船舶货舱通风系统气流组织数值模拟研究报告副本.docx

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船舶货舱通风系统气流组织数值模拟研究报告副本

船舶货舱通风系统气流组织的数值模拟研究

摘　要：

基于装载风冷式冷藏集装箱货舱内动态负荷的研究，对货舱空间简化后建立了物理和数学模型，模型中充分考虑了船舶动态航行过程中太阳辐射等因素的影响，采用SIMPLE算法对代数方程的分离式进行求解。

通过分析送风和抽风两种方式下货舱内气流组织的温度场、速度场分布情况，提出了优化通风量及通风形式的建议。

关键词：

船舶、舰船工程；货舱；风冷式冷藏集装箱；气流组织；通风设计

鉴于当今航运业的发展，能否控制好造船和运营的成本，已经成为船舶行业竞争的关键，而船舱内装载风冷式冷藏集装箱通风技术的发展成为重中之重。

随着装载货物类型的不同，装载冷藏集装箱的船舱自身内热源负荷有变化；且随着航区、外界气温、货舱温度、船舶航速及太阳辐射强度等外界的变化，货舱内的总负荷也呈动态变化。

现有的船舱通风散热系统都是按外界最恶劣环境，风机24h连续运行的工况进行通风设计。

到外界环境温度降低时，特别是在晚上，浪费能源。

为此采用CFD技术，用合适的数值方法求解控制方程，根据已知的外界条件和所要达到的要求，对装载风冷式冷藏集装箱的船舶货舱内气流组织进行数值模拟，研究送风参数对货舱内空气流场的影响。

可节约大量时间、人力和物力，同时为改进和优化货舱内通风散热系统的设计提供参考。

1.　船舶货舱模型建立

1.1　货舱物理模型的简化

本文所研究的目标船舶概况如下：

总长138.03m；垂线间长128m；型宽22.4m；型深为11.3m；主机：

MANB&W6S46MC2C；装箱量甲板上197TEU，舱内345TEU，总计542TEU。

目标船舶No.4货舱其规格说明见下表1。

表1No.4货舱

参数

货舱外围壁尺寸/m·m

甲板尺寸/m·m

设计吃水线/m

额定通风量/（m3·min-1）

尺寸

16.1×11.3

16.1×17.8

8

2480

目标船舶No.4货舱的通风形式是采用进风管送风，排风口自然排风。

货舱内装载48只20英尺风冷式冷藏集装箱；进风口为矩形，规格为80cm×65cm，进风口对准每一排风冷式冷藏集装箱的冷凝器风机处，相对应有48个进风口；目标船舶No.4货舱内有6个规格为50cm×50cm的回风口，位于货舱外围壁上部。

