Amar Al-Karradi 03-10-2014

Århus Maskinmesterskole

Energioptimering på søvandskølesystem Golden Avenue

2

Rapportens titel: Energioptimering på søvandskølesystem

Rapporten er udarbejdet af: M11754 Amar Al-Karradi

Uddannelsesinstitutionens navn: Århus Maskinmesterskole

Uddannelsens navn: Maskinmester

Rapportens art: Professionsbachelorprojekt

Afleverings dato: 03.10.2014

Eksemplarer: 2 (+1 elektronisk upload)

Antal normalsider (af 2400 tegn): 36,27

Antal bilag: 47 sider

Vejleder: Lars Hansen

Klasse: B2

Underskrift

_________________________________

3

Abstract:

This project is the final part of the Marine and technical engineering education. The project contains

the optimization of the cooling water system onboard vessels of Dannebrog Rederi. The project

forms the basis for optimization of seawater pumps, saving the company for electrical energy

consumption and approach more environmental solutions on their vessels. The basic principles of

the system are that seawater is used to cool down freshwater through plate heat exchanger. The

freshwater is in a closed circuit connected to different devices on the ship that also needs cooling.

By keeping the seawater in a limited system, it is possible to minimize corrosion associated with

saltwater circulation. In the light of this, it will be examined if there is a possibility to reduce the

rotation speed of the seawater pump, so that the flow is being reduced. On this statement, there

has been taken contact to several companies to ensure the best solution for the project.

There has been calculated some solutions, that the company have to choose in between, to reach a

modified seawater system when the ship is on voyage with low costs and power consumption. The

solutions was, to reduce the revolutions of the seawater pumps and to implement some

temperature transmitters to monitoring the in and out temperature through the heat plate

exchanger. As a part of the solutions, there have been calculated how much the necessary flow,

throughout the heat plate exchanger should be, and in which load condition. The operating

conditions for the ship has been investigated and analyzed to determine the load condition, when

for example the ship is using the freshwater generator or the differences between the load states.

The second solution is, to find a replacement for a seawater pump, that has been leaking during the

internship. One of the biggest pump suppliers DESMI could deliver the pump with low costs and

therefore the pump has been chosen. The pump should do the task for the less required calculated

flow through the heat exchanger.

At the end of the project, as required from the company, a calculation of profitability from

investments has been made, to ensure however the project should be implemented. At this point,

there has been proven that, with a reduction of seawater pump revolutions is a fuel save from the

generated electrical power grind. Additionally the environmental aspect of the optimizations is

processed, so that it is possible to reduce the emitted flue gas emission.

4

Indhold Abstract: ........................................................................................................................................................ 3

Forord ............................................................................................................................................................ 6

Tak ................................................................................................................................................................. 6

1.0 Indledning .................................................................................................................................................... 7

1.1 Problembeskrivelse: ................................................................................................................................ 8

1.3 Problemanalyse: .................................................................................................................................... 10

1.4 Problemformulering: ............................................................................................................................. 11

1.5 Afgrænsning: ......................................................................................................................................... 12

1.6 Metode: ................................................................................................................................................. 12

1.7 Viden og Empiri: .................................................................................................................................... 12

2.0 Virksomhedsprofil: .................................................................................................................................... 13

2.1 Golden Avenue: ..................................................................................................................................... 13

3.0 Kølevandsystemets opbygning .................................................................................................................. 14

3.1 Generelt om kølevandssystemer ........................................................................................................... 14

3.2 Anlægsbeskrivelse af kølevandsystemet ............................................................................................... 14

3.2.1 Søvandssystemet ................................................................................................................................ 15

3.2.2 Ferskvandssystemet ........................................................................................................................... 16

3.2.3 Pladevarmeveksler ............................................................................................................................. 19

3.2.4 Systemet i drift ................................................................................................................................... 19

4.0 Analyse af nuværende system ................................................................................................................... 21

4.1 Udlægningen af varmeveksleren: .......................................................................................................... 22

4.2 Søvandspumpen: ................................................................................................................................... 24

5.0 Analyse af anlægget ved driften: ............................................................................................................... 25

5.1 Varmeveksleren under drift: ................................................................................................................. 25

5.2 Søvandspumpen under drift: ................................................................................................................. 26

5.3 Fastlæggelse af nuværende søvandspumpedrift .................................................................................. 27

5.4 Pumpens driftspunkt ............................................................................................................................. 28

5.5 Det reelle søvandspumpe driftspunkt ................................................................................................... 30

5.6 Bestemmelse af den nødvendige søvandsmassestrøm igennem hovedkøleren .................................. 31

5.6.1 Varmetransmissions temperaturdifferencer ...................................................................................... 32

5.6.2 Søvandsmassestrøm gennem hovedvarmeveksleren ........................................................................ 32

5.6.2.1 Kontrol af varme effektberegningen i varmeveksleren: ............................................................. 36

5

5.6.3 Søvandsmassestrøm når FWG ikke er drift ........................................................................................ 37

5.6.4 Manuelt regulering via by-pass ventil: ............................................................................................... 40

6.0 Sammenligning mellem udlægningen og analyse: .................................................................................... 41

7.0 Optimerings muligheder ............................................................................................................................ 43

7.1 Omkostninger ved energiproduktion .................................................................................................... 43

7.2 Effekt aflæsning ..................................................................................................................................... 45

8.0 Optimeringer af søvandsanlægget ............................................................................................................ 46

8.1 Løsnings -og optimeringsmuligheder: ................................................................................................... 46

8.0 Pumpeteori ................................................................................................................................................ 48

8.1 Omdrejningsregulering .......................................................................................................................... 48

8.1.2 Affinitetsligninger ............................................................................................................................... 49

9.0 Den nødvendige omdrejningsregulering ............................................................................................... 50

9.1 Tryktabet gennem rørene til hovedveksleren: ...................................................................................... 52

9.2 Ny søvandspumpe: ................................................................................................................................ 54

10.0 Omkostninger: ......................................................................................................................................... 56

10.1 Materialeudvalg:.................................................................................................................................. 58

10.1.1 Temperaturtransmitter: ............................................................................................................... 58

10.1.2 VLT (Frekvensomformer): ............................................................................................................. 58

10.2 Optisave (DESMI) ................................................................................................................................. 59

11.0 Besparelsen ved frekvensstyring ............................................................................................................. 61

10.1 Tilbagebetalingen på investeringer ..................................................................................................... 62

11.0 Konklusion ............................................................................................................................................... 64

12.0 Kildehenvisning ........................................................................................................................................ 66

12.1 Links: .................................................................................................................................................... 66

6

Forord

I forbindelse med niende og sidste semester på AAMS skal man, som studerende gennemgå et

praktikforløb og efterfølgende udarbejde en projektrapport der danner grundlag for den mundtlige

eksamen. Denne rapport tager udgangspunkt i, et praktikforløb hos Dannebrog Rederi A/S i Rungsted.

Efter en samtale med fleetmanageren blev det en realitet, at jeg, som studerende kunne påmønstre et

af deres skibe. I den forbindelse har jeg været ombord på olie og kemikalietankeren Golden Avenue i 2

mdr. og 15 dage i foråret 2014. Rederiet havde et ønske om, at undersøge optimeringsmuligheder af

kølevandssystemet, maskinrumsventilation og belysning. Optimering af kølevandssystemet blev det

endelige emne for dette bachelorprojekt. Projektet henvender sig primært til, folk med teknisk baggrund

og interesse for energioptimering af skibe. Det forudsættes, at folk der læser rapporten, har kendskab

til de maritime begreber og de grundlægende principper inden for pumpeteori, samt styringsprincipper.

Billedet på forsiden viser olie og kemikalietankeren Golden Avenue, som rapporten tager udgangspunkt

i og er hentet fra Stena Weco’s hjemmeside.

Tak

Der skal lyde en stor tak fra forfatteren, til de folk som har været involveret i dette bachelorprojekt:

- Besætning ombord på Golden Avenue i perioden d. 19/2 – d. 04/5 2014

- Peter Laursen - Desmi Denmark A/S

- Lars Hansen - Vejleder

- Naseer Hussain - Ingeniørgruppen Lem

- Claus Cording - Sondex (Pumper)

- Mikkel Worm - Grundfos

- Jeppe Malmmose - Alfa Laval Nordic A/S

- Steen Larsen - MAK CAT-PON

- Henrik Jørgensen - Sondex (varmeveksler)

- Jacob Hemcker - Dannebrog Rederi A/S

- Casper Daugaard - Danfoss VLT Drives

7

1.0 Indledning Som verdenen ser ud i dag er der meget tale om, at spare på energien eller forbruge energien på

den meste korrekte og miljøvenlige måde uden, at det går til spilde. Olie, gas og andre

fossilebrændstoffer er den primære energikilde, som driver alt maskineri i vores dagsorden.

Overforbrug og forkert behandling af energien har medført den omdiskuterede globalopvarmning

og CO2 udslip. I løbet af et årti er der allerede sat planer og projekter i gang for i fremtiden, at kunne

beskytte og reducere afhængigheden af fossile brændstoffer, for samtidig at udnytte dem bedst

muligt. Den Internationale Martime Organisation (IMO), arbejder kraftigt for at forbedre

sikkerheden ombord på skibe men også at skabe klare regler for miljøbeskyttelse internationalt. Det

er derfor i juli 2011, har de parterne verden over, samt IMO aftalt om en omfattende løsningspakke

for reducering af skibsfartens CO2 emissioner, som trådte i kraft i januar 20131. Ændringerne i

MARPOL (International Convention for the Prevention of Pollution from Ships) Annex VI inkludere

et energieffektivt system for nye skibe og optimering af systemer på ældre skibe så de overholder

kravene fra IMO, så man regner med en reducering på 25-30% af emissionsgasserne frem til 20302.

Denne rapport omhandler energioptimering af kølevandssystemet på skibet, Golden Avenue, som

sejler i Sydøstasien. Golden Avenue er en olie og kemikalietanker som pr. første og anden kvartal af

2014 har transporteret palmeolie fra Malaysia og Indonesien og videre til Bangladesh og Indien.

Under praktikopholdet er der løbende blevet indhentet viden om, og indblik i skibets daglige drift.

Opgaven tager derfor afsæt i den empiri, der blev indhentet i praktikperioden.

1 http://www.imo.org/OurWork/Environment/PollutionPrevention/AirPollution/Pages/Default.aspx 2 http://www.imo.org/OurWork/Environment/PollutionPrevention/AirPollution/Pages/GHG-Emissions.aspx

8

1.1 Problembeskrivelse:

Inden man søger praktik ved de forskellige firmaer og rederier, skal man gøre sig overvejelser om,

hvilken vej man vil gå og hvad man vil arbejde med når man er færdiguddannet. Da planen er at,

tage ude og sejle når man er færdig som maskinmester er der taget kontakt til redderiet Dannebrog

A/S for, at få forhandlet den fornødne aftale på plads. Forhandlingen gik ud på, at der skulle

påmønstres på olie og kemikalietankeren Golden Avenue A/S. Formålet med dette var både at opnå

sejltiden, men også at være med til og overvære hvordan de øvrige maskinmestre beskæftiger og

bearbejder de forskellige problemstillinger, der er ombord på skibet. Ud fra praktikforløbet skulle

man som praktikant udfærdige en rapport der kan være til gavn for firmaet i fremtiden. Allerede

under samtalen ved forhandlingsbordet blev der diskuteret, hvilke emner der kunne være

interessante at undersøge, da de mener, at der er spildenergi at hente. Under sejltiden ombord på

Golden Avenue er der hele tiden blevet tænkt hen imod, en optimering på de forskelige anlæg. På

baggrund af dette, er der blevet observeret flere objekter eller tilfældigheder, som kunne være et

interessant punkt at udarbejde et projekt fra, som f.eks. belysning, udstødningskedlen,

dampsystemet, maskinrumsventilation og kølevandspumper.

Efter en nærmere observation af kølevandspumperne til hovedmotoren og A/E3 under drift, blev

der konstateret og bemærket, at der er en mulighed for en optimering af både pumperne, men også

en reducering af el-forbruget. Den ene pumpe, som har en kapacitet på 150 m3/h, bliver brugt til, at

pumpe søvand fra søkisterne og ind til pladevarmeveksleren. Søvandspumpen kører altid når

hovedmotoren er i drift. Alt afhængig af søvandstemperaturen eller den nødvendige køling, er den

eneste regulering til anlægget, et par håndbetjente By-pass ventiler, som forbipasserer vandet fra

pladevarmeveksleren og ud til havet igen.

Søvandspumpen til hjælpegeneratorerne har en kapacitet på 120 m3/h, og suger søvandet fra

søkisterne og derefter bliver pumpeflowet fordelt mellem de tre generatorer. I denne situation er

der særdeles observeret, at når der kun er en enkelt generator som er i drift, kører den store pumpe

på 120 m3/h, selvom der ikke er brug for så meget flow. Reguleringen kan nogle gange ske ved, at

lukke lidt i indsugningsventilen, som er placeret før pumpen for, at opnå tilfredsstillende vandflow

gennem generatorens varmeveksler. Denne metode for flow regulering er forkert der kan opstår

3 Hjælpegeneratoren

9

kavitation og ødelægge pumpen. Disse situationer gav en anledning til, at udforske lidt mere i

anlæggene og gav en ide om, at måske noget af energien kan hentes tilbage.

På baggrund af problemet kan problemundersøgelsen forkortes i korte spørgsmål:

Hvorfor er By-pass ventilen åben? By-pass ventilen åbnes fordi mængden af søvandet fra

søkølevandspumpen til hovedvarmeveksleren er for stort. Det er derfor regulereingen sker ved

hjælp af By-pass ventilen for at holde på den nødvendige kølebehov i hovedvarmeveksleren.

