1、船舶貨艙通風系統氣流組織的數值模擬研究 摘要：基于裝載風冷式冷藏集裝箱貨艙內動態負荷的研究，對貨艙空間簡化后建立了物理和數學模型，模型中充分考慮了船舶動態航行過程中太陽輻射等因素的影響，采用SIMPLE算法對代數方程的分離式進行求解。通過分析送風和抽風兩種方式下貨艙內氣流組織的溫度場、速度場分布情況，提出了優化通風量及通風形式的建議。關鍵詞：船舶、艦船工程；貨艙；風冷式冷藏集裝箱；氣流組織；通風設計鑒于當今航運業的發展，能否控制好造船和運營的成本，已經成為船舶行業競爭的關鍵，而船艙內裝載風冷式冷藏集裝箱通風技術的發展成為重中之重。隨著裝載貨物類型的不同，裝載冷藏集裝箱的船艙自身內熱源負荷有變化

2、；且隨著航區、外界氣溫、貨艙溫度、船舶航速及太陽輻射強度等外界的變化，貨艙內的總負荷也呈動態變化?，F有的船艙通風散熱系統都是按外界最惡劣環境，風機24h連續運行的工況進行通風設計。到外界環境溫度降低時，特別是在晚上，浪費能源。為此采用CFD技術，用合適的數值方法求解控制方程，根據已知的外界條件和所要達到的要求，對裝載風冷式冷藏集裝箱的船舶貨艙內氣流組織進行數值模擬，研究送風參數對貨艙內空氣流場的影響?？晒澕s大量時間、人力和物力，同時為改進和優化貨艙內通風散熱系統的設計提供參考。1.船舶貨艙模型建立1.1貨艙物理模型的簡化本文所研究的目標船舶概況如下：總長138.03m；垂線間長128m；型寬2

3、2.4m；型深為11.3m；主機：MANB&W6S46MC2C；裝箱量甲板上197TEU，艙內345TEU，總計542TEU。目標船舶No.4貨艙其規格說明見下表1。表1 No.4貨艙參數貨艙外圍壁尺寸/m·m甲板尺寸/m·m設計吃水線/m額定通風量/（m3·min-1）尺寸16.1×11.316.1×17.882480目標船舶No.4貨艙的通風形式是采用進風管送風，排風口自然排風。貨艙內裝載48只20英尺風冷式冷藏集裝箱；進風口為矩形，規格為80cm×65cm，進風口對準每一排風冷式冷藏集裝箱的冷凝器風機處，相對應有48個進

4、風口；目標船舶No.4貨艙內有6個規格為50cm×50cm的回風口，位于貨艙外圍壁上部。冷藏集裝箱大小、位置都按照實際尺寸和在艙室內的實際位置布置。在遠洋航行過程中，裝在貨艙內風冷式冷藏集裝箱的制冷裝置排出的熱量是封閉貨艙內熱量的主要來源，模擬過程中需要考慮這部分內熱源。同時由于遠洋集裝箱船移動性大，艙內外溫差和太陽輻射通過艙壁傳入貨艙內的熱量，在模擬時亦應考慮。1.2流體力學模型k2方程紊流模型1具有構造簡單、通用性廣等特點，而且對網格的要求較低，故廣泛適用各種形式的工程中。本文選用它來計算紊流粘性系數，同時采用了以下的基本假設：1)貨艙中的流場是穩態的。本文研究的是經過長時間的連

5、續運行后得到的穩定工況，在所有的微分方程中忽略時間項的影響；2)貨艙內通風的數值求解視為不可壓縮流體。貨艙通風的溫度波動范圍大約在3545，在此范圍內空氣密度的變化率很小，可忽略不計；3)貨艙為封閉空間。流體僅在送風口處流入計算區域，在排風口處流出計算區域。數值模擬中的基本控制方程包括連續性方程、動量方程、溫度方程和k方程和方程，可表示為：式(1)式(5)中，ui流速矢量U在三個坐標上的分量，i=1，2，3分別代表三維直角坐標系的三個方向；表2k-紊流模型經驗常數常數CC1C2TK值0.091.441.920.91.01.01.31.3邊界條件設置1)首先假定貨艙蓋關閉后不漏風，模擬時艙壁考慮