冷藏集装箱大小、位置都按照实际尺寸和在舱室内的实际位置布置。

在远洋航行过程中，装在货舱内风冷式冷藏集装箱的制冷装置排出的热量是封闭货舱内热量的主要来源，模拟过程中需要考虑这部分内热源。

同时由于远洋集装箱船移动性大，舱内外温差和太阳辐射通过舱壁传入货舱内的热量，在模拟时亦应考虑。

1.2　流体力学模型

k2ε方程紊流模型[1具有构造简单、通用性广等]特点，而且对网格的要求较低，故广泛适用各种形式的工程中。

本文选用它来计算紊流粘性系数，同时采用了以下的基本假设：

1）货舱中的流场是稳态的。

本文研究的是经过长时间的连续运行后得到的稳定工况，在所有的微分方程中忽略时间项的影响；

2）货舱内通风的数值求解视为不可压缩流体。

货舱通风的温度波动范围大约在35℃～45℃，在此范围内空气密度的变化率很小，可忽略不计；

3）货舱为封闭空间。

流体仅在送风口处流入计算区域，在排风口处流出计算区域。

数值模拟中的基本控制方程包括连续性方程、动量方程、温度方程和k方程和ε方程，可表示为：

式

（1）～式（5）中，ui——流速矢量U在三个坐标上的分量，i=1，2，3分别代表三维直角坐标系的三个方向；

表2　k-ε紊流模型经验常数

常数

Cμ

C1

C2

σT

σK

σε

值

0.09

1.44

1.92

0.9～1.0

1.0

1.3

1.3　边界条件设置

1）首先假定货舱盖关闭后不漏风，模拟时舱壁考虑辐射的影响，以边界条件的形式输入。

在计算过程中，引用Boussinesq假设[2]，即认为流体密度的变化仅对浮升力产生影响。

采用Airpak软件进行舱内气流模拟时，最主要的边界条件是舱室壁面温度，它是通过人机对话从软件内的问题定义“problemsetup”对话框中直接输入。

本模型中的辐射换热模型选用的是基于斯蒂芬2波尔兹曼定律的IMMERSOL模型。

2）固体边界条件：

紊流流动受壁面影响很大，高Re数k-ε紊流模型仅适用于离开壁面一定距离的紊流区域，在近壁区域采用壁面模型。

按照Launder和Spalding的理论，将边界层划分为粘性底层和对数律层，描述边界层的数学模型如下：

式（6）～式（8）中，Ck——Karman常数，取0.42

E——经验数值，取9.81；

UP——网格点速度；

KP——网格点湍动能；

YP——网格点与墙面的距离；

μ——流体紊流粘滞系数。

3）进口边界条件：

货舱通风的进风口一般都易测得送风速度和温度，因而边界条件一般都采用速度进口边界条件。

在该模拟问题中，在实船数据基础之上采用模型简化的处理方法，将风口的速度取为平均速度，甲板下1～4层的速度分别为X轴向2.5m/s，2.34m/s，2.19m/s，2.05m/s。

4）出口边界条件：

由于货舱一般密封性很好，室内空气几乎全部从排风口流出，而且在排风口处空气的速度及压力是变化的，因而采用质量出口边界条件较为合理。

5）送风量和抽风量的大小根据数值模拟的结果进行优化，并确保货舱内的平均温度不大于45℃。

基于该假设之上，该模型的几何尺寸、物性参数、边界条件由Airpak软件Model选项下的Edit对话框输入，船舶货舱Airpak模型的边界条件设定如下：

（1）室外空气参数为t0=28℃；

（2）入口边界条件：

送风方式采用立式进风管送风，流体紊流动能k=0.0108，能量耗散率ε=0.0002；

（3）出口边界条件：

出口压力为环境压力，k、ε为自由滑动；

（4）壁面边界条件：

两侧舱壁均视为绝热面。

所有壁面边界条件取为第三类边界条件，取甲板的传热系数

外围壁

；

（5）舱内热负荷：

在远洋船舶航行过程中，当风冷式冷藏集装箱达到集装箱设定的温度下限值时，就处于保冷状态，压缩机停止运行。

当风冷式冷藏集装箱内的渗透热使得风冷式冷藏集装箱内的温度达到上限值时，就开始“打冷”，此时压缩机开始运行。

在一条航线上，所有风冷式冷藏集装箱不可能同时运行，20英尺风冷式冷藏集装箱制冷装置的平均运转率为65%左右[3]。

若远洋船装载的是ThermokingCorporation生产的20英尺冷藏集装箱，压缩机的型号为：

ZMD18KVE2TFD2277，其电功率最大为5.8kW，冷凝器风机电机功率为0.55kW，2台蒸发器风机电机功率均为0.75kW，装满48只风冷式冷藏集装箱的同时使用系数ε=0.65，目标船舶No.4货舱内总的热负荷为244.92kW。

同时由于船舱在航行中会有太阳辐射，计算时简化认为远洋船舶在航线上南北航行，假定船舶一舷正对太阳，而另一舷完全避阳。

在模拟时西侧与东侧外舱壁边界条件的设定有所区分。

1.4　计算区域网格划分

应用四面体网格对进风口、排风口、冷藏集装箱等数学模型进行离散。

由于货舱内冷藏集装箱分布较多，对气流会有较大影响，为了更精确地反映舱内的气流组织状况，在划分网格时对有物体的地方，应当进行细化，特别是冷藏集装箱周围要增加网格密度，以便于后期分析通风状况。

划分网格先采用较疏的网格，再不断进行细化。

当计算流场划分的最小间距为0.805m×0.565m×0.916m时，与前面使用的网格的计算结果相比，二者之间的差异己达到了可以忽略的程度，此时，货舱模拟计算的整个流场内最终网格数为389666，节点数为402968。