Hvordan kan man optimere anlægget? Anlægget kan optimeres på flere forskellige måder f.eks.

ved at udskifte til en ny søvandspumpe. Reducerer frekvensen på hele skibet så pumpens

omdrejninger reduceres også. Forbedre by-pass ventilen til en elektronisk motorventil med en

varmetransmitter. Omdrejningsregulering af søvandspumpen ved hjælp af en lokal

frekvensomformer.

Hvad er konsekvensen på en mulig optimering af anlægget? Ved at udskifte eller finde på en

løsningsmulighed til anlægget, er hovedformålet ved dette, at spare på elektrisk energi.

Elektriskenergi som er i form af nogle generatorer sæt, producerer strøm til diverse komponentener

såsom søvandspumperne. Dette har en særdeles interesse for firmaet, da man samtidig overholder

IMO kravene ved en reducering af CO2 produktionen og spare på pengepungen.

Hvilken betydning har by-pass ventilen for anlægget når den er åben og lukket? By-pass ventilen

åbnes når der ses på Trend skærmen med relevante værdier omkring temperatur og tryk i systemet,

at når temperaturen på kølevandet til hovedmotoren falder. Søvandet strømmer nu gennem by-

pass ventilen og overbords uden nytte. By-ventilen lukkes når der ses at temperaturen på

motorkølevandet stiger, dermed skal man køle ekstra på vandet, derfor ledes der mere igennem

hovedkøleren og ikke gennem by-pass ventilen.

Hvornår er By-pass ventilen åben? By-pass ventilen er åben heletiden når hovedmotoren er i drift

under sejlruten. Under sejlturen reguleres by-pass ventilen manuelt afhængig af driften på

hovedmotoren og havtemperaturen.

Herunder er der tegnet en skitse over de nødvendige dele af kølevandssystemet som nemmere gør

forståelsen af anlægget:

10

På figur 1, ses anlægget for søvandet og ferskvandet. By-pass ventilen på søvandssiden er den

eneste regulerende enhed til flowet af søvandet gennem hovedveksleren.

1.3 Problemanalyse:

Årsagen til dette problem er, at anlægget er overdimensioneret eller, at der ikke er taget højde for

de forskellige komponenter, som på forhånd sat og arbejder sammen. Når man ser på, hvordan By-

pass ventilerne bliver åbnet til at, ca. halvdelen af kølevandet finder vej overbords, kan man ikke

andet end undre sig over hvorfor det er dimensioneret således. By-pass ventilen for hovedmotoren

er observeret under drift til at åbne ca 9 omgange af 15. By-pass ventilen er en Bytterfly ventil og

har en åbningskurve grad som er S formet.

Under sejladsen varetages observationen løbene. Samtidig holdes der øje med, at når

ferskvandsgeneratoren er i drift så ses der at, varmen aftager fra hovedmotorens kølevand i

ferskvandsgeneratorens pladevarmeveksler og ikke i hovedmotorens pladevarmeveksler. Det

varme kølevand fra hovedmotoren er på ca. 90 grader celsius når vandet finder udgang fra

hovedmotoren. Under drift er ferskvandsgeneratoren i gang ledes det varme kølevand først

igennem ferskvandsgeneratorvarmeveksleren og efter udgang har motorvandet en temperatur

målt til ca. 67,5 grader celsius. Der bliver derfor åbnet mere for søvands by-pass ventilen da man

Figur 1: Skitse over søvand og ferskvands anlægget

11

ikke ønsker yderligere køling af kølevandet da det skal holdes i balance med driften. Der skal køles

nu fra 67,5 til ca. 38 grader celsius i stedet for de 90 grader som strømmer fra hovedmotoren.

Køling af hjælpegeneratorerne, kan opdeles i to situationer, hvor den første situation er når skibet

er i havnen og losser lasten, som i dette tilfælde er palmeolie. I denne situation, hvor framosystemet

eller hydrauliksystemet er i drift for, at pumpe palmeolien ud fra skibstankene til de opstillede tanke

i havnen, er der minimum to generatorsæt som er i drift. Grunden til to generatorsæt i drift er, at

de skal dele effektlasen som er på ca. 259 kW4 ligeligt, da hydraulik pumperne er i drift og selvfølgelig

sikrer, at generatoren ikke svigter når de forskellige belastninger finder sted. I den anden situation,

hvor skibet sejler normalt fra f.eks. Bangladesh til Indonesien er der kun et enkelt generatorsæt som

er drift. I begge situationer er søvandspumpen i drift med fuld omdrejninger, hvor reguleringen sker

manuelt ved, at lukke og åbne for ventilen på sugesiden af pumpen, hvilket kan forårsage kavitation

på pumpehjulet.

På baggrunden af det foregående afsnit, er der blevet udtænkt et par spørgsmål, som senere hen i

rapporten vil blive uddybet og besvaret. Spørgsmålene lyder således:

- Hvorfor åbnes By-pass ventilen under køling af hovedvarmeveksleren?

- Hvad sker der hvis man lukker for By-pass ventilen?

1.4 Problemformulering:

Ud fra ovenstående problemanalyse er følgende problemformulering udarbejdet:

Hovedspørgsmål:

Hvilke muligheder er der for optimering af kølevandssystemet?

Ud fra dette udspringer underspørgsmålene:

Hvad er det nødvendige kølebehov for Hovedmotoren?

Kan en lukning af By-pass ventilen spare på energi?

Hvor stor en besparelse i forbruget mellem det gamle kontra det nye system?

4 Bilag 1

12

1.5 Afgrænsning:

Rapporten tager udgangspunkt i søvandssystemet på olie og kemikalietankskibet M/T Golden

Avenue. Der tages også udgangspunkt i denne periode hvor praktikforløbet fandt sted. Det er ikke

rapportens formål, at ændre opbygningen af anlægget, men giver eksempler på

optimeringsmuligheder som forbedre driften. Der vil også afgrænses med hensyn til

programmering af PLC styring, stigende brændstofpriser og vedligeholdelse. Ved sammenligning af

resultater ses der kun på driften af skibet, som det har været i den periode, hvor empirien er

indsamlet og observeret.

1.6 Metode:

Projektet indledes med en beskrivelse af det eksisterende anlæg, og efterfølgende analyseres

udlægningen af anlægget og en belysning af driften af anlægget. De to analyser bruges til, at

vurdere, om der er forskel på driften og udlægningen. Der undersøges en metode til en optimering

af det eksisterende anlæg. Til sidst vil der være en beskrivelse af, hvor rentabel metoden er eller

forbedringen for firmaet. Dette gøres ved, at der tages kontakt til de firmaer der kan levere

løsningspakker for projektet. Løsningerne sammenlignes og derfra vurderes hvilken løsning skal

bruges.

1.7 Viden og Empiri:

Driften er analyseret ud fra målinger udført på anlægget, under opholdet på skibet. Data er

indsamlet ved hjælp af nogle måleudstyre som befandt sig på skibet under praktikken. Metoden,

hvorpå disse data er fremskaffet, bliver gennemgået i afsnit 2. Ud over disse data anvendes der også

empiri, som er opnået gennem omgang med det specifikke anlæg. Der er i rapporten valgt, at

kombinere faglig viden fra lærefagbøger og relevante firmaer, så kvaliteten af indholdet

opretholdes.

13

2.0 Virksomhedsprofil: Dannebrog rederi tilhøre en af flere afdelinger i WECO Group med speciale i tanker og tørlastskibe

og operere i internationale farvande. Golden Avenue er en af de tankerskibe som Dannebrog rederi

besidder og bliver brugt til at transportere palmeolie fra Malaysia og Indonesien til Bangladesh og

Indien. I 2011 er der indgået en aftale med det svenske Stena Bulk og Dannebrog Rederi om at levere

martimeløsninger eller transport til det Indonesiske palmeolieproducent Golden Agri-Resources

(GAR)5. GAR er verdens andenstørste palmeolieproducent og besidder af en areal på 471,1

kilohektar. Totalarealet svare til Fyn og Lolland tilsammen6.

2.1 Golden Avenue:

Dannebrog Rederi besidder to af de såkaldte RORO-skibe og seks tankerskibe, hvor Golden Avenue

er en af dem. Golden Avenue er en olie og kemikalier tanker som primært bliver brugt til at

transportere palmeolie i Sydøstasien. Golden Avenue har DWT7 på 9224 og en længde og bredde på

117,6 x 19m8. Skibet er udstyret med tre styks dieselgeneratorsæt af mærket Volvo-penta og 4takts

hovedmotor af mærket MAK. Hovedmotoren er en 9 cylinder 4takts som operere på både diesel og

Heavy Fuel Oil (HFO) og har en output på 2970 kW ved 750 o/min9.

5 http://www.goldenstenaweco.com/#!about/cyg 6 http://da.wikipedia.org/wiki/Fyn 7 Dead Weight Tonnage 8 http://www.marinetraffic.com/dk/ais/details/ships/636015985/vessel:GOLDEN_AVENUE 9 Bilag 2

14

3.0 Kølevandsystemets opbygning Dette kapitel omhandler skibets kølevandssystemer. Formålet med dette er, at give læseren en

grundliggende forståelse af, hvordan systemet fungere som en helhed og, hvilke problematikker der

blev fundet under praktikopholdet ombord på Golden Avenue.

3.1 Generelt om kølevandssystemer

Alle former for fysisk arbejde medfører overskudsvarme, da man ikke kan udnytte energien

hundrede procent. Det er nødvendigt, at denne overskudsvarme kontinuerligt bortledes for, at

opretholde en konstant og passende driftstemperatur. Sammenhængen mellem, at levere det

rigtige kølevand med den rigtige temperatur og tryk til motoren, er altafgørende for driften af

motoren. Derfor er skibe forsynet med kølevandssystemer, som har til formål, at lede denne

overskudsvarme fra systemerne og ud til havet.

3.2 Anlægsbeskrivelse af kølevandsystemet

Materialerne der anvendes til fremstilling af motorerne, vil normalt ikke kunne tåle de meget høje

temperaturer, der opstår under drift. Derfor er det nødvendigt, at der cirkuleres kølevand omkring

de varmeste dele af motoren. Den mest enkle form for køling af en motor til søs vil være, at anvende

havvandet. Der er imidlertid en række ulemper forbundet ved anvendelse af havvandet som direkte

kølemiddel. Derfor er kølevandssystemet ombord på M/T Golden Avenue bygget i separate

systemer. Ved det ene system udnytter den kolde temperatur fra havvandet. Og ved det andet

system, har man ferskvandet, som cirkulere i motorens indre dele for, at køle dens komponenter

ned og dermed føres ferskvandet ud i en fælles varmeveksler med havvandet, til køling af dens

temperatur.

15

3.2.1 Søvandssystemet

Nedenfor på figur 2, ses et forenklet rørdiagram over søvandssystemet til køling af hovedmotoren

på Golden Avenue.10

Søvandet på Golden Avenue finder vej gennem ”High Seachest” og

”Low Seachest”, på dansk de såkaldte søkister. Søkisterne skiftes til, at

åbnes separat alt efter skibets placering på havvandet og fragten. Man

ønsker ikke, at indlede mudder, sand og snavs ind til

kølevandssystemet, men samtidig skal der sikres, at der er tilstrækkelig

nok havvand, som suges hen til pumperne, så de ikke kaviterer.

Herefter kommer vandet gennem et søsugefilter, der forhindrer, at

større objekter suges ind i pumperne og beskadiger dem.

Søvandspumperne pumper vandet gennem røret via en kontraventil og

dermed til pladevarmeveksleren og derved overbords.

Søvandssystemet er udstyret med to søvandspumper, der fungerer som

backup for hinanden, hvis den ene skulle svigte under drift. Disse to pumper er af typen

10 Bilag 3: Søvandssystemet

Figur 2: Søvandsanlægget

Billede 1: Søvandspumper

16

Figur 3: Ferskvandsanlægget

centrifugalpumper og har en kapacitet på 150 𝑚3

ℎ ved et differenstryk på 4,5 bar11. Pumperne er af

forskellige fabrikanter, hvor den ene af dem for nylig er blevet skiftet, da skibet var i dok i slutningen af

år 2013. Den gamle pumpe, som er født med skibet er af kinetisk fabrikat fra firmaet

Tianjin Pumps & Machinery Group Co.,Ltd. Den anden nye pumpe er dansk fabrikeret fra firmaet

DESMI Danmark A/S. Hver pumpe er udstyret med et manometer før og et efter pumpen. Det gør det

muligt, at aflæse pumpens øjeblikkelige driftspunkt via pumpekurven for pumperne, dette er ikke muligt

på de gamle pumper. Dette er nyttigt i forbindelse med dataopsamling til dette projekt, og som

indikation for om varmeveksleren er ved at trænge til en rensning. Ventilen der er monteret på

rørstrengen imellem pumperne, står under normale driftsforhold altid åbent. Normalt er kun en pumpe

i drift ad gangen. Kontraventilerne efter pumperne gør, at søvandet ikke presses tilbage igennem den

stillestående pumpe. På denne måde kan søvandspumperne fjernbetjenes fra kontrolrummet uden, at

det er nødvendigt, at dreje på ventilerne lokalt i maskinrummet, men dog ikke under

reparationsmanøvrerne.

3.2.2 Ferskvandssystemet Nedenfor ses der et forenklet rørdiagram over ferskvandsanlægget.12

11 Bilag 5: DESMI pumpen For hovedmotoren 12 Bilag 4: Ferskvandsystemet

17

Ferskvandssystemet er det andet indre kølesystem, som har til formål, at køle anlægget med direkte

fysisk kontakt med emnet. Ferskvandssystemet strømmer forbi flere komponenter, som er drift og

som kan ses på figur 3.