6、輻射的影響，以邊界條件的形式輸入。在計算過程中，引用Boussinesq假設2，即認為流體密度的變化僅對浮升力產生影響。采用Airpak軟件進行艙內氣流模擬時，最主要的邊界條件是艙室壁面溫度，它是通過人機對話從軟件內的問題定義“problem setup”對話框中直接輸入。本模型中的輻射換熱模型選用的是基于斯蒂芬2波爾茲曼定律的IMMERSOL模型。2)固體邊界條件：紊流流動受壁面影響很大，高Re數k-紊流模型僅適用于離開壁面一定距離的紊流區域，在近壁區域采用壁面模型。按照Launder和Spalding的理論，將邊界層劃分為粘性底層和對數律層，描述邊界層的數學模型如下：式(6)式(8)中，C

7、kKarman常數，取0.42E經驗數值，取9.81；UP網格點速度；KP網格點湍動能；YP網格點與墻面的距離；流體紊流粘滯系數。3)進口邊界條件：貨艙通風的進風口一般都易測得送風速度和溫度，因而邊界條件一般都采用速度進口邊界條件。在該模擬問題中，在實船數據基礎之上采用模型簡化的處理方法，將風口的速度取為平均速度，甲板下14層的速度分別為X軸向2.5m/s，2.34m/s，2.19m/s，2.05m/s。4)出口邊界條件：由于貨艙一般密封性很好，室內空氣幾乎全部從排風口流出，而且在排風口處空氣的速度及壓力是變化的，因而采用質量出口邊界條件較為合理。5)送風量和抽風量的大小根據數值模擬的結果進行

8、優化，并確保貨艙內的平均溫度不大于45。基于該假設之上，該模型的幾何尺寸、物性參數、邊界條件由Airpak軟件Model選項下的Edit對話框輸入，船舶貨艙Airpak模型的邊界條件設定如下：(1)室外空氣參數為t0=28；(2)入口邊界條件：送風方式采用立式進風管送風，流體紊流動能k=0.0108，能量耗散率=0.0002；(3)出口邊界條件：出口壓力為環境壓力，k、為自由滑動；(4)壁面邊界條件：兩側艙壁均視為絕熱面。所有壁面邊界條件取為第三類邊界條件，取甲板的傳熱系數外圍壁；(5)艙內熱負荷：在遠洋船舶航行過程中，當風冷式冷藏集裝箱達到集裝箱設定的溫度下限值時，就處于保冷狀態，壓縮機停止

9、運行。當風冷式冷藏集裝箱內的滲透熱使得風冷式冷藏集裝箱內的溫度達到上限值時，就開始“打冷”，此時壓縮機開始運行。在一條航線上，所有風冷式冷藏集裝箱不可能同時運行，20英尺風冷式冷藏集裝箱制冷裝置的平均運轉率為65%左右3。若遠洋船裝載的是Thermoking Corporation生產的20英尺冷藏集裝箱，壓縮機的型號為：ZMD18KVE2TFD2277，其電功率最大為5.8kW，冷凝器風機電機功率為0.55kW，2臺蒸發器風機電機功率均為0.75kW，裝滿48只風冷式冷藏集裝箱的同時使用系數=0.65，目標船舶No.4貨艙內總的熱負荷為244.92kW。同時由于船艙在航行中會有太陽輻射，計算

10、時簡化認為遠洋船舶在航線上南北航行，假定船舶一舷正對太陽，而另一舷完全避陽。在模擬時西側與東側外艙壁邊界條件的設定有所區分。1.4計算區域網格劃分應用四面體網格對進風口、排風口、冷藏集裝箱等數學模型進行離散。由于貨艙內冷藏集裝箱分布較多，對氣流會有較大影響，為了更精確地反映艙內的氣流組織狀況，在劃分網格時對有物體的地方，應當進行細化，特別是冷藏集裝箱周圍要增加網格密度，以便于后期分析通風狀況。劃分網格先采用較疏的網格，再不斷進行細化。當計算流場劃分的最小間距為0.805m×0.565m×0.916m時，與前面使用的網格的計算結果相比，二者之間的差異己達到了可以忽略的程度，此

11、時，貨艙模擬計算的整個流場內最終網格數為389666，節點數為402968。1.5模擬精確性驗證只有精確的模型才能對各種送風方式進行準確的評價。為了驗證該模型的精確性，將實際值與模擬值進行對比分析。測試儀表見表3，測點位置為集裝箱槽縫處、排風口處，測量溫度及風速數值。為了確保數據的真實性，每個測量點均測取3次以上，取平均值作為實測值。表3貨艙測試現場選用儀器測試項目儀器型號測試范圍準確度空氣溫度TESTO110-50+150±0.2空氣流速TESTO4250.0120m/s±5%如圖1、圖2所示，模擬出貨艙測點處空氣溫度比實際測量誤差在10%以內，流速的比較結果如圖3、圖4

