實船主海水冷卻泵變頻控制的改造設計

柯有輝

(上海海事大學 商船學院，上海 201306)

實船主海水冷卻泵變頻控制的改造設計

柯有輝

(上海海事大學 商船學院，上海 201306)

為解決商業(yè)運輸船舶在航行時海水冷卻泵排量過剩的問題，對17.6萬DWT散貨船海水冷卻泵進行變頻控制改造。根據(jù)SHINKO公司提供的離心泵特性曲線，以最小二乘準則為判斷依據(jù)，建立了離心泵的變頻揚程-流量(H～Q)、效率-流量(η～Q)數(shù)學模型，建立了淡水冷卻器淡水進出口溫差與淡水冷卻系統(tǒng)熱負荷關系的數(shù)學模型，最后給出了船舶任何工況下根據(jù)淡水冷卻器進出口溫差和海水泵進出口溫差進行海水泵功率、頻率預測的數(shù)學模型。試驗表明此方法能節(jié)約能源、提高經(jīng)濟效益。

船用主海水冷卻泵；數(shù)學模型；變頻控制;節(jié)能

為了保證船舶全球航行的需要，中央冷卻系統(tǒng)的設計工況為船舶在熱帶32 ℃水域全速航行。但實際情況是，一方面船舶大部分時間是在低于32 ℃的海域中航行，另一方面船舶又大多處于主機常用功率點下的經(jīng)濟航速[1]。主海水泵長期在超出實際需要的功率下運行。目前，典型船舶的海水冷卻泵占中央冷卻系統(tǒng)年總成本大致為22.8%～31.5%，從理論上講，轉(zhuǎn)速降低10%，水泵流量將減少10%、揚程降低19%、軸功率降低27.1%，因此海水泵通過變頻調(diào)速節(jié)能就變得非常有必要,本系統(tǒng)由2臺中央冷卻器，3臺額定功率為45 kW的海水泵(其中1臺為備用)等設備組成。

目前對海水泵的變頻調(diào)速的研究主要集中在船舶在主要工況下(設計航速、經(jīng)濟航速)、根據(jù)淡水冷卻器淡水進口溫度的變化進行海水泵變頻調(diào)速，如果海水泵的排量對應的熱量大于維持淡水冷卻系統(tǒng)熱平衡需要交換的熱量，此時只能靠增大溫控閥的開度來維持進機的淡水溫度恒定，這種方法只是粗略的變頻控制，因為如果溫控閥的旁通流量越大，說明海水的冷能比淡水冷卻系統(tǒng)需要交換的熱量就越大，變頻海水泵的節(jié)能效果沒有被充分利用。

本文的目的是在維持淡水冷卻系統(tǒng)熱平衡的前提下降低溫控閥的旁通流量，以達到節(jié)能的效果。文章通過淡水冷卻器進出口溫度差來預測為達到淡水冷卻管路熱平衡所需要交換的熱量，再根據(jù)海水泵的進出口溫度來預測出為達到淡水冷卻系統(tǒng)熱平衡海水泵所需功率、轉(zhuǎn)速、流量。使海水泵在滿足滿足維持淡水冷卻系統(tǒng)熱負荷平衡的前提下，降低海水泵的功耗。

1 離心泵的變速特性曲線數(shù)學模型

變頻海水泵的揚程-流量(H～Q)、效率-流量(η～Q)等性能曲線接近于拋物線形狀，可以用matlab最小二乘法以多項式曲線擬合的方式來求解[2-3]。變頻海水泵的性能曲線擬合方程形式如下：

H=H0k2+A1kQ+A2Q2，

(1)

(2)

式中：Q為水泵變速運行轉(zhuǎn)速為n時的流量，m3/h；H為水泵變速運行轉(zhuǎn)速為n時的揚程，mH2O；η為水泵變速運行轉(zhuǎn)速為n時的效率，%；k為水泵的轉(zhuǎn)速比。

離心泵轉(zhuǎn)速在1 780 r/min時流量、揚程、效率試驗數(shù)據(jù)記錄如表1。

根據(jù)式(1)、式(2)，當k=1時，根據(jù)表1數(shù)據(jù)擬合曲線得曲線方程的各系數(shù)：

H0=33.6385；A1=-0.002 3；A2=-0.0 000 313 381；C0=0.303 222；C1=-0.00 237 434；C2=-8.07 504e-8。

所以在任意轉(zhuǎn)速對應的流量-揚程，流量-效率數(shù)學模型分別對應于式(3)、式(4)：

H=-0.0 000 313 381×Q2-0.0023 ×k×Q+33.6385×k2，

(3)

