在換熱器H-3利用缸套水將液氨燃料加熱至40℃,再利用增壓泵增壓至80 bar后送至船舶主機燃用。

1.3.2 熱負荷的計算

在進行模擬之前應該對各個冷能利用模塊的熱負荷進行計算,本研究以夏季為例(外界溫度為35℃)對船舶低溫貨艙、船舶高溫冷庫、船舶空調的熱負荷進行計算。

1)低溫貨艙的熱負荷。

對于低溫貨艙而言,總熱負荷:

其中Q1為傳熱負荷、Q2為貨物熱負荷、Q3為換氣熱負荷、Q4為設備及工作人員的操作熱。低溫貨艙的設計溫度取為-20℃;外界環境溫度取35℃。

2)船舶高溫冷庫的熱負荷。

高溫冷庫熱負荷的設計溫度取為0℃,其熱負荷的計算方式與低溫貨艙相同,不再贅述。

3)對于空調系統,總熱負荷QAC。

式(2)中:Qa為壁面的傳熱負荷;Qb為透過門窗和玻璃形成的傳熱負荷;Qc為新風熱負荷;Qd為其它因素引起的熱負荷。

船舶低溫貨艙、高溫冷庫和船舶空調的熱負荷計算結果分別為394.44、11.00、100.00 k W。

1.3.3 系統的模擬

以上的設計方案理論上可以實現對氨燃料的梯級利用,但是方案的可行性有待驗證,接下來將利用模擬仿真軟件Aspen HYSYS對系統進行模擬計算,以船舶主機的典型工況75%工況為例,模擬系統圖如圖3所示,主要節點的模擬參數如表3所示,經過模擬可以得到主要節點的模擬結果如表4所示。

表3 方案一主要模擬參數匯總Table 3 Summary of the main simulation parameter of scheme 1

表4 方案一模擬結果匯總Table 4 Summary of simulation results of scheme 1

由制冷循環可知,制冷劑在汽化時釋放的冷能更為豐富,通過表4中的模擬結果可以發現,在整個過程中,液氨并沒有發生相變,因此在液氨冷能利用過程中,液氨的冷能并沒有得到充分的釋放,因此很可能不能滿足低溫貨艙需要的冷量。

2 優化分析

2.1 方案二的設計

以低溫貨艙出口溫度為-23℃為例,采用圖4中的系統,對船舶在不同工況下液氨在低溫貨艙釋放的冷能進行了匯總,如表5所示。由表5可以看出,在5種不同的船舶主機工況條件下液氨釋放的冷量均小于低溫貨艙的熱負荷394.44 k W,因此方案一并不能滿足低溫貨艙的冷量所需。

圖4 方案二系統圖Fig.4 System diagram of scheme 2

表5 不同工況下液氨在低溫貨艙釋放的冷量Table 5 Cold energy released by liquid ammonia in low temperature cargo hold under different working conditions

根據以上問題,提出了一種新的液氨冷能利用系統,稱為方案二。將液氨分為2部分,一部分進入低溫貨艙,另一部分進入船舶高溫冷庫和空調系統,為了使得液氨可以釋放充裕的冷量,用于低溫貨艙的液氨需要發生汽化,釋放更多的冷能,以此來滿足低溫貨艙對冷能的需求,其系統圖如圖4所示。

液氨先利用增壓泵進行初步增壓,然后分為兩部分,一部分直接進入低溫貨艙換熱器,釋放大量冷能并汽化,然后經過壓縮機進行增壓至16 bar,再利用海水在換熱器H-1中對氨燃料進行冷卻液化,最后利用增壓泵將氨燃料增壓至80 bar,利用海水冷卻的目的是使氨燃料進行液化,然后進行壓縮,從而可以減少壓縮氨燃料消耗的能量;另一部分液氨進入船舶的高溫冷庫和空調換熱器,并利用增壓泵將液氨增壓至80 bar,最后利用缸套水加熱至40℃;兩部分氨燃料一同送入船舶主機燃用。對方案二進行系統模擬,模擬系統圖如圖5所示。

圖5 方案二系統模擬圖Fig.5 System simulation diagram of scheme 2

通過模擬可以得到節點的主要參數,以船舶主機的75%工況為例,結果匯總如表6所示。

表6 方案二模擬結果匯總Table 6 Summary of the simulation results of scheme 2

當低溫貨艙的出口溫度發生改變時,液氨釋放的冷量也會發生改變,經過模擬可以得到船舶主機在不同工況下,低溫貨艙系統的出口溫度改變時方案一和方案二中液氨釋放的冷量,結果對比匯總如圖6所示。