Ferskvandet strømmer forbi gearkassekøleren, brændstofoliekøleren, turbokøleren, hovedmotoren

og motoroliekøleren. Alle disse komponenter er afhængige af nedkølingen fra ferskvandet, da de

risikere en overhedning og dermed fatale konsekvenser på anlægget. Anlægget er opbygget således

at vandet cirkulere rundt fra det ene punkt, i systemet, og slutter igen i samme punkt efter nedkøling

og ændring i entalpien. Da mange af komponenterne ikke kan tåle høje temperaturer, har man

opdelt ferskvandsystemet i to sektioner, lavtemperatur LT og højtemperatur HT. Disse to sektioner

arbejder med to forskellige temperaturer og forsyner flere forskellige anlæg. Højtemperaturen HT

strømmer fra hovedmotoren til luftkøleren. Vandflowet

konfrontere en trevejsventil (V1) med en

blandingstemperatur fra 72-90oC. Trevejsventilen

fordeler og regulerer det varme returkølevand. Jo

varmere returkølevandet er desto mere vand leder den

igennem til varmeveksleren for, at køle vandet ned. Jo

lavere ferskvandet er i temperatur, des mere åbnes der

for returventilen og vandet føres dermed tilbage til

hovedmotoren med en temperatur på 72oC. På den måde reguleres temperaturen i systemet.

Termostatventilen består af tre mindre elementer, som er med til at sikre en sikker regulering af

temperaturen. Maskinchefen mener, at denne termostatiske ventil ikke virker optimalt, da den

nogle gange leder vandet retur til motoren med en højere temperatur end den burde. Det er en

omstændelig affærer, at starte en reparation på udskiftning af termostatventilen eller

trevejsventilen, da det kun er muligt når skibet ligger i tørdok på grund af, at systemet skal være

tømt for kølevand. Trevejsventilen er den eneste reguleringsmulighed på HT siden, som skal sikre,

at returvandet til hovedmotoren er 72oC. Hvis man lader vandet gå igennem hovedkøleren og retur

Figur 4: Trevejsventil V1. (Eget Arkiv)

18

til hovedmotoren ved 32oC, udsætter man motoren for termisk stress og forårsager en stor risiko

for motoren i, at revne i blokken og i andre temperatursensitive dele.

På HT siden har man to regulerings situationer i forhold til, hvad det varme vand skal bruges til. Alt

efter situationen, og brugen af det varme vand, kan man udnytte energien fra HT, som er på ca.

90oC. Det udnyttes således, at man lader vandet strømme igennem en ferskvandsgenerator, og

derved bliver der fremstillet rent drikkevand. I andre situationer, hvor skibet sejler gennem floderne

ved Chittagong i Bangladesh, lukker man for ferskvandsgeneratoren, da søvandet er meget

mudderet og snavset. Og man vælger dermed, at lukke for ferskvandsproduktionen og lader det

varme vand strømme forbi hovedvarmeveksleren. Figur 3.

LT, Lavtemperatur, systemet forsyner også andre eksterne varmevekslere, som ikke tåler høje

temperaturer, eller, som ikke arbejder ved høje temperaturer såsom, gearkassen,

brændstofoliekøleren, turbokøleren, og motoroliekøleren. Disse komponenter arbejder med en

temperatur på 38oC ved indgangssiden og derefter strømmer vandet videre og kollidere sammen

med returvandet fra HT-siden eller

ferskvandsgeneratoren og videre til

hovedkøleren. Efter nedkølingen af ferskvandet

fra hovedkøleren er der monteret en trevejsventil

(V2 figur 3) med fire elementer, som sørger for, at

forbipasserer vandet, som har en temperatur på

38oC til forbrugerne. Ventilen returnerer vandet,

som ikke er kølet nok ned, tilbage i systemet via

by-pass rør-ledningen. Figur 8.

LT vandet pumpes igennem systemet med en direkte drevet pumpe, som er monteret på

hovedmotoren. Denne pumpe har den fordel, at den regulerer proportionalt efter hovedmotorens

omdrejninger og derfor er det ikke nødvendigt at regulere dem manuelt. Ferskvandet strømmer

igennem pumpen, som man kan se på figur 3 og derefter pumpes det videre til turbokøleren,

gearkassekøleren, brændstofoliekøleren og hovedmotoroliekøleren.

Figur 5: trevejsventil for hovedkøler (V2). (Eget arkiv)

19

3.2.3 Pladevarmeveksler

Hovedvarmevekslerne har til formål at overføre overskudsvarme fra ferskvandssystemet over til

søvandssystemet. Den tjener, som en adskillelse af de to systemer som muliggør brugen af

ferskvand i størstedelen af systemet. Søvand i et kølesystem skaber problemer med saltaflejringer

og biologiske belægninger, da disse skaber problemer med nedsat varmetransmission og flow i

systemet. Derfor er det ønskværdigt, at så lidt som muligt af kølesystemet gennemstrømmes af

saltvand. Efter varmeveksleren pumpes det nu opvarmede søvand overbord. Dimensionen på

pladevarmeveksleren er på 59 m2, og er designet til en temperatur på 120oC ved 10 bars tryk.13 Da

rørføringerne er i direkte forbindelse med søen er den udstyret med en lukkeventil og en

kontraventil.

3.2.4 Systemet i drift

Formålet med kølesystemet er at bortlede varmen fra hovedmotoren så anlægget ikke overheder

og opretholde en normal arbejdstemperatur. Når der bliver ringet fra broen og ned til

maskinrummet om at piloten ankommer ved en givent klokkeslæt, gør maskinfolkene klar til afgang.

I mellemtid har hovedmotoren været opvarmet ved hjælp af damp som opvarmer motorvandet til

ca. 60 grader og en mindre pumpe cirkulere vandet rundt i motoren så varmen bliver fordelt i hver

enkelt lille hjørne i motoren. Normalt når hovedmotoren skal startes er der en opstartsprocedure

som man følge efter, men mange gange så har maskinfolket prøvet det før, så går de normalt efter

rutinen. Opstartsproceduren indeholder de relevante systemer som skal startes og forberedes

inden hovedmotorens opstart. Den vigtigste komponent til hovedmotoren er smøreolien som

smører alle vigtige dele som f.eks. stempler, lejer, cylindervægge, ventiler osv. Smøreoliesystemet

har sit separat oliesystem som smører og køler motoren ved hjælp af egen kølerveksler. Inden

opstart af relevante hjælpesystemer til hovedmotoren skal man sørger for at der bliver produceret

nok strøm af hjælpegeneratoren. Man har derfor mindst to hjælpegeneratorer i drift under

manøvre. Før opstart af hovedmotoren skal der kontrolleres om der er olie og vandrester oven på

stemplerne. Det gør man ved at tørne hovedmotoren i ca. 3 omdrejninger pr. minut14 ved hjælp af

en elektrisk motor som sidder på svinghjulet. Før kontrollen af hovedmotoren er det vigtigt at starte

smøreoliepumpen til hovedmotoren og gearkassen så kontaktfladerne får tilstrækkelig nok

13 Bilag 6, Hovedvarmeveksler. 14 Maskinchefen Igor

20

smørelse og ikke tage skade ved kontrol. Efter ca. 10 minutter stoppes den elektriske motor og

åbnes for udblæsningsskruerne oven på stemplerne og her blæses komprimeret luft oven på

stemplerne for, at kontrollere om der er vandrester fra revnet cylindervægge og olie gennem

stempelringe. Efter kontrol lukkes udluftningsskruerne og håndtaget til brændstofolien åbnes samt

håndtaget til startluftsystemet. Nu er hovedmotoren næsten klar til start, men inden da startes

brændstof og smørolie centrifugerne. Hovedmotoren startes og temperaturen på kølvandet stiger

gradvist afhængig af belastningen og hastigheden på akslen. Efter start af hovedmotoren startes

søvandpumpen og der med justeres massestrømmen af søvandet ved hjælp af by-pass ventilen

afhængig af temperaturkurven som vist på figur 6 nedenfor.

Kurven for kølevandet skal holdes lig konstant under sejlturen. Ved ændringer af kurvens hældning,

åbnes eller lukkes for by-pass ventilen afhængig af belastningen og søvandstemperaturen.

Temperaturen på kølevandet på HT siden skal som omtalt før ligge omkring 72 grader celsius som

returneres tilbage til hovedmotoren og bliver pumpet op igennem systemet igen. På tabellen neden

under ses temperaturen som skal være i kølevandets HT systemet ved forskellige belastninger og

omdrejninger:

Figur 6: Trends for temperatur og tryk (Eget arkiv)

21

Tabel 1: testen taget af MAK (bilag 7)

Akseleffekt kW Belastning i % Antal Omdrejninger/min HT temp. Ind HT temp. Ud

743 25 472 83 90

1485 50 595 79 87

2228 75 661 75 83

2525 85 710 72 80

2970 100 750 66 75

Værdierne og temperaturskalaen er lavet efter en test15 på hovedmotoren som en gang er foretaget

og hvor maskinbesætningen retter sig efter. På tabellen ses der at kølevandets temperatur stiger

ved lave omdrejninger og falder ved høje omdrejninger. Dette skyldes at man gerne vil have en fuld

arbejdstemperatur (høje temperature) ved lave last og en lave temperatur ved højere last så man

ikke risikere ved fejl og ødelægge anlægget.16 Skibets er i drift normalt ved ca. 600-700 omdrejninger

pr. minut. Kølevandet cirkulere i hovedmotoren og bliver pumpet rundt ved hjælp af to styks drevet

pumper monteret direkte på hovedmotoren men hver en kapacitet på 60 m3/h og tryk ved 3,5 bar.17

4.0 Analyse af nuværende system Temperaturen på havvandet er afgørende for kølesystemets evne til, at bortlede den producerede

overskudsvarme. Skibe er oftest designet til, at kunne sejle overalt på kloden, under alle tænkelige

forhold, og der er indbygget en stor grad af driftssikkerhed igennem designet af deres systemer. Et

skib skal kunne holde til, at sejle under tropiske forhold såvel, som arktiske, og der er ofte krav fra

klassifikationsselskaberne om, at skibe skal være dimensioneret til, at kunne fjerne 100%

varmebelastning ved sejlads i søvand med en temperatur på 32oC18. Som det ser ud til, i området

skibet Golden Avenue sejler i, har vandtemperaturen været på en gennemsnit fra 30-31oC, som

svarer til næsten det maksimale designs temperatur.

15 Bilag 7: Acceptance test record 16 Telefonisk samtale med Steen Larsen CAT. 17 Drevet pumper Bilag 8 18 Korrespondance med Steen CAT (bilag mappen under mails)

22

4.1 Udlægningen af varmeveksleren:

Som en del af systemudlægningen er det nødvendig at tage hånd varmepladeveksleren og finde ud

af hvor meget energi burde og blive afsat i veksleren. Efter at have taget kontakt til

motorproducenten CAT-PON Marine Power19 da de, har overtaget alt produktionen for MAK

motorer, har de derfor hjulpet med til at fastlægge, hvor meget kølebehovet er for hovedmotoren.

På bilag 820 er der ifølge deres tegning så skulle der være to forskellige veksler for både LT og HT

systemerne. HT systemet bære den temperaturdifferens på 90oC varmt kølevand og skal køles ned

til ca. 72,4oC og beregnet en afsættelse af varmeeffekt på 1224 kW i varmepladeveksleren. LT

systemet bære med en mindre temperaturdifferens på ca. 47,8oC fra hovedmotoren og

motoroliekøleren. Varmeeffekten og afsættelsen i varmeveksleren er derfor mindre end på HT siden

og er beregnet til at være på 685 kW. Temperaturen på udgangssiden på LT varmeveksleren skal

ligge på omkring 38oC. Den effekt som afsættes i kølerne er ved 100% belastning og ved sø

temperaturen på 32oC21. Effekten kan afsættes ved følgende opgivne temperatur på bilag 8 og kan

opdeles i to sektioner for systemerne LT og HT. For HT-systemet, kan effekten afsættes ved følgende

temperatur:

Type Temperatur i oC

𝑡𝑆𝑊𝐼𝑛𝑑 37,4

𝑡𝑆𝑊𝑈𝑑 47

𝑡𝐹𝑊𝑖𝑛𝑑 90

𝑡𝐹𝑊𝑈𝑑 72,4

Som det ses så er temperaturen på Søvand-ind er på 37,4 oC da man har sat varmevekslerne i serie

og har brug for en udgangstemperatur af søvandet på 47 oC. LT-systemet er udlagt ved følgende

temperatur med en maksimal køleeffekt på 685 kW ved 32 grader celsius søvand:

19 Mail korrespondance med CAT Steen 20 Bilag 8, CAT-PON Marine Power 21 Mail korrespondance med Steen CAT Bilag under mails

Tabel 2. Temperatur i HT-systemet

23

Tabel 4 Temperatur og flowsystemet

Type Temperatur i oC

𝑡𝑆𝑊𝐼𝑛𝑑 32

𝑡𝑆𝑊𝑈𝑑 37,4

𝑡𝐹𝑊𝑖𝑛𝑑 47,8

𝑡𝐹𝑊𝑈𝑑 38

Varmevekslerne ifølge udlægningen skulle fjerne ved maksimum belastning varmeeffekten på 1224

kW (HT) og 685 kW (LT). Ved udlægningen er anlægget dimensioneret til, at søvandspumpen skal

fjerne en samlet varmeeffekt på 1909 kW fra begge køler ved 32oC søvand. Varmevekslerne kan

naturligvis ikke fjerne mere effekt, end hvad ferskvandet har at afgive, og resultatet af en større

driftsstørrelse vil dermed være, at opvarmningen af søvandet vil blive mindre, end systemet er lagt

ud til.