(4)

在管路特性曲線不變的情況下，容易得出泵在890～1 780 r/min的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)維持在高效點運行，泵的效率ηp為82%，在轉(zhuǎn)速890 r/min工況下對應的壓頭不到10 m，根據(jù)船舶實際情況應舍棄，所以本文討論的變頻范圍為在泵額定轉(zhuǎn)速的60%～100%，這樣也有利于變頻器在較高效率下運行。

2 中央淡水冷卻系統(tǒng)熱負荷

2.1常用工況淡水冷卻系統(tǒng)熱負荷

該船4種常用工況淡水冷卻系統(tǒng)熱負荷計算，見表2。

表2 4種常用工況淡水冷卻系統(tǒng)熱負荷計算 kW

2.2淡水冷卻系統(tǒng)熱負荷與淡水冷卻器進出口溫度差關系曲線

根據(jù)理論計算得出，淡水冷卻系統(tǒng)在主機各工況下的淡水冷卻系統(tǒng)總熱負荷與船舶航行試驗過程中的實測淡水冷卻器進出口溫度差之間的關系如表3所示。

運用matlab進行最小二乘曲線擬合得到曲線如圖1所示。

表3 淡水冷卻系統(tǒng)熱負荷與淡水冷卻器進出口溫度差關系

得出的關系方程式為：

(5)

式中：ΔT1為淡水冷卻器淡水進出口溫差，℃。

2.3常見工況下海水泵運行速度、功率的求解

根據(jù)上文計算出的船舶在各工況下淡水冷卻系統(tǒng)總熱負荷，裕度系數(shù)K取1.029 73，海水比熱容

表1 離心泵流量、揚程、效率試驗數(shù)據(jù)

圖1 熱負荷與冷卻器進出口溫度差關系曲線圖

C為4 kJ/(kg·℃)，中央冷卻器海水側(cè)進出口溫差為12 ℃(單臺冷卻器溫差為6 ℃)，海水密度ρ為1 025 kg/m3，計算海水泵需要提供的總流量qs：

(6)

由于該系統(tǒng)為變頻系統(tǒng)，根據(jù)式(3)、式(4)、式(6)海水泵的揚程Hs及輸出功率Ps則為：

(7)

(8)

式中：qs為理想泵的實際排量；qo為理想泵的理論排量；ρs為海水密度，kg/m3；g為重力加速度，m/s2；qs為海水泵流量，m3/h；Hs為海水泵揚程，m；ηp為泵的效率；ηm為電機效率；ηinv為變頻器效率。

整理得海水泵總功率P、淡水冷卻系統(tǒng)熱負荷Q與海水泵進出口溫度差三者之間的關系如下：

P=2Ps=

(9)

2.4主機在各工況下，海水泵總功率與海水泵進出口溫差關系曲線

如圖2所示，船舶主機在MCR工況運行時，中央冷卻器海水側(cè)進出口溫差在12～20 ℃時，雙泵運行，隨著海水溫度的降低，變頻泵的轉(zhuǎn)速也降低；當主機在CSR工況下運行時，中央冷卻器海水側(cè)進出口溫差在12～18.8 ℃時，雙泵運行，隨著海水溫度的降低，變頻泵的轉(zhuǎn)速也降低；溫度在18.8～20 ℃時，單泵運行，變頻泵的轉(zhuǎn)速隨海水溫度的降低而降低。

當主機在75%MCR工況下運行時，中央冷卻器海水側(cè)進出口溫差在12～17 ℃時，雙泵運行，隨著海水溫度的降低，變頻泵的轉(zhuǎn)速也降低，溫度在17～20 ℃時，單泵運行，變頻泵的轉(zhuǎn)速隨海水溫度的降低而降低。

當主機在50%MCR工況下運行時，中央冷卻器海水側(cè)進出口溫差在12～15.2 ℃時，雙泵運行，隨著海水溫度的降低，變頻泵的轉(zhuǎn)速也降低，溫度在15.2～20 ℃時，單泵運行，變頻泵的轉(zhuǎn)速隨海水溫度的降低而降低。

圖2 海水泵總功率與進出口溫差關系圖

3 功率消耗函數(shù)

對任意低溫淡水冷卻系統(tǒng)工況，對海水泵變頻控制的預測，其功率消耗函數(shù)如下：

P=2Ps=

(10)