12、所示，模擬值與實測值也吻合得很好。故可確定本模型較為精確，可以采用該模型對不同送風方式的氣流組織進行評價。2.兩種通風方式下的模擬分析2.1送風方式下的模擬經過Fluent求解器計算，得出雷諾數(Re)為111245，普朗特常數(Pr)為82668，說明模型符合高Re紊流模型的特點；且驗證該模型的能量方程成立，k、均收斂，即模型建立成功?？紤]到貨艙內的通風是風機直接從外界大氣中抽取送入，分析貨艙內的氣流組織是否滿足散熱的需要，即忽略其他因素的影響，僅考慮在不同送風溫度的情況。本文選取某遠洋航線上經歷環境溫度的極限值，入口溫度28的工況1，入口溫度35的工況2來對目標貨艙進行仿真模擬(見圖5，圖

13、6)。從圖5和圖6綜合分析出，不同工況下的氣流組織分布變化情況為：1)貨艙內溫度場的分布隨著送風溫度的變化而變化，送風方式下，室外環境溫度越高，貨艙內的平均溫度就較高，最高溫度較為集中在集裝箱后端部的槽縫處，熱量向上擴散排出，這樣對冷藏集裝箱的環境溫度影響不大；2)送風口的布置方式對貨艙內的流場影響較大。由于送風口布置在直接對準冷藏集裝箱制冷裝置的冷凝器風機排熱處，送風氣流從進風口處水平送風，熱量正好被吹入的氣流帶走，有利于冷藏集裝箱對環境的需求；3)太陽輻射等對艙內溫度場的影響較大，但對速度場的影響較小。在貨艙一側艙壁完全受外界太陽輻射的影響，使得這一側的溫度比中部和另一側區域的溫度值要高；

14、4)送風狀態下，除風口處速度梯度明顯外，其它艙內大部分區域速度較低，且變化平緩，在自然排風口處沒有明顯的速度變化，只是在艙口蓋排風口處由于通風面積的局部變化而引起局部風速增大。整個區域的流場呈對稱分布；5)貨艙內的冷藏集裝箱布置較為對稱，使得貨艙兩側的流場分布也是對稱的，冷藏集裝箱布置的位置，使得兩側的空氣上升流動受到影響，但貨艙內溫度任能滿足船級社對貨艙內溫度不超過45的要求。2.2抽風方式下的模擬根據貨艙抽風方式下的風口布置對貨艙區域進行建模，送風與抽風這兩種形式的區別在于送風口和抽風口的位置不同。從圖5和圖7綜合分析出抽風與送風兩種形式溫度分布的變化情況：1)抽風形式下，貨艙端部平均溫度

15、雖然較低，但局部溫度較高，大部分熱量由風口直接排出，仍有部分熱量由于風口的誘導作用會出現局部擴散，對冷藏集裝箱進風口的溫度產生影響，造成局部溫度過高。而送風形式雖然平均溫度較高，但最高溫度集中在最高層冷藏集裝箱排風口處，并向上擴散排出。2)在抽風形式下，最高溫度要比送風形式高。這主要是抽風形式下的風管布置有利于將冷藏集裝箱的排熱量集中在局部區域排出，不至于在端部大面積擴散，溫度疊加效應較小。從兩種通風形式來看，溫度均滿足規范要求。從圖6和圖8綜合分析出，由于通風形式的不同，在自然風口處顯示了兩種不同的速度分布：(1)送風形式下，除風口處速度梯度明顯外，其它艙內大部分區域速度較低，且變化平緩，在

16、自然排風口處沒有明顯的速度變化，在靠近艙口蓋的排風口處由于通風面積的局部變化而引起局部風速增大。整個區域的流場呈對稱分布。(2)抽風形式下，艙內壓力低于外界大氣壓，空氣從自然進風口處被吸入，左右舷艙口蓋自然進風口和后部結構艙壁進風口處風速明顯呈梯度分布，風速從風口出來后逐步遞減，整個流場顯示對稱性。3.貨艙內動態通風量的分析送風方式下，冷藏集裝箱的制冷裝置面對"橋樓"，由"橋樓"處的送風管的送風口對著冷藏集裝箱制冷裝置送風，送入空氣對準裝置下部吸風口，貨艙排出的熱空氣由艙口蓋上的排風口自然排出，按熱平衡法4可以得到研究區域內貨艙的通風量為式(9)：V=Q/CP(ei)(9)當船舶在大氣溫度35時的條件下航行時，由于船舶在海面上受太陽輻射的因素影響，貨艙的溫差滲入熱表現明顯，使得貨艙內負荷值達到一日中負荷的最高點，應用熱平衡法得出圖9，抽風形式下貨艙內