Dette kan ses af formlen22 for varmeeffekt:

𝑄 = �̇� ∗ 𝑐𝑝 ∗ 𝛥𝑡 [𝑘𝑊]

Når der sker en ændring og varmeeffekten P falder i effekten ved belastningen, bliver der nødt til at

ske en ændring på den anden side af lighedstegnet. Den specifikke varmefylde cp er en stofkonstant,

volumenstrømmen ændre sig ikke, da der ikke er nogen regulering på pumperne. Dermed kan

ændringen kun ske ved, at temperaturdifferensen bliver mere eller mindre. På baggrund af det

ovennævnte vil der hermed ses, hvor stor en volumenstrøm, der vil være nødvendig for at afsætte

varmeeffekten ved fuld systembelastning, hvis de udlagte temperaturer på søvandet-ud

opretholdes, og søvandstemperaturen ind sænkes fra de 32 ˚C.

Der vil nu ses først på LT siden:

Beregningerne er foretaget for at beregne den nødvendige volumenstrøm ved ændring af

søvandstemperaturen. Nedenstående tabel er beregnet på følgende måde.

�̇� =𝑄 ∗ 3600

𝑐𝑝 ∗ 𝛥𝑡 ∗ 𝜌23=

685 ∗ 3600

3,94 ∗ (37,4 − 32) ∗ 1025≈ 113,01

𝑚3

ℎ

Temperatur 0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32

Flowmasse 16,3 17,2 18,3 19,4 20,8 22,3 24,0 26,1 28,5 31,5 35,1 39,7 45,6 53,6 65,0 82,5 113,1

22 Termodynamik bogen side, 237. 23 Termodynamikbogen side,

Tabel 3. Temperatur i LT-systemet

24

Tabellen viser den nødvendige masseflow for søvandet gennem veksleren ved ændring af

søvandstemperaturen. På diagrammet nedeunder viser klart, at den nødvendige volumenstrøm ved

søvandstemperaturer lavere end 32˚C falder kraftigt.

Der ses også at ved ændringen af søvandstemperaturen, falder den nødvendige flow af søvandet.

Ved ændring af temperaturen fra 32oC til 30oC er ændringen i masse flowet på 27%. Så en potentiel

regulering på søvandspumpen er en mulighed for besparelse af energi.

HT veksler i følge udlægningen skulle være efter LT veksleren og søvandet strømmer igennem dem

begge som vist på bilag 8. Ved ændring af den nødvendige søvandflowet ved indgangen af LT

veksleren ændres der også ved indgangen af HT veksleren. Dette kan ses her.

1224

3,94 ∗ (47 − 37,4)≈

32,36041

1025∗ 3600 ≈ 113,01

𝑚3

ℎ

Ved at beregne masseflow gennem HT systemet med maksimale temperatur af søvandet ved

indgangen til veksleren efter udlagte temperature, får man samme flow som ved LT siden. Da

vekslerne er i serie så ændrer flowet sig gennem veksleren heller ikke.

4.2 Søvandspumpen:

Ved udlægningen, er søvandspumpen valgt fra motorproducenten MAK/CAT til at have et flow på

110 m3/h ved tryk 2,5 bar. Pumpen suger søvand fra søkisten og ind igennem først veksleren for LT

0,0

20,0

40,0

60,0

80,0

100,0

120,0

0 5 10 15 20 25 30 35

Flo

w i

m3

Temperaturen af søvand-Ind

Temperatur og flow for LT

Diagram 1 Temperatur og flowsystemet

25

og derefter HT. For de værdier over pumpen kan der tegnes et anlægskarakteristik som viser

anlægget ved udlægningen i næste afsnit.

5.0 Analyse af anlægget ved driften: For at kunne analysere anlægget ved driften, er det nødvendigt at fastlægge de situationer hvor

anlægget er belastet med forskellige komponenter. Det er også nødvendigt at fastlægge, hvordan

anlægget reagerer på ændringer i volumenstrømmen og til dette formål skal der bestemmes en

anlægskarakteristik som viser de relevante masseflow igennem anlægget. Når der f.eks. kigges på

den varmeeffekt, som anlægget er bygget til at fjerne, er under normal drift af anlægget slet ikke så

stor som det, anlægget er udlagt til. Det skyldes, at systemerne, der er koblet på ferskvandssiden af

kølesystemet, meget sjældent er i drift samtidig. For eksempel er det ved normal sejlads ikke

nødvendigt at køre med mere end en hjælpemotor ud af tre, og der kører normalt ikke noget af

hydrauliksystemet på dækket samtidig med hovedmotoren. Ligeledes vil der også kun bliver kørt

med skibets aircondition, hvis der er behov for det. På ferskvandssystemet er der også indbygget en

ferskvandsgenerator. Ferskvandsgeneratoren bidrager under drift med en negativ varmeeffekt til

ferskvandet. Dette skyldes, at den bruger det varme vand fra hovedmotoren til at afdampe søvandet

med. Ferskvandsgeneratoren kommer således til at virke som en ekstra kølekapacitet på skibet, når

den er i drift. Ydermere vil den varmeeffekt, der afgives fra hovedmotoren variere i forhold til, hvor

meget denne belastes. Variationen på motorens belastning påvirkes både af vejrforhold,

lastekonditioner, den ønskede hastighed på skibet og meget andet.

Den varmeeffekt, der er behov for at fjerne, vil således under drift af skibet være meget varierende

afhængig af om:

- Skibet ændrer hastighed/belastning

- Ferskvandgeneratoren er i drift

- Søvandstemperaturen ændring

5.1 Varmeveksleren under drift:

Anlægget i virkeligheden under driften, er anderledes i forhold til udlægningen. På skibet Golden

Avenue er der kun en enkel varmeveksler som er fælles for HT og LT systemerne. Hovedveksleren

skal stadigvæk fjerne det maksimale varmeeffekt som hovedmotoren producere på 1909 kW24.

24 Mail fra CAT-PON Marine Power.

26

Systemet er ombygget til at skelne mellem LT og HT siderne som vist på figur 3 Ferskvandanlægget

med tilhørende komponenter som 3-vejsventiler og motorventiler. Ventilernes formål som omtalt

før at opretholde de nødvendige temperaturer i hver deres system.

5.2 Søvandspumpen under drift:

For at holde en konstant temperatur må der være balance i varmestrømmene til og fra veksleren.

Denne balance kan forklares ved hjælp af figur 9:

For, at opnå den ønskede temperatur på

ferskvandsudgangssiden og vedligeholde den, må flowet på

søvandssiden ikke ændre sig. Dette betyder at temperaturen

på indgangssiden af søvandet er fast, hvilket er fysisk umuligt,

hvis skibet sejler i verden syv have. Da skibet sejler primært i

Sydøstasien men nogle gange omkring Kina så kan

temperaturen svinge mellem 2 og 30 graders varme25. Ellers

så sejler skibet i ca. 3026 graders varme det meste af tiden.

Reguleringen på søvandsanlægget i skibet Golden Avenue har været

udført ved, at åbne by-pass ventilerne, som vist på figur 6. Pumpemassestrømmen er konstant ved

maksimalomdrejninger på søvandspumpen, og det ønskede kølebehov afhængig af belastning.

Søvandsmassestrømmen kan kun ændres ved, at åbne ventilerne V56 eller V39. Ved at åbne By-

pass ventilerne ledes noget af vandmassestrømmen overbords, da et stort flow ikke er nødvendig.

Under normale driftsforhold åbnes ventilen V56 til ca. 55% af dens fulde åbningsgrad for, at

opretholde det nødvendige kølebehov i hovedveksleren. Identifikationen af åbningsgraden på

ventilen V56 er udregnet ved, at åbne ventilen 100% og dermed regulere ned, eller lukke for ventilen

indtil temperaturen og trykket passer ind på skærmen i maskinrummet. Når søvandstemperaturen

ændrer sig, regulere man igen ved, at åbne eller lukke for ventilen manuelt. Dette gøres af den

person, som har vagt i maskinrummet. Ud fra et energimæssigt synspunkt er det ikke optimalt at have

en relativ stor pumpe, som leverer et konstant flow til systemet blot for, at ventilen så leder en stor del

uden om køleren hvor det ikke tjener et formål. I stedet for, at lede uden om køleren, er der et muligt

25 http://www.mitrejsevejr.dk/l/vejret-kina-vejrudsigt-temperatur-klima.php 26 Bilag 9: Søvandstemperaturen under praktikperioden.

Figur 7: Princip skitse for

Varmeveksler (Eget arkiv)

27

potentiale for energioptimering ved, at gøre søvandspumpernes flow variabelt, samtidigt med, at hele

flowet nu gennemstrømmer køleren på søvandssiden.

5.3 Fastlæggelse af nuværende søvandspumpedrift

Når driftspunktet skal findes er det nødvendigt at tegne en anlægskarakteristik der skær

pumpekurven i et punkt som kaldes driftspunkt. Inden man begynder at finde

anlægskarakteristikken, er det nødvendigt, at finde ud af, hvilken anlægstype, man arbejder med.

Der skelnes mellem lukkede og åbne anlæg. Åbne anlæg er kendetegnet ved, at være et anlæg, der

flytter en væske fra et sted til et andet. Et lukket anlæg kendetegnes ved, at være et anlæg, hvor

væsken cirkuleres, så den ender samme sted, som den kom fra.27

Søvandssystemet på skibet kommer i kategorien, et lukket anlæg, fordi vandet blot cirkuleres

gennem rørsystemet og komponenterne og afleveres samme sted, som det blev suget ind. Der skal

således ikke bruges energi på, at løfte vandet op, da det bliver ført ned til det samme niveau igen.

Der er to måder, at finde anlægskarakteristikken på. I designstadiet kan der regnes en teoretisk

anlægskarakteristik ud ved, at kende karakteristika for alle anlæggets enkelt dele. Fabrikanten

opgiver oftest modstandstal for komponenten i forhold til væskehastigheden. Disse modstandstal

kan omregnes til et trykfald, og de enkelte trykfald kan lægges sammen til et samlet tryktab for hele

anlægget.

En anden måde at finde karakteristikken på er, at foretage nogle målinger på det færdige anlæg

under drift. I et lukket anlæg starter anlægskarakteristikken altid i punktet (Q,H) = (0,0), da pumpen

kun skal tilføre en energi, der svarer til det tryktab, der er i anlægget. Altså gælder følgende for et

lukket anlæg:28

𝐻𝑡𝑎𝑏 = 𝐻𝑝𝑢𝑚𝑝𝑒

Anlægskarakteristikken, der viser tabene i anlægget følger formlen:

𝐻𝑡𝑎𝑏 = 𝐾 ∗ 𝑄2[𝑚𝑣𝑠]29

hvor:

- Htab er tryktabet, K er systemets specifikke modstand og Q er volumenstrømmen.

27 Thomas Heilmann side 13 28 Thomas Heilmann side 31 29 Thomas Heilmann side 37

28

Som det ses af formlen, vil anlægskarakteristikken være en parabel, der afhængig af K-værdien er

meget stejl eller meget flad. En høj K-værdi vil give en stejl anlægskarakteristik og en lille K-værdi vil

give en flad anlægskarakteristik. De ovenfor beskrevne modstandstal for komponenterne kan

gennem ovenstående formel regnes om til en K-værdi. Det er dermed muligt at bestemme en K-

værdi for de enkelte komponenter eller dele af anlægget.

5.4 Pumpens driftspunkt

Mængden af kølevandet igennem søvandssystemet bestemmes ud fra søvandspumpernes

pumpekurve og ved, at måle differenstrykket hen over pumpen. Det er nødvendigt, at kende

pumpes driftspunkt for, at kunne tegne en anlægs eller en pumpekarakterstik. Ved at aflæse

manometrene, som er placeret henholdsvis lige før og efter pumpen, kan differenstrykket findes

over pumpen. Differenstrykket indsættes i pumpekurven og det nuværende driftspunkt kan aflæses.

Trykket hen over pumpen er 3,8 bar ved en søvandspumpe i drift, og er målt via manometre

monteret til formålet af pumpeproducenten. Ved at indsætte differenstrykket 3,8 bar i Y-aksen vil

dette svare til volumenstrøm af søvand på 235 m3/h, figur 7 pumpekarakteristik30.

Dette giver en mulighed for, at beregne og indtegne anlægskarakteristikken, som normalt vil være

en parabel der viser, at trykdifferensen over anlægget vokser med flowet i anden potens:

30 Bilag 5 DESMI pumpen

Figur 8: ME søvandspumpe karakteristik

29

Diagram 2: Anlægskarakteristik for ME søvandspumpe

Tabel 4: ME søvandspumpe karakteristik

𝛥𝑝 = 𝜌 · 𝑔 · 𝐻 = 𝐾 · 𝑄231

Anlægskonstanten findes for anlægget og anlægskarakteristikken tegnes ind i pumpekuren.