1.5　模拟精确性验证

只有精确的模型才能对各种送风方式进行准确的评价。

为了验证该模型的精确性，将实际值与模拟值进行对比分析。

测试仪表见表3，测点位置为集装箱槽缝处、排风口处，测量温度及风速数值。

为了确保数据的真实性，每个测量点均测取3次以上，取平均值作为实测值。

表3　货舱测试现场选用仪器

测试项目

仪器型号

测试范围

准确度

空气温度

TESTO110

-50℃～+150℃

±0.2℃

空气流速

TESTO425

0.01～20m/s

±5%

如图1、图2所示，模拟出货舱测点处空气温度比实际测量误差在10%以内，流速的比较结果如图3、图4所示，模拟值与实测值也吻合得很好。

故可确定本模型较为精确，可以采用该模型对不同送风方式的气流组织进行评价。

2.　两种通风方式下的模拟分析

2.1　送风方式下的模拟

经过Fluent求解器计算，得出雷诺数（Re）为111245，普朗特常数（Pr）为82668，说明模型符合高Re紊流模型的特点；且验证该模型的能量方程成立，k、ε均收敛，即模型建立成功。

考虑到货舱内的通风是风机直接从外界大气中抽取送入，分析货舱内的气流组织是否满足散热的需要，即忽略其他因素的影响，仅考虑在不同送风温度的情况。

本文选取某远洋航线上经历环境温度的极限值，入口温度28℃的工况1，入口温度35℃的工况2来对目标货舱进行仿真模拟（见图5，图6）。

从图5和图6综合分析出，不同工况下的气流组织分布变化情况为：

1）货舱内温度场的分布随着送风温度的变化而变化，送风方式下，室外环境温度越高，货舱内的平均温度就较高，最高温度较为集中在集装箱后端部的槽缝处，热量向上扩散排出，这样对冷藏集装箱的环境温度影响不大；

2）送风口的布置方式对货舱内的流场影响较大。

由于送风口布置在直接对准冷藏集装箱制冷装置的冷凝器风机排热处，送风气流从进风口处水平送风，热量正好被吹入的气流带走，有利于冷藏集装箱对环境的需求；

3）太阳辐射等对舱内温度场的影响较大，但对速度场的影响较小。

在货舱一侧舱壁完全受外界太阳辐射的影响，使得这一侧的温度比中部和另一侧区域的温度值要高；

4）送风状态下，除风口处速度梯度明显外，其它舱内大部分区域速度较低，且变化平缓，在自然排风口处没有明显的速度变化，只是在舱口盖排风口处由于通风面积的局部变化而引起局部风速增大。

整个区域的流场呈对称分布；

5）货舱内的冷藏集装箱布置较为对称，使得货舱两侧的流场分布也是对称的，冷藏集装箱布置的位置，使得两侧的空气上升流动受到影响，但货舱内温度任能满足船级社对货舱内温度不超过45℃的要求。

2.2　抽风方式下的模拟

根据货舱抽风方式下的风口布置对货舱区域进行建模，送风与抽风这两种形式的区别在于送风口和抽风口的位置不同。

从图5和图7综合分析出抽风与送风两种形式温度分布的变化情况：

1）抽风形式下，货舱端部平均温度虽然较低，但局部温度较高，大部分热量由风口直接排出，仍有部分热量由于风口的诱导作用会出现局部扩散，对冷藏集装箱进风口的温度产生影响，造成局部温度过高。

而送风形式虽然平均温度较高，但最高温度集中在最高层冷藏集装箱排风口处，并向上扩散排出。

2）在抽风形式下，最高温度要比送风形式高。

这主要是抽风形式下的风管布置有利于将冷藏集装箱的排热量集中在局部区域排出，不至于在端部大面积扩散，温度叠加效应较小。

从两种通风形式来看，温度均满足规范要求。

从图6和图8综合分析出，由于通风形式的不同，在自然风口处显示了两种不同的速度分布：

（1）送风形式下，除风口处速度梯度明显外，其它舱内大部分区域速度较低，且变化平缓，在自然排风口处没有明显的速度变化，在靠近舱口盖的排风口处由于通风面积的局部变化而引起局部风速增大。

整个区域的流场呈对称分布。

（2）抽风形式下，舱内压力低于外界大气压，空气从自然进风口处被吸入，左右舷舱口盖自然进风口和后部结构舱壁进风口处风速明显呈梯度分布，风速从风口出来后逐步递减，整个流场显示对称性。

3.　货舱内动态通风量的分析

送风方式下，冷藏集装箱的制冷装置面对"桥楼"，由"桥楼"处的送风管的送风口对着冷藏集装箱制冷装置送风，送入