汪 晖 第海祥 张丹峰

（扬州恒旺热交换器有限公司，扬州 225008）

在船用大功率高速柴油机中，冷却系统是其重要组成部分。冷却系统设计是否合理，关系到柴油机零部件的运行效率[1]。随着新材料和新技术的不断发展，船用大功率高速柴油机在近年得到了较快发展。柴油机的模块化设计随着不断提高的强化程度和比重量日趋紧凑，使得如何保障柴油机主要零部件的可靠性等问题愈发突出，对冷却系统的设计也提出了更高要求[2]。为进一步提高船用大功率中高速柴油机冷却系统的设计质量，研究其主要影响参数十分必要。

1 高低温淡水泵参数对冷却系统的性能影响及优化

1.1 高温淡水泵参数影响分析及优化

1.1.1 高温淡水流量的影响

原机高温淡水泵有约100 m3·h-1的额定流量。高温水在额定工况下的出机温度为79 ℃。原机在额定工况下的出机温度为85 ℃，高温水的出机温度较小。高温水进出机时温度差约为5.65 ℃，进出中冷器时温度差约为6.50 ℃。低温水进出中冷器时温度差约为2.75 ℃，进出滑油冷却器时温度差约为2.60 ℃，相比之下均较小[3]。高温淡水进出中冷器的流速约为4.58 m·s-1，低温淡水进出中冷器的流速约为4.6 m·s-1。将高温淡水主要管路的流速控制在1.5～2.5 m·s-1较为合适。从上述分析可以知道，原机有较大的泵流量。

控制模型其他参数保持不变，研究高温冷却系统流量对各性能所产生的影响。分析高温淡水流量对系统性能造成的影响时，因换热器换热效率受到淡水流量影响，应考虑淡水流量持续改变时换热器换热效率难以维持的情况。在对冷却系统性能参数与高温淡水流量间的变化趋势进行研究时，固定各冷却器换热量保持不变，分析在954 kW的高温淡水冷却器换热量、419 kW的低温淡水冷却器换热量和397 kW的滑油冷却器换热量下的变化情况[4]。

通过分析可知，高温淡水出机温度在进机流量从50 m3·h-1上升到120 m3·h-1时从88.50 ℃下降到79.60 ℃，进出机温差也从14.20 ℃降低到6.00 ℃，进出中冷器温差从16.50 ℃降低到7.03 ℃。此外，随着流量的不断上升，淡水进机流速从1.76 m·s-1上升到4.50 m·s-1。

原机高温淡水泵有100 m3·h-1的额定流量，出机温度在额定工况下为78 ℃，进出机温差和进出中冷器温差分别为5.64 ℃和6.40 ℃，均较小。高温淡水进出中冷器的流速为4.58 m·s-1，可以看出原机带泵流量偏大。

一般情况下，船用中速柴油机出机温度在83 ℃左右，进出机温差在8 ℃左右，主要管路流速为1.5～3.0 m·s-1。为了确保柴油机运行时的可靠性和降低淡水泵驱动时的额外消耗功率，应以80 m3·h-1作为高温淡水泵流量，此时淡水出机温度为82 ℃，进出机温差为8.43 ℃，进出中冷器温差为11.30 ℃。

1.1.2 优化分析

基于高温回路的流阻特征，系统流阻在80 m3·h-1的流量下为150 kPa。考虑余量的影响，将压头确定为30 m。优化后，高温淡水泵的额定流量和额定压头分别为80 m3·h-1和30 m。以泵相似设计理论估算可知，优化后高温淡水泵在额定流量和压头下有13 kW的驱动功率，而额定工况下原机高温淡水泵有21 kW的驱动功率。机带高温淡水泵在优化后所需消耗的功率减少约38 %，相比于原机选配的泵，高温淡水泵在优化后约节约0.38 g·kW-1·h-1的油耗。

1.2 低温淡水泵参数影响分析及优化

1.2.1 低温淡水流量的影响

原机高温淡水泵的额定流量为110 m3·h-1，实际流量在额定工况下大于130 m3·h-1，泵工作效率低。进出中冷器的温差约为2.7 ℃。基于统计的同类型相近功率的机型数据可知，适宜以5 ℃作为中冷器低温温差的控制值。可见，原机携带的淡水泵流量较大。

为研究冷却系统性能和低温淡水流量间的关系，先优化高温淡水泵的有关参数，再调整高温淡水回路流量，即以30 m作为高温淡水泵的额定压头，以80 m3·h-1作为额定流量，再以优化后的35 m作为低温淡水泵压头，以60～120 m3·h-1作为流量的变化范围。控制其他参数不变，研究低温淡水流量产生的影响。