𝐾 =𝐻

𝑄2=

3,8

2352= 6,881 · 10−5

På baggrund af formlen ovenfor kan tabellen konstrueres for nuværende driftspunkt og påtænkte

driftspunkt:

𝐾 =𝐻

𝑄2=

4,5

1502≈ 0,0002

Q (m3/h) 0 40 80 120 160 200 240 280 320 360

H (bar) 4,80 4,79 4,70 4,63 4,50 4,20 3,80 3,3 2,60 1,80

H_anlæg_nu 0,00 0,1 0,4 1,0 1,8 2,8 4,0 5,4 7,0 8,9

H_påtænkt 0,0 0,3 1,3 2,9 5,1 8,0 11,5 15,7 20,5 25,9

Der kan nu indtegnes et anlægskarakteristik for pumpen DESMI NSL 125-330/D02, der illustrerer

pumpedriften når By-pass ventilen ombord på skibet er åben:

31 Thomas Heilmann, side 12

0,00

1,00

2,00

3,00

4,00

5,00

6,00

0,00 50,00 100,00 150,00 200,00 250,00 300,00 350,00 400,00

H [

bar

]

Q [m^3/h]

Pumpekurve Nuværende Anlægskarakterisk Påtænkte Anlægskarakteristik

30

Som det kan ses i anlægskarakteristikken (diagram 2), er søvandspumpen designet til, at køre i et

driftspunkt på 150 m3/h ved et differenstryk på 4,5 bar32. Differenstrykket over pumpen er dog kun

målt til 3,8 bar via de påmonterede manometre, hvilket betyder, at modstanden i systemet er

mindre end man havde beregnet fra værftets side, da skibet blev bygget. Det er altså væsentligt

lettere for pumpen, at trykke vandet igennem systemet end beregnet. Det ses på pumpekurven at

driftspunktet i realiteten er ved et væsentligt højere flow end beregnet, da modstanden som nævnt

er mindre. I stedet for de påtænkte 150 m3/h er flowet på 235 m3/h, og pumpen skal derfor have

tilført en større effekt, som ses ud fra den øverste linje på bilag 4. Den sorte kurve med grønne

prikker på diagram 1 markerer stedet for det påtænkte driftspunkt. Der kunne ikke rigtig findes

pumpekurver af den udlagte pumpe til 2,5 bar ved 110 m3/h. Den udlagte pumpe er bestemt af

motorproducenten som skulle være stor nok til at fjerne den afsatte varme fra hovedkølerne ved

maksimale last og søvandstemperaturer. Under opbygningen af skibet ved værftet, har man fundet

ud af, at der skal bruges en ferskvandsgenerator til produktion af ferskvand om bord. I den

forbindelse er der har man koblet ferskvandsgeneratoren mellem vandstrækingen fra

hovedmotoren og hovedveksleren for at udnytteenergien fra det varme motorvand. Med en enkel

varmeveksler der skal klare temperaturene fra HT og LT, er der monteret en pumpe med kapaciteten

150 m3/h som belyst læggere oppe.

5.5 Det reelle søvandspumpe driftspunkt

Søvandssystemdriften arbejder normalt med By-pass ventilen åben for, at balancere det eksakte

kølebehov i hovedvarmeveksleren. For søvandspumpen betyder det, at pumpen arbejder med et

lavere pumpetryk end systemet er designet til og dermed føres der mere unødig vandmassestrøm

igennem systemet, som ender med, at ledes overbords før indgangen af hovedvarmeveksleren.

Under et forsøg på skibet har der været en mulighed for, at teste systemet ved, at lukke By-pass

ventilen V56 (figur 3). Før testen gik i gang har man tænkt på, hvad der kunne ske hvis By-pass

ventilen lukkes helt og om der kunne tænkes, at pumpedriften kunne ramme dens designpunkt ved

4,5 bars tryk og 150 m3/h. Ved fuldlukningen af ventilen kunne der observeres på manometrene

over pumpen, at trykket stiger mellem 5 - 5,5 bar, hvilket er over pumpekurvegrænsen.

Konstateringen fra testen har været, at systemets modstand er højere end hvad pumpen arbejder

med ved de antal omdrejninger. Efter en samtale med pumpeteknikeren Mikkel Worm fra Grundfos

32 Bilag 5: DESMI pumpe kurve

31

er der konstateret at, pumpen på skibet er for stor til opgaven. Der skabes derfor en for stor

modstand i systemet ved at lade hele flowet strømme igennem rørene og køleren. Når

differenstrykket stiger ved lukningen af by-pass ventilen mellem 5-5,5 bar, hedder at, pumpen køre

på en ”lukket ventil” og det den minimale kølemængde den kan presse igennem systemet. Det

bedste måde at beregne hvor stor kølevandsmængde der strømmer gennem hovedkøleren på er,

at montere en Clamp-on flowmeter på rør strækningen inden køleren. Ved monteringen af clamp-

on flowmeter på røret vises der, hvor meget væske elektroniskvis strømmer igennem køleren. På

skibet under praktikperioden da der skulle testes, har der ikke været mulighed for at skaffe sådan

et udstyr. Pumpeteknikeren Mikkel Worm også siger, ved at køre med en ”lukket ventil” over en

længere periode vil den tilførte energi til pumpen i stedet blive tilført til mediet og hermed søvandet.

Det betyder at man opvarmer søvandet i stedet for at pumpe mediet igennem systemet, som senere

vil forårsager en akselutæthed eller en ødelæggelse af pumpehjulet. Man kan derfor beregne hvor

meget er temperaturen når mediet bliver varmet op af pumpen ved en lukket ventil. Formlen er

fremskaffet fra Mikkel Worm, Grundfos i bilag 10. På grund af mangel på nogle data værdier for

udregning af temperaturen ved lukket ventil, undlades udregningen her.

Pumpen arbejder normalt med fulde omdrejninger ved 1764 omdr/min. Det er derfor vigtigt at vide,

hvor meget køleeffekt og mængden af kølevand anlægget har brug for.

I næste afsnit i rapporten vil der blive udarbejdet beregninger for, hvorledes det er nødvendigt, at

reducere omdrejningerne på søvandspumpen, så det balancerer sig med modstanden i systemet og

det nødvendige kølebehov igennem hovedvarmeveksleren. Der vil også blive udarbejdet en

beregning, som skal vise den virkelig brug af kølevandet og dermed en ny kølepumpe med et andet

driftsdesign.

5.6 Bestemmelse af den nødvendige søvandsmassestrøm igennem hovedkøleren

Ved en ideel optimering af kølesystemet, er det nødvendigt, at afklare hvor meget

søvandsmassestrøm der skal igennem hovedkøleren for, at mætte det nødvendige kølebehov. Det

er derfor vigtigt, at udregne den optagne varmemængde i hovedkøleren fra ferskvandet, som skal

tilføres søvandet. Når effekten af den tilførte varmemængde til søvandet udregnes, kan man ved

hjælp af varme transmissionsformelen udregne den nødvendige søvandsmassestrøm. I det næste

afsnit vil der blive forklaret hvilke varme transmissionsformler der er relevante, at bruge.

32

5.6.1 Varmetransmissions temperaturdifferencer

Når to medier med forskellige temperaturer holdes adskilt fra hinanden af en varmeflade, vil der

igennem varmefladen overføres varme fra det varmeste til det koldeste medie. Det sker f.eks. i en

varmetransmissionsveksler, hvor der pga. temperaturforskellen overføres varme fra det varmere

vandmedie til det koldere søvand. Formlen for varmetransmissionen er:

𝛷 = 𝑈 ∗ 𝐴 ∗ (𝑡𝑖𝑛𝑑 − 𝑡𝑢𝑑)33

Som det ses af formlen, er størrelsen på mediernes temperaturdifferens (𝑡𝑖𝑛𝑑 − 𝑡𝑢𝑑), af betydning

for varmetransmissions størrelsen igennem varmefladen. Ved anvendelse af denne formel antages

det ligeledes, at både ferskvandets og søvandstemperaturerne er konstante størrelser. Ved

nøjagtige beregninger af varmetransmissionen skal der tages hensyn til ferskvandets faldende og

søvandets stigende temperatur og i dette tilfælde skal følgende formel anvendes:

𝛷𝑇 = 𝑈 ∗ 𝐴 ∗ 𝛥𝑡𝑚34

hvor 𝛥𝑡𝑚 kaldes varmemedies og koldemedies middeltemperaturdifferens, dvs. gennemsnitlige

temperaturdifferens igennem hovedveksleren. Temperaturdifferensen også kaldet den logaritmiske

middeltemperaturdifferens og forkortes LMTD. Ved udledning af middeltemperaturdifferensen

LMTD kan formelen anvendes således:

𝛷 = 𝑈 ∗ 𝐴 ∗𝛥𝑡1 − 𝛥𝑡2

ln (𝛥𝑡1𝛥𝑡2

)

35

Med den sidste formel kan man beregne med mere nøjagtighed og dermed kun observere

temperaturene ved indgangen og udgangen af hovedvarmeveksleren, hvilket er gjort under

opholdet i praktikperioden.

5.6.2 Søvandsmassestrøm gennem hovedvarmeveksleren

Der beregnes nu tre forskellige situationer hvor hovedvarmeveksleren er i drift. Bagefter bliver

beregningerne opvejet mod hinanden for, at bestemme den rigtige mængde af kølevand der

33 Termodynamik, 2 udgave, side 225 34 Termodynamik, 2 udgave, side 237 35 Termodynamik, 2 udgave, side 234

33

strømmer igennem hovedkøleren. Den første situation er når ferskvandgeneratoren er i drift36 hvor

By-pass ventilen er åben. I afsnit 5.4 under Pumpens driftspunkt er pumpemassestrømmen fundet

til 235 m3/h ved tryk på 3,8 bar, men ikke alt søvandet ledes ind igennem køleren, da noget af vandet

overføres overbords. For, at finde den eksakte kølemassestrøm må man beregne den afsatte effekt

i hovedkøleren. Dette gøres ved formlen:

𝛷 = 𝑈 ∗ 𝐴 ∗𝛥𝑡1 − 𝛥𝑡2

ln (𝛥𝑡1𝛥𝑡2

)= [𝑚2 ∗

𝑊

𝑚2 ∗ 𝐾∗ 𝐾 = 𝑊]

Temperaturene ved indgangen af hovedvarmeveksleren er målt under praktikopholdet og er

observeret over en uge37. På baggrund af dette er der blevet konstrueret en tabel herunder, som

opstiller en middeltemperatur af temperaturerne for observations perioden.

𝑡𝑠ø𝑣𝑎𝑛𝑑𝑖𝑛𝑑 320𝐶

𝑡𝑠ø𝑣𝑎𝑛𝑑𝑢𝑑 420𝐶

𝑡𝑓𝑒𝑟𝑠𝑘𝑣𝑎𝑛𝑑𝑖𝑛𝑑 57,70𝐶

𝑡𝑓𝑒𝑟𝑠𝑘𝑣𝑎𝑛𝑑𝑢𝑑 380𝐶

Temperaturerne i middeltemperaturdifferensen samt arealet38 og varmeovergangstallet39 for

hovedvarmeveksleren indsættes i formlen:

𝑄 = 2200 ∗ 59 ∗(57,7 − 42) − (38 − 32)

ln (57,7 − 4238 − 32 )

≈ 1308,9 𝑘𝑊

Grunden til at der vælges en søvandstemperatur på 32oC selvom den beregnede gennemsnitlig

temperatur ligger på 30oC er, at der dimensioners efter maksimale søvandstemperatur for at sikre

anlægges ikke bryder sammen.

Som det kan ses er resultatet på 1308,9 kW, den afsatte effekt i hovedvarmeveksleren når

ferskvandsgeneratoren (FWG) er i drift. Temperaturen på ferskvandet ved indgangen af

36 Bilag 3, Ferskvandsystemet 37 Bilag 9, Temperaturen af Søvandet. 38 Bilag 6, hovedvarmeveksleren 39 Bilag 6, Hovedvarmeveksleren

Tabel 5: Fersk og søvandstemperatur ved FWG er i drift

34

hovedvarmeveksleren ligger på omkring 57,7oC. Den lave temperatur skyldes den optagne effekt fra

vandet i ferskvandsgeneratorkøleren, til produktion af ferskvand ombord på skibet. Temperaturen

reduceres af vandproduktionen ved FWG fra 89-90 til 67,5 grader og dermed ved udgangen af FWG-

køleren blandes vandet med returvandet fra gearkassen og brændstofoliekøleren. Det varme vand

blander sig og får en gennemsnitlige temperatur på 57,70C.

Vandblandingen kan også beregnes således:

Ved at se på figur 8, er temperaturen fra ferskvandsgeneratorkøleren (FWG) på 67,5oC og med et

flow på 60 m3/h40 som svarer til 16,43 kg/s, blander sig med returkølevandet fra gearkassen (GB) og

brændstofoliekøleren. Blandings temperaturen fås ved hjælp af denne formål:

((𝑚 ∗ 𝑐 ∗ 𝛥𝑡) + (𝑚2 ∗ 𝑐2 ∗ 𝛥𝑡2) + (𝑚3 ∗ 𝑐3 ∗ 𝛥𝑡3) = 0)41

Ligningen opstilles således at den ubekendte som er i dette tilfælde blandingstemperaturen med

står som en x-værdi og værdierne sættes i ligningen:

16,42833 ∗ (67,5 − 𝑥) ∗ 4,18742 = 16,42833 ∗ (𝑥 − 47,8) ∗ 4,180

⇕ Ligningen løses for x vha. CAS-værktøjet WordMat.

𝑥 = 57,7𝑜𝐶

40 Bilag 8, fra CAT-PON 41 Termodynamikbogen side, 171 42 Termodynamikbogen side, 244 tabel 10,5

Figur 8: Vandblandingen fra FWG

35

Blandings temperaturen er dermed fundet til 57,7oC.

