赵 爽

（上海打捞局 救捞工程船队，上海 200090）

0 引言

随着石油天然气等资源开采逐步向极地扩展及冰区航运产业的发展，能在寒冷气候下运营船舶的需求也随之增加。船舶具体运营区域及周期不同，船级社规范按不同的冰区符号对结构及设备会有相应的加强要求。但如何防止压载水舱在低温环境结冰则是此类船舶需要解决的共性问题。

部分或全部在压载水线之上的压载舱暴露在低温环境下，会在舱室顶部和临近外板处结冰，见图1。舱室结冰会对船舶的运行安全造成很大危害。如顶部结冰后的压载舱在冰层下形成一个独立的密闭空间，排压载水作业时在舱内形成真空导致船体结构破损；舱内压载水结冰体积膨胀后也可能破坏结构；另外管路系统也会因为结冰而堵塞或冻裂，从而影响正常操作及运行安全。

图1 压载水结冰现象

因此在寒冷气候运营船舶压载舱必须设置有效的防结冰措施，目前常用的方式有：1）蒸汽注入系统；2）加热盘管系统；3）水循环系统；4）气泡系统。

采用蒸汽或热水加热压载水是一种可行的措施，蒸汽加热盘管通常被认为是最有效的方式。加热盘管垂直布置在压载水线之上的舱壁上。但这也是一种非常昂贵的方式，除了热交换需要大量能源消耗外，布置在海水中的加热盘管还极易腐蚀，因此还需要投入大量资金选用高耐腐蚀管材，或者使用普通钢管但需定期检修维护材料。

水循环系统是利用压载泵强制舱内不同层的压载水进行热交换，从而达到防止结冰的目的。但水循环系统要求负责设计和操作，在压载舱数量较多时很难实现。气泡系统与水循环系统有着类似的工作原理，通过气流扰动迫使底部液体与表面进行热交换。虽然目前气泡系统仍无法进行精确的理论计算，但相关实验已经证明了此种方法可以有效防止结冰，也可通过某些近似计算对系统进行模拟。本文将对两种常用的方式即加热盘管和气泡系统进行分析及比较。

1 规范要求

寒冷区域航行或作业的船舶需要进行何种加强，最早来源于《芬兰-瑞典冰级规则》。之后各船级社均以此为依据，作为入级符号的附加标识编入规范。对于不同的冰级，分别对船体结构、主机功率、轴系、齿轮箱、螺旋桨、起动装置和冷却水等管路系统提出不同的技术要求。

其中各个船级社对压载舱防冻的要求类似，且适用所有的冰级符号。以劳氏船级社（LR）为例，具体描述为“运行在冰区和低温环境的船舶，高于设计压载水线且靠近外板的淡水舱和压载水舱必须提供有效防止结冰的措施”。对于完全位于水线以上的舱，加热盘管是有效的防冻保护。对于部分位于水线以下的舱，加热盘管、持续的水循环系统、气泡系统或者其他能通过理论计算、试验、运行实例证明可以消除舱室结冰危害的方式都被认为是有效的方式（全部在设计压载水线之下舱室不需要防结冰安排）。

挪威船级社（DNV GL）的暂行防冻规范（Winterization）依据大气温度划分3个等级[5]，对不同防冻等级下的设计有非常详细的要求，见表 1和表 2。其中对环境参数的定义可作为压载舱防冻系统的设计及热平衡计算的依据。

表1 DNV GL船级社防冻等级符号划分

2 加热盘管系统分析

2.1 建立模型

本文以上海打捞局为马士基建造的特种海底服务船（SSV）作为研究对象，研究压载舱除冰系统设计过程。SSV项目船长137.6 m，船宽27.0 m，入级英国劳氏船级社（LR），满足冰级符号Ice Class 1C FS。船上配有1台900 kW热水锅炉，2台工作空压机352 m³/h @0.8 MPa。

表2 DNV GL船级社防冻等级对应设计条件

SSV项目将在挪威海域运营，冬季设计温度-19.5℃，压载水舱总容积7 300 m³，其中30个边压载舱根据规范要求需要设置防结冰系统。为了便于分析，选取其中1个压载舱作为研究对象，尺寸如图2所示，其艏艉相邻的舱室也是压载舱。首先参照表2确定设计环境参数：空气-20℃，海水-2℃，风速20 m/s。然后再设定一些假定操作条件：压载状态为95%满舱；舱内空气温度为海水与环境温度平均值约-10℃；寒冷气候作业周期为24 h。

图2 压载舱热平衡模型

2.2 热损失计算

海水结冰本质上是一个热量传递的过程，如无外界干扰，压载舱中的静止海水在低于冰点的环境下在一定时间内必然会结冰。结冰的过程根据时间段又可分为2个阶段：海水温度降低到冰点（-2℃）的时间段及海水结冰的时间段。根据能量守恒定律，为了防止压载舱结冰则需要提供足够的能量来补偿过程中的热量损失。根据系统的设计环境参数可知，补偿第一阶段大量海水温度降低损失的能量，维持其温度在冰点之上耗能巨大，几乎是不可实现的。因此，防结冰系统的设计时要至少能补偿第二阶段的热量损失。

