0 引　言

全球能源低碳转型趋势明朗，在政府政策的驱动下，海上风电安装市场异常繁荣。然而在建的或规划的海上风电安装船却远不足以满足海上风电安装需求^[1]。

我国沿海风能资源丰富，但是潮间带滩涂和极浅海域面积广阔^[2]。对潮间带风电实施开发，往往需要自升式风电安装平台进行风电安装，建造成本高，持续周期长，不利于整个风电项目的成本控制管理^[3]。

在风电市场异常繁荣的驱动下，各海上风电施工承包商另辟途径，例如将半潜驳等改造成风电安装船，以满足海上风电安装的需求。

本船舶为非自航式全回转起重船，入级CCS，适用于近海、港口等水域进行各类大型重件的吊装作业。最大固定吊重1600 t，最大回转吊重1300 t，最大吊高约为110 m。

为满足潮间带风能开发，对该船舶进行改造设计，以满足在潮间带坐底风电安装作业需求。本文仅针对海水冷却系统改造设计进行论述，在海底门入泥或高过水面时，以内循环海水冷却系统实现全船的主辅机冷却。坐底工况环境载荷如表1所示。

1 坐底吊装作业工况下海水需求量计算

根据平台实际使用需求及船舶电力负荷计算，将坐底吊装工况下需要冷却系统的主要用户及海水需求量进行统计。

通过表2可以得出，坐底吊装工况时，所有需要冷却的设备的理论海水需求量为335 m³/h，需要运行1台主海水冷却泵和2台空调海水冷却泵。由于该海水冷却系统为非变频系统，主海水冷却泵和空调海水冷却泵额定工作点的流量分别设定为250 m³/h和135 m³/h，则总的冷却海水需求量为520 m³/h.

2 坐底工况预压载计算

假定船体入泥0.2 m，水深2 m。由于目标潮间带为密实沙质海域，安装船处于有水坐底作业、掏空率不大于10%时，吊机可以正常工作。根据结构强度计算及坐底压载计算，坐底预压载状态海水舱分布及装载量分别如图1和表3所示。

通过表3可以得出，坐底预压载总的海水量为6922 t。改造海水冷却系统，选取横倾水舱1 P/S，2 P/S，3 P/S共6个水舱作为冷却水舱，增加内循环环路，经过冷却系统热交换器的高温海水再次注入舱内，不得排除舷外，以保证坐底安全性。同时安装内循环进水总管温度监控，构成坐底风电安装船内循环海水冷却系统。

每天2次潮汐的间隔是12 h，其中高位海底门高于水面的时间大概8 h。根据坐底预压载舱容清单，可以得出内循环冷却系统总海水量为3567 m³。在不考虑高温海水与外界热传递的前提下，海水冷却系统可以持续运行的时间为6.86 h，不满足连续作业8 h的需求。因此，就高温海水与外界海水、大气环境之间的热传递进行简化计算，以便证实该系统的可行性。

3 高温海水与外界环境的热交换计算

作业区域最高海水温度是32 °C，最高环境温度为45 °C。根据基本设计计算，设定板式换热器海水设计温升为10 °C，即海水经过板式换热器后温度升高10 °C。根据坐底工况机械设备实际的运行状态，海水冷却系统处于非满负荷状态，热负荷小于基本设计输入值，热交换器出口海水温度低于42 °C，根据能量守恒定律，热交换器工作温升修正值为6.44 °C，即海水出口温度为38.44 °C。

根据船体舱室布置，高温海水舱与外界环境存在海水与海水间的对流传热、海水与泥沙间的热传导以及海水与空气间的对流传热。由于空气和海水的对流传热表面传热系数有着数量级上的差别，因此暂不考虑海水与空气之间的对流传热。

对流传热热量传递过程如下：

$ 高温海水 \xrightarrow{导热}舱壁内侧 \xrightarrow{导热}舱壁外侧 \xrightarrow{对流传热}低温海水 $

热传导热量传递过程如下：

$ 高温海水 \xrightarrow{导热}舱壁内侧 \xrightarrow{导热}舱壁外侧 \xrightarrow{导热}低温泥沙 $

根据牛顿冷却公式，对流传热流体被冷却时：

$ \varPhi = hA\Delta t。$

(1)

式中： $\varPhi $ 为总传递热量，W；h为表面传热系数，W/(m²·K)；A为对流面积，m²；∆t为温差，°C。

表面传热系数的大小与对流传热过程的许多因素有关，不仅取决于流体的物性以及换热表面的形状、大小与布置，还与流速有密切的关系^[4]。参考推荐经验值，选取海水的表面传热系数h为1500 W/(m²·K)。

根据一维稳态导热时的傅里叶定律，热传导时的热量传递为：

$ \varPhi = - \lambda A\frac{{{\rm{d}}t}}{{{\rm{d}}x}} 。$

式中： $\varPhi $ 为热传导热量，W；λ为导热系数，W/(m·K)；A为热传导面积，m²。

参考推荐经验值，选取钢板的导热系数h为50 W/(m·K)^[4]。

以横倾水舱1 P为例，对海水与外界环境之间的热交换进行计算。

横倾水舱1P装载海水425 t，假设海水进口32 °C，经过冷却系统的海水出口温度为38.44 °C，则总的散热量为：

$ \varPhi =Cm\Delta t 。$

(3-2)

式中：C为海水比热容，取4096 J/(kg·°C)；m为海水质量，取425000 kg；∆t为温差总的散热量为1392 kW。

基于以下表4边界条件，根据式(1)及式(2)，可以得出单位时间散发到外界环境的热量为243.7 kW，需要的持续热交换时间为5.71 h，即经过5.71h的热交换后，横倾水舱1 P可以重新用于海水冷却系统。

4 结　语

以1600 t起重船改造项目为例，对海水冷却系统进行改造设计。根据坐底预压载计算，在满足结构强度的前提下，通过定义6个冷却水舱、增加内循环管路等，构成坐底风电安装船海水内循环冷却系统。由于冷却海水量不足以维持风电安装船连续坐底作业8 h，以横倾水舱1 P为例，对该水舱与外界环境的热交换进行了计算。结果表明，横倾水舱1 P初次使用后，经过5.71 h的与外界环境的热交换后温度降低到允许值，可以二次参与到冷却系统循环。

通过以上计算，在最高海水温度32°C和最大环境温度45°C的条件下，该海水冷却系统的改造设计可以保证该风电安装船在潮间带的持续坐底作业。由于坐底作业对安全性要求较高，改造设计方案需要送审船级社审核确认。