Fra værftets side har man regnet med ved skibets design og opbygning, at temperaturen på

returvandet fra hovedmotoren til hovedvarmeveksleren er kontinuerlig på 900C. I virkeligheden

ændrer temperaturen sig på returvandet alt afhængig af situationen og driften. Der kan nu regnes

med hvor meget den nødvendige mængde af kølevand, der skal igennem hovedkøleren skal være

for, at holde anlægget nedkølet. Da den afsatte effekt i hovedkøleren er kendt fra forrige udregning

til 1308,9 kW og den specifikke varme kapacitet for saltvandet er 3,94 𝑘𝐽

𝑘𝑔∗𝐾. Temperaturerne for

søvandet er opgivet i tabel 5, hvor den indsugede søvandstemperatur er på 32 grader og

søvandstemperaturen ved udgangen af hovedveksleren er på 420C. Søvandsmassestrømmen

igennem hovedkøleren kan beregnes ved hjælp af denne formel:

𝛷𝑘 = 𝑞𝑠ø ∗ 𝑐𝑝 ∗ (𝑡𝑠ø𝑢𝑑− 𝑡𝑠ø𝑖𝑛𝑑

) <> 𝑞𝑠ø =𝛷𝑘

𝑐𝑝 ∗ (𝑡𝑠ø𝑢𝑑− 𝑡𝑠ø𝑖𝑛𝑑

)43

Værdierne kan nu indsættes i formlen:

𝑞𝑠ø =1308,9

3,94 ∗ (42 − 32)≈ 33,22

kg

s

Massestrømmen kan nu omregnes til et volumemasseflow ved, at dividere med mediets densitet:

�̇� =𝑞𝑠ø ∗ 3600

𝜌=

33,22 ∗ 3600

1025≈ 116,7

𝑚3

ℎ

Der kan nu konkluderes fra resultatet, at den nødvendige vandmassestrøm og kølebehov, som

strømmer igennem hovedkøleren er på 116,7 m3/h. Ud fra den nyfundne vandmassestrøm kan der

også konkluderes, at søvandspumpen ikke nødvendigvis skal pumpe søvand med et flow på 235

m3/h, da 118,3 m3/h strømmer overbords ved hjælp af By-pass ventilen. Den mængde søvand på

118,3 m3/h som pumpes overbords, har en større kapacitet end den nødvendige kølevandsmængde,

da det ses fra et optimerings synspunkt, hvilket er total energispild og ikke gavner anlægget på

nogen former. Der vil beregnes og vises afhængigheden mellem den maksimale varme effekt og

maksimale flow der skal igennem hovedkøleren når ferskvandgeneratoren er i drift. Ved at lade

søvandstemperaturen-ud og ferskvandstemperaturen fast, kan ændringen af

43 Termodynamik, 2 udgave, side 237

36

søvandstemperaturen-ind ændres fra 0 til maksimale temperatur på 32 oC. Tabellen nedeunder er

udregnet ved hjælp af formlen:

�̇� =𝑄 ∗ 3600

𝑐𝑝 ∗ 𝛥𝑡 ∗ 𝜌44=

1308,93 ∗ 3600

3,94 ∗ (42 − 32) ∗ 1025≈ 116,7

𝑚3

ℎ

Temperatur 0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32

Flowmasse 27,8 29,2 30,7 32,4 34,3 36,5 38,9 41,7 44,9 48,6 53,0 58,3 64,8 72,9 83,3 97,2 116,7

Tabellen viser den nødvendige masseflow for søvandet gennem veksleren ved ændring af

søvandstemperaturen. På diagrammet nedunder viser hvordan den nødvendige flow aftager ved

søvandstemperaturer lavere end 32˚C:

Ved ændringen af søvandstemperaturen aftager flowet kraftigt, da der ikke er brug for et stort flow

for at fjerne varmeeffekten.

5.6.2.1 Kontrol af varme effektberegningen i varmeveksleren:

For at kontrollere om beregningen af den afsatte varmeeffekt i varmeveksleren er rigtigt, kan der

beregnes, hvor meget effekt afsættes i veksleren på ferskvandsiden. Da man kender masse

strømmen, temperaturerne inde og ude og den specifikke varmekapacitet, kan man bruge denne

formel:

44 Termodynamikbogen side, 237

0,0

20,0

40,0

60,0

80,0

100,0

120,0

140,0

0 5 10 15 20 25 30 35

Flo

w i

m3

Temperaturen af søvand-Ind

Temperatur og flow for systemet

Tabel 6: Temperatur og flow på søvandet

Diagram 3: Temperatur og flow på søvandet

37

𝑃𝑣𝑎𝑟𝑚𝑒 =�̇� ∗ 𝜌45

3600∗ 𝑐𝑝 ∗ 𝛥𝑡

Flowet omdannes til en massestrøm pr sekund ved at gange medvandets densitet og divideres med

3600. Den specifikke varmekapacitans indsættes for temperaturen på 57,5 og dermed andre

værdier indsættes i formlen:

60 ∗ 985,7

3600∗ 4,182 ∗ (57,5 − 38) ≈ 1339,7 𝑘𝑊

Den afsatte varmeeffekt på 1339,7 kW afviger ikke så meget fra den forrige beregning på 1308,9

kW, man kan derfor godt betragte at beregningen af den afsatte varmeeffekt i veksleren er rigtig

nok.

5.6.3 Søvandsmassestrøm når FWG ikke er drift

Under sejlturen er ferskvandsgeneratoren normalt i drift for produktion af ferskvand. Derfor er

temperaturen på returvandet fra hovedmotoren til varmeveksleren reduceret. Der skal derfor nu

beregnes og vises når FWG ikke er i drift når f.eks. skibet sejler i muddervand og ved vedligeholdelse.

Temperaturen fra hovedmotoren strømmer nu ikke igennem ferskvandsgeneratoren (Figur 9), men

direkte hen til hovedkøleren. Før vandet strømmer igennem hovedkøleren blandes vandet fra

hovedmotoren med vandet fra gearkassen, som hver har forskellige temperatur. Dette betyder, at

to systemer LT og HT blander sig sammen og dermed bliver temperaturen på ferskvandet reduceret

til 67,3 grader.

45 Termodynamikbogen side, 244

Figur 9: Ferskvandsforløbet uden FWG i drift

38

Beregningen for blandingstemperaturen kan regnes således:

((𝑚 ∗ 𝑐 ∗ 𝛥𝑡) + (𝑚2 ∗ 𝑐2 ∗ 𝛥𝑡2) + (𝑚3 ∗ 𝑐3 ∗ 𝛥𝑡3) = 0)46

Ligningen opstilles således at den ubekendte som er i dette tilfælde blandingstemperaturen med

står som en x-værdi og værdierne sættes i ligningen:

16,42833 ∗ (90 − 𝑥) ∗ 4,20547 = 16,42833 ∗ (𝑥 − 47,8) ∗ 4,180

⇕ Ligningen løses for x vha. CAS-værktøjet WordMat.

𝑥 = 67,3𝑜𝐶

Som det kan ses i figur 9, kan forløbet af returferskvandet ses gennem anlægget, som er en blanding

af HT og LT systemer. Systemerne blandes og får en gennemsnitlig temperatur på 67,3oC, som den

maksimale temperatur som returneres tilbage til varmeveksleren. Der skal derfor beregnes hvor

meget kølevand der skal afsættes i hovedveksleren for, at holde temperaturen ved udgangen af

ferskvandet på 38 grader celsius. Udregningen kan udføres ved samme formler som før, men

temperaturen ved indgangen af det varme ferskvand og udgangen af søvandet ændrer sig. Der skal

derfor sættes temperatur i formlen ved indgangen af ferskvandet til 67,3oC og udgangen på

søvandet på 47oC. Effekt udregningen gennem hovedveksleren udregnes således:

𝛷 = 𝑈 ∗ 𝐴 ∗𝛥𝑡1 − 𝛥𝑡2

ln (𝛥𝑡1𝛥𝑡2

)= 2200 ∗ 59 ∗

(67,3 − 47) − (38 − 32)

ln (67,3 − 4738 − 32 )

≈ 1522,85

Effekten der afsættes i hovedkøleren er på 1522,85 kW som har en effektforøgelse på ca. 214 kW

end forrige situation. Den nødvendige kølemassestrøm for søvandet gennem hovedkøleren:

𝑞𝑠ø =1522,85

3,94 ∗ (47 − 32)≈ 25,8

Massestrømmen kan nu omregnes til en volumemasseflow ved at dividere med søvandets

densitet:

46 Termodynamikbogen side, 171 47 Termodynamikbogen side, 244

39

�̇� =𝑞𝑠ø ∗ 3600

𝜌=

25,8 ∗ 3600

1025≈ 90,6

𝑚2

ℎ

Vandmassestrømmen gennem hovedkøleren når FWG ikke er i drift er nu mindre, da

temperaturdifferencen mellem søvandet og ferskvandet er større. Dette betyder, at jo højere

forskel i temperatur mellem ferskvandet og søvandet, kræves der mindre vandmassestrøm igennem

varmeveksleren. Som standard bygger man et søvandsanlæg ved maksimale havtemperatur på

32oC48, så der sikres at anlægget ikke overheder.

Nedenunder i tabel 7, er der konstrueret et forhold mellem det maksimale motorvandtemperaturen

der forekomme efter blandingen af vandet og effekten der afsættes i hovedkøleren. Tabellet er

konstrueret ved hjælp af denne formel:

𝑄𝑣𝑎𝑟𝑚𝑒 = �̇� ∗ 𝑐𝑝 ∗ 𝛥𝑡

Værdierne indsættes for ferskvandet og temperaturen-ud sættes fast til 38oC, flowet til 60 m3/h og

dermed varmekapacitansen tilpasses efter den givende temperatur:49

60 ∗ 985,7

3600∗ 4,190 ∗ (70 − 38) ≈ 2198,7 𝑘𝑊

Temperatur (oC) 70 65 60 55 50 45

Q - varme (kW) 2198,7 1855,1 1511,6 1168,0 824,5 481,0

Temperatur udvalget er valgt efter de temperatur der opstår så ferskvandsgeneratoren er i drift og

når den er slukket. Nedeunder temperaturene kan effekten ses hvordan den aftager alt afhængig

hvor meget forskel der er i temperatur differens i mellem indgang og udgang i varmeveksleren. I

den forbindelse kan man på grafen se forholdet mellem varmeeffekten i varmeveksleren og den

svingene temperatur i motorvandet:

48 Samtale med Desmi Danmark-Peter Laursen og CAT-PON, Steen. 49 Termodynamik bogen side, 244.

Tabel 7: Effekten i forhold i temperaturen i motorvandet

40

5.6.4 Manuelt regulering via by-pass ventil:

Den overskydende vandmassestrøm kan også beregnes og fastlægges manuelt. Under

praktikopholdet kunne der observeres, at By-pass ventilen åbner sig ved tælling af antal

ventilomdrejninger. Der blev derfor konstateret, at hanen på ventilen kan fuldåbne ved 15,33

omdrejninger. Ved division af vandmasseflowet 235 m3/h over de antal omdrejninger, vil resultatet

af vandmassestrømmen for hver omdrejning være 15,32 m3/h. Der observeres under driften at By-

pass ventilen bliver åbnet med 9 antal omdrejninger hvilket svarer til 137 m3/h pumpevand

overbords. Den manuelberegnede volumenstrøm på 137 m3/h afviger lidt fra den teoretisk

beregnede spildevandmassestrøm på de 118,3 m3/h.

By-pass ventilen er af typen butterflyventil, som er en enkel ventiltype med et cirkulært spjæld, der

drejes fra 0o til 90o. Butterflyventilens karakteristik er S-formet, startende med en lille hældning, der

nærmest ligner en logaritmisk karakteristik og derefter flader ud med en mindre hældning. På figur

10 ses ventilkarakteristikken for butterflyventilen:

0,0

500,0

1000,0

1500,0

2000,0

2500,0

0 10 20 30 40 50 60 70 80

Q (

kW)

Temperatur (C)

Forhold mellem varmeeffekt og motorvandet

Diagram 4: Effekten i forhold i temperaturen i motorvandet

41

Tabel 8: Sammenligning af udlægning og drift

Ud af x-aksen på figur 10, kan der aflæses hvor mange grader

butterflyventilen er åbent. På y-aksen kan der aflæses, hvor

mange procent flowgang man har igennem ventilen.

F.eks. hvis der aflæses på x-aksen 40o af ventilens fulde

åbningsgrad, kan man følge linjen indtil skæringspunktet

mellem linjen og kurven. Dernæst kan der aflæses 33%

flow igennem ventilen på y-aksen. Da man nu ved at By-

pass ventilen åbner under driften 8 omdrejninger af 15,33

hvilket svarer til ca. 52o af ventilens fulde åbningsgrad.

Ventilåbningsgraden på 52o ifølge figuren giver ca. 51%

flow igennem butterflyventilen. Ventilflowprocenten 51%

ud af pumpeflowet på 235 m3/h giver et spildeflow på 120 m3/h. Afvigelsen på resultatet fra figur

18, er kun 8 m3/h fra det udregnede resultat på 118,3 m3/h. På baggrund af udregningen af

pumpeflowet til hovedkøleren og ventilens åbnekarakteristik, kan man betragte udregningen som

det virkelige flow igennem køleren.

6.0 Sammenligning mellem udlægningen og analyse: Afsnittet her omhandler forskellen mellem anlæggets udlægning og når anlægget er i drift.

Værdierne i afsnittene 4 og 5 vil blive holdt mod hinanden, hvor der vil blive set på om der er en

mulighed for en optimering af anlægget på nogle punkter. Tabelen nedeunder viser

sammenhængen mellem driften og udlægningen af søvandspumpen og den nødvendige flow

gennem hovedvarmeveksleren:

Værdier Maks Udlægning Maks Drift Nøvendig

Flow (Q) [m3/h] 110 235 116,7

Varmeeffekt (P) [kW] 1909 1309 1309

Figur 10: By-pass Butterflyventilkarakteristik

42

Som der kan ses på tabel 8, er varmeeffekten ved udlægningen og driften er anderledes og dermed

er flowet er forskellige og anderledes. Grunden til at flowet ved udlægningen er lav i forhold til den

varmemængde som den burde og fjerne til 1909 kW er, at på HT siden50 ved udlægningen skal

temperaturen kun sænkes fra 90 til 72,4oC. Differensen i mellem dem er ikke stor nok i forhold til

90 til 38oC. Der skal derfor ikke så meget køleflowmængde igennem HT varmeveksler. Den stor

søvandsflow under driften på 235 m3/h er kun stor for der lukkes meget af vandet overbord som

nævnt i afsnit 5.