海水结冰阶段的主要热量损失来自对外界的散热，同时海水转换为冰的潜热也应考虑。与外界环境的热损失包括以下2个部分。

1）通过压载水线之上侧壁面积A1=34.8 m2，压载水与空气之间的对流散热量Qob≈19 000 J/s，在风速20 m/s下强制换热系数[4]hout=30 W/K·m2；

2）通过压载水表面A2=22.2 m2，压载水与舱内空气的对流散热量Qair≈1 000 J/s,换热系数[4]hin=5.6 W/K·m2；

要计算压载水结冰的溶解潜热量Qice（假设冰层5 mm厚，冰溶解比潜热Δhfr=335 kJ/kg），首先需要确定结冰所需时间，即前述第二阶段的周期。此时间值与材质、形状、温差以及海水自身储存能量都有关系。对于压载舱，可近似按平面公式预估[4]（忽略钢板的温度变化等微小因素）。

式中：ρice为冰在-2℃的密度，取920 kg/m³；hice为冰层厚度，取0.005 m；h为表面对流散热系数，W/K·m2；Tsea为舱内海水温度，℃；Tair为空气温度，℃。

据此，可计算出侧壁结冰时间约为tfr1=0.85 h；舱室表面结冰时间约为tfr2=10.3 h。可以看出舱室顶部空气层作为缓冲，很大程度上减缓了表面结冰的时间。根据各自的结冰时间，参照克劳修斯-克拉贝隆方程算出需要克服的冰（5 mm）溶解潜热Qice≈40 000 J/s。

因此防结冰系统至少需要补偿的总热损失为Qtotal=Qob+Qair+Qice=60 000 J/s。

2.3 加热盘管系统

假设此项目选用加热盘管系统作为防结冰措施，根据规范要求将垂直地布置在水线之上的舱壁上。本文只对该系统做理论性论证，计算热源的需求，对盘管的具体设计和布置不做深入探讨。

每个压载舱结冰过程热量损失约为60 000 J/s，项目类似压载舱共30个，即需要热源为1 800 000 J/s。通常项目用蒸汽锅炉提供的0.6 MPa饱和蒸汽作为加热盘管热源，0.6 MPa饱和蒸汽与冷凝水焓差值Δhsteam=2 333 kJ/kg。因此蒸汽需求量为Qsteam=2 777.5 kg/h ≈3 t/h，即锅炉满足正常热负荷外还额外需为压载舱除冰系统提供3 t/h的饱和蒸汽，核算成功率约为2.0 MW。

通常大部分特种船对热源消耗较少，基本不配备蒸汽锅炉。以SSV项目为例，船上唯一的热源为1台900 kW热水锅炉，热水温度为95℃@ 0.6 MPa。如以热水作为加热盘管热源，假设回水温度为60℃，则焓差值Δhwater=147 kJ/kg。热水需求量Qwater=44 081.6 kg/h ≈45 t/h，很显然方案不可能实现。

2.4 小结

通过以上计算，可以简单推断加热盘管作为防结冰方案原则上是可行的，但需要配备蒸汽锅炉作为热源，且能源消耗较大。对于只配备热水锅炉的特种工程船等，加热盘管系统不应作为压载舱主要防结冰方式。

3 气泡系统设计

3.1 系统简介

气泡系统可以作为舱室、湖泊等防结冰方式的有效性已经得到了广泛论证[1-3]，但对系统的原理目前还没有统一的理论，也没有一个数学模型能完全模拟其实际的工作过程。其中一个工程上的理论[1]认为气泡防结冰的关键点是系统的“热储备”。基于“热储备”理论，可为工程上的应用提供简单的指导，以便有效地设计及安装气泡系统。

要防止结冰，气泡系统需在压载舱结冰前起动。如果压载舱液位的层级中分布有足够的热储备，气泡裹挟着下部“暖层”液流向上运动至表层，可以补偿表层对环境的热损失，维持其温度在冰点之上。系统所能够维持的无冰区域除与外界环境参数有关外，还取决于舱内海水的温度结构；被带到表层的海水量；在垂直面上的混合程度；表面层水流温度及速度的衰减等。

如果热储备不足以补偿对外界的热损失，气泡系统也可在一定程度上起作用，通过在表层形成大量的湍流以免顶部形成整块的冰层。形成小块浮冰过程放出的热量用来平衡对环境的热损失。