圖6 不同方案下液氨釋放冷量的對比Fig.6 Comparison of the cold capacity released by liquid ammonia under different schemes

從圖6可以看出,隨著低溫貨艙出口溫度的升高,在5種不同工況下,液氨釋放的冷量不斷增大,但是無論是哪種工況下,方案一中液氨釋放的冷量均不能滿足低溫貨艙所需,方案二中液氨在低溫貨艙釋放的冷量遠大于方案一,這是因為液氨發生了汽化,釋放出了更多的冷量。

2.2 方案三的設計

方案二雖然可以增大液氨釋放的冷量,但是液氨汽化后需要利用壓縮機增壓至較高的壓力,壓縮機功耗較大,方案一中雖然液氨釋放的冷量較少,但是不需要額外的功耗,針對這一問題,提出了方案三,可以將傳統的制冷循環與方案一結合起來,使傳統制冷循環的壓縮機與方案二中的壓縮機K-100消耗相同的能量,計算出此時方案三的總制冷量,并對方案三中的制冷循環進行了模擬,模擬系統圖如圖7所示。

圖7 方案三制冷循環Fig.7 Refrigeration cycle of scheme 3

當方案三中壓縮機K-101 消耗的功率與方案二中壓縮機K-100消耗的功率相同時,經過模擬可以計算出方案三中制冷循環的制冷量Q,再加上方案一中液氨釋放的冷量就可以得到方案三釋放的總冷量,以低溫冷庫的出口溫度設定為-20℃為例,結果匯總如圖8所示。

圖8 方案三制冷量與方案二制冷量的對比Fig.8 Comparison of the cold capacity of scheme 3 and scheme 2

從圖8中可以看出,方案三釋放的冷量依然小于方案二釋放的冷量,且方案三比方案二多了制冷循環,系統復雜,因此方案二為最佳選擇。為了進一步驗證方案二對液氨冷能的利用效果,還應對方案二的系統的效率進行評估。

采用表4和表6中的數據,通過公式(3)可以計算出方案一和方案二不同模塊和整個系統的效率,結果匯總如表7所示。

表7 不同方案下不同模塊的效率Table 7 Exergy efficiency of different modules under different schemes

表7 不同方案下不同模塊的效率Table 7 Exergy efficiency of different modules under different schemes

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從表7中可以看出,方案二的低溫貨艙系統、船舶空調系統、整個系統的效率均大于原方案,尤其是低溫貨艙系統的效率有了大幅度提升,這是因為方案二中液氨在低溫貨艙系統中發生了相變,釋放了更多了冷能,冷能利用更加充分,所以低溫貨艙系統的效率有了較為明顯的提高;船舶的高溫冷庫系統的效率小于方案一,但是高溫冷庫系統的熱負荷較小,冷能利用也較少,對整個系統的效率影響不大,因此,綜合考慮,本研究采用方案二,為了進一步提高系統的效率,將對方案二系統中的不同模塊進行優化。

3 選定方案的優化

3.1 低溫貨艙系統的優化

因為低溫貨艙的熱負荷較大,需要的冷量較多,所以低溫貨艙系統的效率對整個系統的效率影響較大。從圖6中可以看出,隨著低溫貨艙出口溫度的增高,液氨釋放的冷量逐漸增大,這對低溫貨艙系統的效率是有影響的。因此對于低溫貨艙效率的優化可以從改變低溫貨艙的出口溫度入手。低溫貨艙的目標溫度為-20～-18℃,因此低溫貨艙出口(節點A3)溫度的取值不應該低于-18℃,為了達到低溫貨艙的目標溫度,低溫貨艙的出口溫度應該略低于其目標溫度,綜合考慮,可以取低溫貨艙的出口溫度為-23、-22、-21、-20、-19℃,在不同的船舶主機工況下,對低溫貨艙系統的效率進行了計算匯總,如圖9所示。

圖9 低溫貨艙系統的效率與節點A3的變化關系Fig.9 Variation relationship between exergy efficiency of low temperature cargo hold system and node A3

從圖9中可以看出,隨著節點A3溫度的升高,低溫貨艙系統的效率逐漸增大,船舶主機在85%工況條件下,優化后低溫貨艙的效率最大,為38.01%;船舶主機在65%工況條件下,優化后的低溫貨艙的效率最小,為37.74%。