Ved analysering og udlægningen af anlægget kan der ses, at der en mulighed for optimering af

anlægget så det tabte energi kan hentes tilbage.

50 Bilag 8: CAT-PON Marine Power

43

7.0 Optimerings muligheder Ved en optimeringsmulighed ser man på, hvilke muligheder der vil tjene formål i, at spare elektrisk

energi for firmaet. Som udgangspunkt er der blevet tænkt, at en reducering af omdrejningerne på

søvandspumperne er den meste logiske og optimale optimeringsmulighed for systemet. Og en

åbning af By-pass ventilen ikke vil være nødvendig længere. Forslag til drift og energioptimering vil

derfor være:

Installering af frekvensomformere på søvandspumperne, og lade alt søvand passere igennem hovedkøleren.

Udskiftning af den ene søvandspumpe.

Den kinesisk producerede pumpe, som er ombord på Golden Avenue, har, ifølge maskinchefen,

tjent sit formål. Under praktikperioden begyndte søvandspumpen, at spilde en del søvand. Derfor

har man valgt, at skifte over til den nye DESMI pumpe, som var installeret under den sidste dok i

2013. Ved udmålinger af ampere og effekt har det også vist sig, at det bedre kan betale sig, at køre

med den nye pumpe, da den er mere energivenlig. Dette vil blive udregnet i næste afsnit i rapporten.

7.1 Omkostninger ved energiproduktion

For, at kunne omregne eventuelle energibesparelser til økonomiske besparelser er det nødvendigt,

at beregne omkostningerne til energiproduktion ombord på Golden Avenue.

Elektricitet produktionen ombord på skibet bliver produceret af 3 hjælpe generatorsæt. Normalt er

der kun to generatorer, som er i drift under manøvrering og i havnen, hvor den tredje står som

standby i tilfælde af svigt fra de andre. Under sejlads er der kun en enkelt generator, som er i drift

og belastningen svinger mellem 50 og 85% af dens fulde last. Det specifikke brændstofs forbrug er

opgivet af fabrikanten til 212 g/kWh51 ved 100 % last og 212,7 g/kWh52 ved 50 % last. Generatorerne

er beregnet til at kunne producerer hver en effekt til 500 kW ved 1800 omdr/min53. Belastningen

på hjælpegeneratorerne varierer mellem ca. 50 og 85% af dens fuldelast. Ved sejlads fra det ene

sted til andet er der ikke brug for så meget effekt til komponenter så belastningen ligger på omkring

25% af generatorens fulde last. Billedet nedeunder som er taget ombord på skibet og viser

effektfordelingen på generatorskærmen når skibet under sejlads:

51 Bilag 11, Generatorens specifikke værdier. 52 Bilag 11, Generatorens specifikke værdier. 53 Bilag 11, Volvo Penta - Performance check result.

44

Når skibet er i gang en manøvrering eller i havnen for at for pumpe fragten ud, er der ca. brug for

500 kW. Der er derfor to af de tre generatorsæt er i drift og fordeler effektlasten i mellem dem, som

det kan ses på billede 3 nedeunder:

Den gennemsnitlige generatorbelastning ligger i gennemsnittet omkring 50% af generatorens

fuldelast. Der benyttes derfor en specifikke brændstofforbrug på 212,7 g/kWh i stedet for at prøve,

at antage en lavere værdi. Idet det specifikke brændstofs forbrug er kendt, er det nu muligt, at

beregne hvor mange kroner det koster, at producere en enkelt kWh.

Billede 2: Energifordelingen på generatoren under sejlads

Billede 3:Energifordelingen på generatoren under sejlads

45

Figur 12: Effekt diagrammet for DESMI pumpen ved 100% omdrejninger

Prisen på MDO (Marine Diesel Oil) er d. 20.05.2014 sat til dagspris på 977,50 $/mt54, samt kursen

for dollar til 544,78 kroner55.

Pris pr. 1 kWh kan beregnes således:

𝑃𝑟𝑖𝑠 𝑝𝑟. 𝑘𝑊ℎ =𝑐𝑏

1000∗

𝑘𝑟. 𝑝𝑟 . 𝑡𝑜𝑛

1000<>

212,7

1000∗

977,59 ∗ 5,45

1000≈ 1,13

𝑘𝑟

𝑘𝑊ℎ

Prisen pr. én kWh er 1,13 kr. I næste afsnit vil der beregnes hvor meget kølevandspumperne bruger

af elektriskenergi fra skibets net.

7.2 Effekt aflæsning

For videre beregning i næste afsnits, Besparelse, er det

vigtigt og fastlægge hvor meget pumpen konsumerer af

effekt fra skibets el-net. Om bord på skibet har der været

mulighed for, at måle strømmen ved pumpens viklinger i

drift og efter udregningen af den optagne effekt, kan

resultatet sammenlignes med pumpens effektkurve.

Søvandspumpens elmotor er målt til henholdsvis 53 A pr. fase

under drift enkeltvis. Målingerne er foretaget med

amperemeterværktøjet Kysan KT-266 (Figur11). Optagne effekt beregnes således:

𝑃1 = √3 ∗ 𝑈𝑛 ∗ 𝐼𝑛 ∗ 𝑐𝑜𝑠𝛷56 = √3 ∗ 440 ∗ 53 ∗ 0,80 ≈ 32,3 𝑘𝑊

Pumpens el-motor optager effekt fra el-nettet på 32,3 kW. Ved at se på effektkurven nedeunder for

pumpen DESMI om den udregnede effekt passer med antal flow ved givet punkt:

54 http://www.bunkerworld.com/prices/port/ae/fjr/ 55 http://www.valutakurser.dk/currency/showgraph.aspx?currencyid=233053 56 Elektroteknik 1, side 161

Figur 11: Amperemålingen

46

Som det ses af diagrammet ovenfor, er ved den beregnet effekt på 32,3 kW strømmer der 241 m3/h

igennem pumpen. Dette passer næsten med af læsningen ved hjælp af pumpens differens trykket

på 235 m3/h. Afvigelserne kan selvfølgelig variere i aflæsningen.

8.0 Optimeringer af søvandsanlægget Da problemformuleringen nu ligger fast og anlægget er beskrevet, kan der ses nærmere på de

muligheder der er i, at energioptimere søvandsvandsanlægget. Som der blevet nævnt i afsnit 4, hvor

vandet bliver afledt uden om køleren og dermed ud over bords. Denne måde for regulering vil blive

ændret til, at lede hele søvandet igennem køleren.

8.1 Løsnings -og optimeringsmuligheder:

Der vil være et par løsningsmuligheder, som illustrerer muligheden for en optimering af

søvandsanlægget og dermed spare på energien mest muligt. Efterfølgende vil en vurdering af

løsningernes kompleksitet samt investeringer sammenholdes med en beregning af den forventende

besparelse og den endelige løsning der vælges.

Løsning nummer 1:

Som der kan ses på figur 13, at når hovedveksleren gennemløbes af kølvand, sender en

temperaturtransmitter TT løbende signaler tilbage til temperaturregulatorensom sidder i

frekvensomformeren. Regulatoren styre dermed omdrejningstallet på centrifugalpumpen via en

frekvensomformer (hastighed eller frekvens konverter). I tilfælde af, at der ikke køles nok kan

Figur 13: Optimering af kølevandsanlægget

47

regulatoren sende et signal til pumpen om, at øge flowet af søvand. Temperatursensoren vil blive

placeret efter hovedveksleren, da den hele tiden skal sørge for, at der ikke gennemløbes et højere

temperaturinterval end det udvalgte setpunkt som der vælges til f.eks. 38oC. Denne form for

regulering sikrer en hurtig reducering af søvandspumpens omdrejningstal, hvis kølebehovet er for

stort og dermed ingen energi går til spilde. Trevejsventilen, som på nuværende tidspunkt regulerer

temperaturen efter hovedveksleren, vil blive erstattet af temperatur transmitteren TT, da

temperaturtransmitteren er mere effektiv og kan via digital styring kobles ind til en PLC regulator

og heletiden styre temperaturen som går til hovedmotoren.

Løsning nummer 2:

Som løsning nummer to, bliver den ene kinesisk producerede centrifugalpumpe erstattet med en

mindre pumpe og med en mindre kapacitet, som bliver aktiveret, eller som startes manuelt når

ferskvandsgeneratoren er i gang, da ferskvandsgeneratoren altid er i gang for hver sejllads skibet

foretager mellem de sydøstlige lande. Ferskvandsgeneratoren optager varmen fra det varme

ferskvand, som reducere belastningen på hovedveksleren og derfor åbnes By-pass ventilen til

hovedveksleren for, at opretholde den udvalgte temperatur ud af veksleren. Med en mindre

søvandspumpe som har en reduceret kapacitet, vil man kunne spare på elektrisk energi, da det ikke

er nødvendigt, at åbne By-pass ventilerne længere. Der vil senere i rapporten tages kontakt til

forskellige firmaer for, at finde det bedste pumpe til prisen.

48

8.0 Pumpeteori Nedenstående har til formål, at afdække hvorledes en ny driftssituation kan beregnes, idet pumpens

omdrejningstal ønskes reduceret.

8.1 Omdrejningsregulering

Ved omdrejningsregulering tilpasses mængden gennem anlægget til den aktuelle belastning. Ved at

der monteres en frekvensomformer på de eksisterende pumpers motorer, kan

omdrejningshastigheden ændres. Med omdrejningerne ændres også volumestrømmen af det

pumpede medie. Ved, at anvende denne metode vil man kunne justere arbejdspunktet til et hvilket

som helst sted på anlægskarakteristikken. På Figur 14

ses det, at en reduktion af omdrejningerne vil

resultere i en reduktion af såvel volumestrømmen som

løftehøjden. Dette bevirker igen, at den hydrauliske

effekt vil falde forholdsvis meget med

omdrejningerne. Pumpens virkningsgrad vil efter

teorien være konstant langs en given affinitetsparabel.

Virkningsgraden vil dog i praksis aftage med faldet i

omdrejningerne. Faldet vil dog først være markant når omdrejningerne reduceres med mere end

50%57. Det er således muligt, at spare mere energi ved omdrejningsregulering end ved

drøvleregulering, idet pumpens effektoptag reduceres i større grad. Placeringen af en

frekvensomformer kan stort set vælges frit. Den kan placeres hvor der er plads mellem

forsyningstavlen og motoren. Vedligehold på en frekvensomformer er ikke umiddelbart noget

maskinbesætningen kan foretage ombord. Hvis en frekvensomformer går i stykker, vil man enten

udskifte den, by-passe den eller få en tekniker ud på skibet til at reparere den.

57 Thomas Heilmann, side 19 og DESMI pumper: Peter Laursen (Telefonisk)

Figur 14: Omdrejningsregulering (Grundfos)

49

8.1.2 Affinitetsligninger

Når omdrejningshastigheden på en centrifugalpumpe ændres, flyttes dens pumpekarakteristik i

forhold til den oprindelige. Til at bestemme placeringen af det nye driftspunkt anvendes tre såkaldte

affinitetsligninger:

(𝑄𝑥 = 𝑄𝑛 ∗𝑛𝑥

𝑛𝑛 ⋀ 𝐻𝑥 = 𝐻𝑛 ∗ (

𝑛𝑥

𝑛𝑛)

2

⋀ 𝑃𝑥 = 𝑃𝑛 ∗ (𝑛𝑥

𝑛𝑛)

3

) 58

Hvor:

Q = volumenstrømmen,

H = Løftehøjden,

P = pumpeakslens tilførte effekt,

n = omdrejningstallet,

Indeks n refererer til det kendte punkt og

Indeks x refererer til det nye punkt.

På Figur 15 kan man se en kurve for affinitetsparablen

som krydser pumpekurven ved 100% omdrejninger.

Ved at tegne en affinitetsparabel vises der de

samhørende punkter som pumpensomdrejninger kan

reguleres ned til for at spare på tilførte effekt. Det ses at affinitetsparablerne altid rammer i

koordinatsystemets nulpunkt. Det samme gør sig gældende for anlægskurver for lukkede systemer.

Det forholder sig derfor sådan, at en af affinitetsparablerne vil være sammenfaldende med

anlægskurven for sådanne systemer. I disse tilfælde kan arbejdspunktet beregnes direkte, hvis

omdrejningsændringen er kendt. Senere hen vil der vises en beregning af en affinitetsparabel som

vil blive udregnet og konstrueret.