當海水泵進出口溫差為t1-t2=12 ℃，淡水冷卻器進出口溫度差ΔT1大于6.3 ℃時，雙泵運行，隨著ΔT1的增大，泵的總功率增大；5.5 ℃≤ΔT1≤6.3 ℃時，單泵運行，隨著ΔT1的增大，泵的總功率增大；ΔT1≤5.5 ℃時，為了維持系統(tǒng)所需的壓頭，泵的功率均維持在10.15 kW。

當海水泵進出口溫差為t1-t2=14 ℃，淡水冷卻器進出口溫度差ΔT1大于7.2 ℃時，雙泵運行，隨著ΔT1的增大，泵的總功率增大；6.2 ℃≤ΔT1≤7.2 ℃時，單泵運行，隨著ΔT1的增大，泵的總功率增大；ΔT1≤6.2 ℃時，為了維持系統(tǒng)所需的壓頭，泵的功率維持在10.15 kW；其他情況依次類推，見圖3。

圖3與圖2的最大值有細微差別，原因是圖3在MCR工況下淡水冷卻系統(tǒng)熱負荷是根據(jù)最小二乘曲線擬合作出，而圖2的熱負荷為理論計算值。

圖3 冷卻器進出口溫差與海水泵功率關系圖

4 頻率函數(shù)

對任意低溫淡水冷卻系統(tǒng)工況，對海水泵變頻控制的預測，其頻率函數(shù)如下：

f=

(11)

當海水泵進出口溫差為t1-t2=12 ℃，淡水冷卻器進出口溫度差ΔT1大于6.3 ℃時，雙泵運行，隨著ΔT1的增大，泵的頻率增大；5.5 ℃≤ΔT1≤6.3 ℃時，單泵運行，隨著ΔT1的增大，泵的頻率增大；ΔT1≤5.5 ℃時，為了維持系統(tǒng)所需的壓頭，雙泵的頻率均維持在36 Hz。

當海水泵進出口溫差為t1-t2=14 ℃，淡水冷

卻器進出口溫度差ΔT1大于7.2 ℃時，雙泵運行，隨著ΔT1的增大，泵的頻率增大；6.2 ℃≤ΔT1≤7.2 ℃時，單泵運行，隨著ΔT1的增大，泵的頻率增大；ΔT1≤6.2 ℃時，為了維持系統(tǒng)所需的壓頭，單泵的頻率維持在36 Hz。

單泵運行特性參考了淡水冷卻器進出口溫度差與海水泵總功率關系圖；其他情況依次類推，見圖4。

圖4 冷卻器進出口溫差與海水泵功率關系圖

5 結束語

通過分析，根據(jù)低溫淡水冷卻器進出口淡水的溫差以及海水泵進出口溫度差得出了變頻泵的變頻規(guī)律，根據(jù)海水泵進行變頻改造后，節(jié)能效果顯著，隨著變頻調(diào)速技術的日益成熟與變頻器價格的下降，變頻技術在船舶海水泵上的應用將逐漸成為新趨勢。

[1]陳偉智.某船中央冷卻系統(tǒng)控制策略研究 [D]. 上海：上海交通大學，2013.

[2]王昭俊. 采暖循環(huán)水泵的性能回歸曲線方程研究[J]. 哈爾濱建筑大學學報，2000，33(2)：66-69.

[3]孟娜.并聯(lián)水泵變頻運行的效率保障技術研究[D]. 哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學，2013.

In order to solve the issue of excessive volume of S.W. cooling centrifugal pump for merchant transport ships,the control system of S.W.pump of 176 000 DWT bulk carrier is reconstruct.Based on the characteristic curve of centrifugal pumps provided by SHINKO company and criterion of the least square,mathematical model of (H～Q)，(η～Q)relationship under different pump's speed is established.The math relationship between inlet/outlet temperature difference of heat exchanger and heat load of cooling fresh water system is established.Finally,the math relationship between inlet/outlet temperature difference of heat exchanger and S.W. pump under any condition is found out so as to predict the proper power and frequency of the pump.Experiments show that with this method,energy can be saved and economic benefit' s can be improved.

main S.W.cooling pump;mathe maticalmode;inverter control;energy saving

柯有輝(1987-)，男，湖北黃石人，在讀碩士研究生，研究方向為輪機自動化。

U661.43

10.13352/j.issn.1001-8328.2015.03.010

2015-01-19