从结果看，在保持换热量不变的情况下，随着低温淡水流量的不断上升，进出中冷器的温差和滑油冷却器的温差均有所减小，而进中冷器的流速相应有所上升。从相同类型且相当功率的机型统计结果可以看出，宜以5 ℃控制中冷器低温温差，以1.5～3.0 m·s-1的范围控制流速。因此，综合各方面条件，建议以90 m3·h-1作为低温淡水泵流量。此时，中冷器增压空气温度约为50 ℃，满足要求。

1.2.2 低温淡水泵压头优化

从低温回路流阻的角度考虑可知，系统在800 m3·h-1流量下有220 kPa的流阻。出于对余量压头的考虑，压头可以选择设置为35 m。低温淡水泵优化后的流量为900 m3·h-1，压头为35 m。在额定工况下运行时，实际功耗为15.8 kW。原机所携带的机带有约23.3 kW的实际耗功，改进后的机带泵额外消耗功减小约32.4 %，相比于原机条件下节约0.4 g·kW-1·h-1的油耗，大大提高了经济性。

2 海水回路参数对冷却系统性能的影响分析及优化

从冷却系统主要温度参数的角度考虑可知，海水流量和温度均会造成较大影响。过小的流量或过高的进口温度会使淡水冷却不足而导致淡水出机温度大于设计值，影响柴油机的安全运行[5]。

2.1 海水泵技术参数影响及优化

一般情况下，海水泵使用的是电动泵，且不在柴油机上安装。虽然工作时柴油机功率不会出现额外的消耗，但仍需要满足其有效使用的条件，降低功率以节约资源。

原机试验台配置有220 m3·h-1的海水泵额定流量、25 m的额定压头和30 kW的额定功率。海水在额定工况下进出口温度分别为32.0 ℃和41.3 ℃，进出口温度差为9.3 ℃，流量偏大。

为研究冷却系统性能和海水泵流量间的联系，以优化后的参数设置高温淡水泵和低温淡水泵参数。模型中的泵流量为140～225 m3·h-1，保持其余参数不变，海水出口温度随流量变化的改变情况如图1所示。

图1 海水出口温度随海水流量变化情况

从结果上看，海水流量逐渐上升时，在高低温淡水调温阀的作用下，高温和低温淡水出机和进机温度基本不变。这表明对于高低温回路温度等参数而言，只要确保淡水得到的冷却海水流量足够，即可使其保持基本不变。因此，确定海水流量的关键参数是出水温度。

海水流量不断减小时，出口温度不断增加。海水在145 m3·h-1的流量下，出机温度为52.14 ℃，无法符合要求。在150 m3·h-1的流量下，出机温度为51.49 ℃，理论上符合要求。

海水泵的泵送能力随着使用时间的增加不断降低，使得流量有所减小。在结垢等因素的影响下，淡水冷却器换热效果不断弱化。因此，应确保选择的海水泵有足够的流量余量，即海水泵优化后仍有180 m3·h-1的流量。考虑海水回路流阻特性和流量余量的影响，建议压头取值为20 m。

优化后，海水泵约有15.5 kW的功耗，相比于原机条件减少约16%。

2.2 海水温度的影响分析

海水温度直接影响淡水冷却器换热效果。为分析海水温度变化造成的影响，采用变更海水进口温度的方法观察系统各性能变化，结果如图2所示。

图2 海水进机温度对主要参数的影响

由图2可知，当海水温度从5 ℃提高到40 ℃时，高温淡水进中冷器时的温度上升约4.5 ℃，变化较小；高温淡水出机的温度上升约4 ℃，变化较小；低温淡水进空冷器的温度上升约24.6 ℃，变化明显；中冷后进气温度同样有明显的变化。

高温回路仅有较小变化，主要原因在于高温淡水出机温度以80 ℃为控制点，在40 ℃的海水温度下仍可确保海水和淡水在冷却器的温差符合要求，从而有效控制高温淡水出机温度；低温淡水回路温度变化较大，主要原因在于低温淡水的进机温度以31 ℃为控制点，在海水温度上升到控制温度时，海水和淡水的温差不再符合要求，无法有效控制低温淡水进中冷器的温度，导致其不断上升。可以看出，淡水冷却器的实际换热效果受到海水温度变化的直接影响，并最终对中冷后进气温度造成影响。因此，在设计冷却系数和选择附件型号时，需基于海水出水温度合理设计和控制系统附件参数。

3 结语

高温淡水出机温度和各换热区的温升是确定高温淡水流量的主要依据。进中冷器温度、中冷后进气温度以及润滑油冷却后温度，是确定高低温淡水流量的主要依据。确定海水流量的主要依据是要确保淡水冷却足够且出口温度在析盐温度以下。应基于上述条件进行淡水泵和海水泵的选型与设计，根据各回路流阻损失特征确定流量和压头确保运行效率，使功耗最小。对于中冷后进气温度而言，海水进口温度会产生较大影响，实际应用时应将海水进口温度控制在合理范围内。