3.2 理论计算介绍

依据“热储备”理论，参照图 3，下列结论在合理的范围内被证明是有效的[1]。

1）最大的水平表层水流速度V0出现在距离气泡出口x=d/2处。

式中：d为舱内海水深度，m；qa标况下下气体流量，Nm³/h；g为重力加速度，m/s2；b为在x=d/2处水平射流的厚度。

图3 系统的流动及速度剖面

水平射流达到最大速度V0后，根据实验数据显示衰减的水平速度与位置遵循式(4)，即无量纲关系式[1]。

根据牛顿内摩擦定律，由于速度梯度产生表面剪切力τ；½ρV2是液流的动态压力，其表面摩擦系数可表示为Cf=τ/½ρV2。根据普朗托1/7次幂法则，湍流的表面摩擦系数可按式(5)计算。

对于气泡系统，本文中为了方便计算使用，将公式简化成式(6)。

工程设计上的观点认为，计算表面摩擦系数Cf不仅可以预估摩擦阻力，还可以计算表面的对流换热率。Cf与表示对流换热程度的努塞尔数（Nu）的关系式如式(7)所示。

式中：Nu为努塞尔数，Nu=qx/k(T1-Ts)；Re为雷诺数，Re=Vx/v；Pr普朗托数，Pr=Cpμ/k ≈ 13.6；q为液面热通量，J/(m2·s)；k为水在½(T1+Ts)温度下的导热系数，W/(m·K)；Ts为海水表面温度，℃；T1为面射流上任意一点的最大温度，℃；v为海水的运动黏度，m2/s；μ为海水的动力粘度，Pa·s；Cp为海水的比热，J/(kg·℃)；V在x点的最大速度。

将式(4)和式(6)代入Nu关系式整理后为

因此可以得出：

到目前为止，以上关系式可以用来合理地设计一套气泡系统。

3.3 计算实例

同样以SSV项目模型为例，计算气泡系统所需的气量。根据3.1节计算结果可知结冰过程总热量损失Qtotal=60 000 J/s，假设气泡出口安装在距底部0.5 m处，在x=d/2处的水平液流温度约为T1=1℃，Ts=-2℃。

则：q=2 688.2 J/(m2·s)；x=12 m（防止最远端结冰）；k=0.556 W/(m·K)；T1-Ts=1℃；v=1.86×10-6m2/s；b=d/4=1.9m。

根据关系式(7)计算，V0=0.28 m/s。再通过关系式(2)可得出标准状况下的供气量，qa=4.44 Nm³/h。由于 SSV 项目配备的工作空压机为 2×352 m³/h@0.8 MPa，转换到0.8 MPa气量为qsys=1.78 m³/h。共30个类似压载舱需安装气泡系统，所以总气量为qtotal=53.4 m³/h@0.8 MPa。可见气泡防结冰系统气量消耗不会占用空压机太多工作负荷，方案可行。

3.4 系统设计问题

上述系统理论计算能够为合理设计气泡防结冰系统提供指导及理论依据，并预估气体消耗的量级。但最终实际情况可能与理论假设千差万别，结果也可能出现较大偏差。为了保证系统的操作效果及能效，以下3点原则已经由相关理论或实验证实，系统设计安装时需要特别注意。

首先在设计系统时保证气泡出口压力足够克服最大静压即可，出口压力增大相应的空气消耗量也会增加。另外通过计算可以验证，气泡出口位置距离舱室底部越高，虽然水平液流的速度V0越大，但空气的消耗也会越大。

再者根据试验观察[1,3]，压缩空气出口空洞的大小对最大流速V0影响并不明显。多孔管在同等条件下大约能增加10%的最大流速，但也会相应需要提供更高的空气压力，因此单纯增加小孔数量是不现实的。实际应用时，1/16 in～1/8 in口径的方孔效果最好。

最后若选用多孔的空气管时，根据试验观察[1,3]，在相同气量下，聚集在一起的多个小孔方案效率要远远好于孔径较大且分布较远的设计。

4 结论

随着在低温环境运营船舶的增加，如何防止压载水舱在低温环境结冰也越来越受到人们的重视。常用的2种有效的措施，加热盘管及气泡防结冰系统各有优势和缺点，要根据船舶实际情况进行选择。气泡系统能耗小，基本不影响船舶设备功能设计，且可以长时间运行，对防止舱室顶部结冰效果较好，同时还具备除冰功能。但根据其工作原理，对于完全高于压载水线的舱室不适用，对此LR进行了明确规定。加热盘管系统耗能较大，且只能由蒸汽作为主要热源，船舶设计时要特殊考虑系统的额外能耗。加热盘管可以适用各种舱室，尤其对防止侧壁结冰效果明显，考虑到巨大的能耗，盘管系统不具备舱室除冰的能力。

本文参考了相关外文期刊和论文，根据船厂已交付的SSV项目为例进行了2种压载舱防结冰系统的方案对比，简单的系统计算并总结了系统设计的要点。希望能对日后类似船舶的防结冰系统选择及设计提供一定的参考。