3.2 高溫冷庫系統的優化

高溫冷庫系統由換熱器H-2和泵P-4組成,與低溫貨艙系統的優化方式類似,通過改變高溫冷庫系統的冷媒進口溫度可以實現對系統的優化,在保證可以滿足高溫冷庫目標溫度的前提下,可以取高溫冷庫系統冷媒的進口(B1)溫度分別為-3、-2、-1、0、1℃,將船舶主機在不同工況下,高溫冷庫系統及其相關設備的效率進行了計算匯總,如圖10所示。

圖10 高溫冷庫系統及其相關設備的效率與節點B1的變化關系Fig.10 Relationship between the exergy efficiency of the high temperature cold storage system and its related equipment and the node B1

通過圖10 可以看出,隨著節點B1 溫度的升高,換熱器H-2、泵P-4、高溫冷庫系統的效率逐漸減小。這是因為船舶高溫冷庫的熱負荷較小,即使增大節點B1的溫度,對換熱器H-2的冷流進出口溫度的影響不大,但是會增大換熱器H-2的熱流與冷流的溫差,因此換熱器H-2 的損失就會增大,造成效率降低。因此要提高高溫冷庫系統的效率就要降低節點B1的溫度。綜合考慮,取節點B1的溫度為-3℃。船舶在65%工況條件下,優化后的高溫冷庫的效率最大,為50.21%;船舶在85%工況條件下,優化后的高溫冷庫的效率最小,為48.05%。

3.3 船舶空調系統的優化

船舶空調系統的目標溫度為15～25℃,因此船舶空調系統的冷媒進口溫度不應高于25℃,在這里分別取節點C1的溫度為18、19、20、21、22℃,并對系統在不同工況下的效率進行匯總,如圖11所示。

圖11 空調系統及其相關設備的效率與節點C1的變化關系Fig.11 Relationship between the exergy efficiency of the air-conditioning system and its related equipment and node C1

從圖11 可以看出,空調系統冷媒進口(節點C1)溫度越高,系統的效率越小,且隨著船舶主機工況的增加,系統的效率越小。這是因為高溫冷庫需要的冷量已經確定,同時換熱器H-2的冷流出口溫度已經確定,空調系統的熱負荷較小,需要的冷量也不多,節點C1的溫度升高,換熱器H-3的冷流出口溫度變化也不明顯,但是換熱器H-3的熱流與冷流的溫差會變大,造成換熱器的效率降低,導致系統的效率下降。在保證系統可以正常工作和空調系統的效率較高的前提下,取節點C1的溫度為18℃,船舶主機在65%工況條件下,優化后的船舶空調系統的效率最大,為18.7%;船舶主機在85%工況條件下,優化后的船舶空調系統的效率最小,為16.6%。

3.4 結果匯總

以上分別對液氨冷能利用方案中的低溫貨艙系統、船舶高溫冷庫系統、船舶空調系統進行了優化,優化后的冷能利用系統的效率相比于優化前均得到了提高,同理,優化前后的整個冷能利用系統的效率也可以被計算出來,匯總結果如表8所示。通過優化,船舶主機在75%工況條件下,整個冷能利用系統的效率提高了2.74%,達到39.56%,為5種工況條件下的最大值。

表8 冷能利用系統優化前后的效率匯總Table 8 Summary of exergy efficiency before and after optimization of cold energy utilization system

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4 結 論

為了實現對氨動集裝箱船上的冷能進行合理利用,設計了一套用于氨動力集裝箱船的液氨冷能利用方案,并對系統方案進行了優化設計,主要結論如下:

1)提出將液氨的冷能分別用于船舶的低溫貨艙、船舶高溫冷庫和空調,不僅大大減少了冷藏集裝箱制冷的電力消耗,而且實現了液氨冷能的梯級利用,解決了氨動力集裝箱船上冷能浪費的問題,提高了整船的能量利用率。

2)對液氨冷能利用系統進行了不同的方案設計,利用Aspen HYSYS模擬軟件對系統進行了模擬,得到不同節點的主要參數,對比分析了不同方案下系統釋放的冷量和各個冷能利用模塊的效率,得到了較優的設計方案,結果顯示方案二釋放的冷量高于方案一,且優化前的方案二的系統效率為36.82%,比方案一高6.29%。