58 Thomas Heilmann, side 19

Figur 15: Affinitetsparablen (Grundfosbog)

50

Diagram 4: Affinitetsparablen

Tabel 9: Affinitetshjælpepunkter

9.0 Den nødvendige omdrejningsregulering

Omdrejningerne på den elektriske motor ønskes reguleret ned til den udregnede mængde på 116,7

m3/h. Der lukkes derfor helt for by-pass ventilen og der udregnes fra på det påtænkte

anlægskarakteristik som er ved 150 m3/h. Som det er beskrevet før, er det bedst ikke, at og regulere

pumpens omdrejninger mere end 50% ned. I dette tilfælde må pumpen maksimum reguleres til 50%

af 1760 omdrejninger, hvilket svarer til 880 omdrejninger pr. minut. Reduktionen af pumpens

omdrejninger kan udregnes ved hjælp af konstruktionen af affinitets parablen. Flowet ønskes

gennem hovedveksleren ved 116,7 m3/h ved 2,88 bars tryk. Affinitetskonstanten udregnes:

𝐾𝑎𝑓𝑓 =𝐻𝑎𝑓𝑓

𝑄2=

1,5

116,72≈ 0,0001101411

Ved hjælp af affinitetskonstanten kan der silleben diagram konstrueres:

Q 0 10 20 30 40,00 80 120 160 200 240 280 320 360

H_aff 0,00 0,02 0,08 0,18 0,32 1,28 2,88 5,12 8,00 11,52 15,68 20,48 25,92

Ved hjælp af sillebenet kan der nu tegnes et affinitetsparabel som skære pumpekurven:

Ved hjælp af affinitetsgrafen kan den nye pumpe kurve indtegnes ved hjælp af affinitetsligningen:

𝑛𝑥 =𝑄𝑥 ∗ 𝑛𝑛

𝑄𝑛=

116,7 ∗ 1760

150≈ 1369

𝑜𝑚𝑑𝑟

𝑚𝑖𝑛

0,00

1,00

2,00

3,00

4,00

5,00

6,00

0,00 50,00 100,00 150,00 200,00 250,00 300,00 350,00 400,00

Pumpekarakteristik Affinitetsparablen

51

Diagram 5: Affinitetsparablen og den nye pumpekurve

Figur 16: Effektkurve på DESMI pumpen

De nedregulerede omdrejninger svare til:

𝑁𝑦𝑒 𝑜𝑚𝑑𝑟𝑒𝑗𝑛𝑖𝑛𝑔𝑒𝑟 𝑖 𝑝𝑟𝑜𝑐𝑒𝑛𝑡 =1760 − 1369

1760∗ 100 ≈ 22%

Omdrejninger kan nu sænkes til 22% af den fulde omdrejninger og kan indtegnes på grafen

gennem punktet 116,7 m3/h:

De nye motor omdrejninger efter reguleringen af pumpens frekvens er udregnet til 899 omdr/min.

Akseleffekten ved den nuværende belastning kan aflæses i effektkurven59 til 32,3 kW som ses på

figuren nedeunder:

Den nye effekt kan udregnes som omdrejningsreduktionen i tredje potens:

59 Bilag , Pumpens pumpekurve

0,00

1,00

2,00

3,00

4,00

5,00

6,00

0,00 50,00 100,00 150,00 200,00 250,00 300,00 350,00 400,00

Pumpekarakteristik Affinitetsparablen Pumpekurve - Ny 22%

52

𝑃𝑥 = 𝑃𝑛 ∗ (𝑛𝑥

𝑛𝑛)

3

= 32,3 ∗ (116,7

235)

3

≈ 3,96 𝑘𝑊

Dertil skal tabene lægges i frekvensomformeren, som kan sættes til max 5%60 af den aktuelle effekt:

𝑃2 = 3,96 + (0,05 ∗ 3,96) ≈ 4,158 𝑘𝑊

Den optagende effekt kan beregnes:

𝑃1 =𝑃2

𝜂𝑚=

4,158

0,80= 5,19 𝑘𝑊

Der opnås altså en markant effektbesparelse ved, at reducere pumpens omdrejningstal. Ved en

reduktion af omdrejningstallet skal pumpen overvinde tryktabene i røret og i varmeveksleren.

Materialet og udformningen af røret spiller en stor rolle i tryk tabet vandet gennem røret. Der vil

derfor tages hensyn til tabene igennem røret og varmeveksleren.

9.1 Tryktabet gennem rørene til hovedveksleren:

Rørtabet kan beregnes ved hjælp af Fannings ligning:

𝐻𝑟ø𝑟 = 𝜆 ∗𝐿

𝐷∗

𝑣2

2 ∗ 𝑔61

For at kunne beregne tabet igennem røret skal der være data af røret og medies massestrøm

gennem røret. Røret er fremstillet af stål og har en rundudformning hvor:

𝐿 = 20 𝑚

𝐷ø = 0,168 𝑚

𝐴𝑟ø𝑟 =𝜋 ∗ 𝐷2

4=

𝜋 ∗ 0,1682

4≈ 0,022 𝑚2

Flowt gennem røret omdannes til en gennemsnitlighastighed:

𝑣 =

𝑄𝑠𝐴

=

12036000,022

≈ 1,52 𝑚2

60 Thomas Heilmann, Praktisk regulering og Instrumentering, side 233 61 Thomas Heilmann bogen, side 31

53

For at man kan finde friktionskoefficienten (𝜆), skal man beregne Reynolds tal først. Reynolds tal

som også kaldes Reynoldskonstant og er en vigtig dimensionsløs enhed inden

for strømningsmekanikken. Tallet bruges til at forudsige om en strømning

bliver laminar eller turbulent. For cirkulære rør gælder det, at en strømning bliver laminar, hvis

Reynolds tal er under 150062, og turbulent, når Reynolds tal er over 300063. Reynolds tal beregnes

for cirkulære rør ved hjælp af formlen:

𝑅𝑒 =𝑣 ∗ 𝐷

𝑉64

Hvor:

𝑉 = 𝑣æ𝑠𝑘𝑒𝑛𝑠 𝑘𝑖𝑛𝑒𝑚𝑎𝑡𝑖𝑠𝑘𝑒 𝑣𝑖𝑠𝑘𝑜𝑠𝑖𝑡𝑒𝑡 [𝑚2

𝑠] 65

𝑣 = 𝑣æ𝑠𝑘𝑒𝑛𝑠 𝑔𝑒𝑛𝑛𝑒𝑚𝑠𝑛𝑖𝑡𝑠ℎ𝑎𝑠𝑡𝑖𝑔ℎ𝑒𝑑 [𝑚

𝑠]

𝐷 = 𝑟ø𝑟𝑒𝑡𝑠 𝑑𝑖𝑎𝑚𝑒𝑡𝑒𝑟 [𝑚]

Reynolds tal udregnes:

𝑅𝑒 =𝑣 ∗ 𝐷

𝑉=

1,52 ∗ 0,168

8,4253 ∗ 10−7≈ 303087,1

Som der kan ses af resultatet så er Reynoldstallet er højere end 3000, hvilket svarer til en turbulent

strømning igennem røret. I dette tilfælde er rørets indvendige ruhed 𝑘 afhængig af

friktionskoefficienten 𝜆. Den relativ ruhed er en størrelse for meget ru materialet er når der f.eks.

ledes vand igennem et rør. Jo mere snavs og belægninger der sætter sig på den indvendige side af

røret desto mere stiger ruheden i røret. Ruhed k for røret angives til at være 0,00266 for

støbejernsrør med afsætninger. Den relativ ruhed igennem rør bliver:

𝑘

𝐷=

0,002

0,168≈ 0,0119

62 Thomas Heilmann bogen, side 33 63 Thomas Heilmann bogen, side 33 64 Thomas Heilmann bogen, side 32 65 Bilag 12, for saltvand ved 30oC 66 Thomas Heilmann bogen, side 34, tabel 3.2.2

54

Nu hvor Reynoldstal og den relativ ruhed er fundet kan friktionskoefficienten findes på bilag 13 til:

𝜆 = 0,038

Nu hvor er alle værdierne er fundet kan rørtabet udregnes:

𝐻𝑟ø𝑟 = 𝜆 ∗𝐿

𝐷∗

𝑣2

2 ∗ 𝑔= 0,038 ∗

20

0,168∗

1,5037312

2 ∗ 9,82≈ 0,52𝑚

Omregnes til bar:

𝑝 = 𝜌 ∗ 𝐻 ∗ 𝑔 = 1,025 ∗ 0,52 ∗ 9,82 ∗ 10−5 ≈ 5,23406 · 10−5 𝑏𝑎𝑟.

Den samlede tab igennem systemet er tabet igennem røret og hovedveksleren. Under

praktikperioden er manumeterne over hovedveksleren observeret til 0,6 bar i differens trykket.

Dette addieres til tabet i røret:

𝐻𝑡𝑎𝑏 = 𝐻𝑣𝑒𝑘𝑠𝑙𝑒𝑟 + 𝐻𝑟ø𝑟 = 0,6 + 5,23406 · 10−5 ≈ 0,6001 𝑏𝑎𝑟

9.2 Ny søvandspumpe:

Som det er nævnt før, så skal en af pumperne udskiftes

da den er ved at tjene sin formål. Som der ses på figur 17,

er der to forskellige pumper, hvor den ene står som

standby. Pumpen til venstre fungerer ikke længere da

den er blevet utæt og derfor skal den udskiftes. Pumpen

er blevet målt til at konsumere ca. 40 kW (optagene

effekt P1) fra nettet. I den anledning er der blevet taget

kontakt til flere relevante firmaer67 for at få det bedste

tilbud som skulle overholde de krav der er i anlægget.

Det bedste tilbud der er fundet er gennem

pumpeproducenten DESMI A/S. Den nye DESMI pumpe har

et drift punkt på 116,9 m3/h ved 2,84 bars tryk. Som der kan ses på bilag 14 for den nye pumpe, så

optager den en effekt på 18,66 kW fra nettet med fulde omdrejninger. Der vil nu også være

mulighed for at frekvensregulere pumpen når belastningen ændres ved hovedveksleren. Ændringen

67 Firmaer der er blevet taget kontakt til i bilag under Mails.

Figur 17: Søvandspumper (eget Arkiv)

55

Tabel 10: Hjælpepunkter for den ny anlægskarakteristik

Diagram 6: Ny anlægskarakteristik

af belastningen er når f.eks. ferskvandgeneratoren ikke er i drift, så sænkes flowet til 90,6 m3/h som

i afsnit 5.6.3. Der beregnes en anlægskarakteristik for den nye pumpe efter bilag 14, hvor efter vises

effekten på pumpen efter regulereingen af omdrejningerne.

Anlægskarakteristikken tegnes efter driftspunktet 116,9 m3/h ved 2,84 bars tryk. Konstanten i

anlægget findes:

𝐾 =𝐻

𝑄2=

2,84

116,92≈ 0,000208

Ved hjælp af konstanten findes punkterne for anlægskarakteristikken:

Q Curves Data 0,0 19,5 38,9 58,4 77,9 97,4 116,8 136,3 155,8 175,3 194,7

H Curves Data 3,5 3,5 3,4 3,4 3,2 3,1 2,8 2,5 2,1 1,6 1,0

H_anlæg 0,00 0,08 0,32 0,71 1,26 1,97 2,84 3,87 5,05 6,39 7,89

Der tegnes nu et anlægsdiagram og anlægskarakteristik de viser sammenhængen mellem

pumpekurven og anlægskarakteristikken:

Der ønskes nu et flow på 90,6 m3/h gennemhovedveksleren, når ferskvandsgeneratoren ikke er

drift. Ved at kigge på diagrammet oven over kan man se at ved flowet 90,6 er der et tryk på 3,15 bar

og der skal derfor ikke tegnes et affinitetsparabel da, i lukket anlæg ligger affinitetsparablen på

0,0

0,5

1,0

1,5

2,0

2,5

3,0

3,5

4,0

4,5

0,0 50,0 100,0 150,0 200,0 250,0

H [

bar

]

Q [m3/h]

Pumpekurve Anlægskarakteristik

56

Figur 17: Effektkurven for den nye pumpe

anlægskarakteristikken. Omdrejningerne reduceres så driftspunktet ændre sig ned til 90,6 m3/h.

Omdrejningerne for den nye pumpe ligger på 1776 omdr/min ved 100% last. De nye omdrejninger

beregnes således.

𝑛𝑥 =𝑄𝑥 ∗ 𝑛𝑛

𝑄𝑛=

90,6 ∗ 1776

116,8≈ 1378

𝑜𝑚𝑑𝑟

𝑚𝑖𝑛

Den afgivende effekten ved 116,8 m3/h kan

aflæses for den nye pumpe til 14 kW som ses

på figur 17. Efter reguleringen ændres

effekten og kan beregnes således:

𝑃𝑥 = 𝑃𝑛 ∗ (𝑛𝑥

𝑛𝑛)

3

= 14 ∗ (90,6

116,7)

3

≈ 6,6 𝑘𝑊

Effekten ændres til 6,6 kW når der strømmes med et flow på 90,6 m3/h igennem hovedveksleren. I

næste afsnit vil der blive set på hvor retable de løsninger som er blevet illustreret i forrige afsnits.

10.0 Omkostninger: Denne afsnit omhandler omkostningerne af udgifterne ved implementering af projektet. Efter at

have taget kontakt til forskellige relevante firmarer der kunne levere dele og løsninger som så

søvandsanlægget på Golden Avenue forbedres. Som der er beskrevet i afsnit 8.1 hvor der monteres

en temperaturtransmitter ved udgangen af ferskvandet fra hovedvarmeveksleren, som kan måle og

opretholde udgangstemperaturen på varmeveksleren. Der monteres også en anden temperatur

transmitter på indgangssiden af ferskvandet på varmeveksleren for, at forbedre dødetiden mellem

sensorerne og effektiviteten af reguleringen. Af figur 18 vises der hvordan reguleringen sker:

57

Temperaturtransmitterne sender løbene signalerne tilbage til frekvensregulatorenheden som

søgerfor at forøge eller nedsætte omdrejninger og dermed flowet på pumpen.

I den anledning er der taget kontakt til bl.a. Danfoss Danmark for at finde de rette udstyr og priser,

hvis implementeringen finder sted. På tabellen nede under ses der hvilken komponenter der skal

bruges og priserne til forslagene:

Løsnings 1:

Materialer Antal Pris i kr. i alt.

Temperaturtransmitter 2 4000

VLT (frekvensomformer) 1 45705

Diverse (kabler og rør osv) 1 20000

Samlet omkostninger 69705

Løsning 2:

Materialer Antal Pris i kr. i alt.

Temperaturtransmitter 2 4000

VLT (frekvensomformer) 1 45705

Diverse (kabler og rør osv) 1 20000

DESMI pumpe 1 55000

Samlet omkostninger 124705

Figur 18: Princip skitse over optimeret søvandsanlæg

58

Som der kan ses af tabellerne så er omkostningerne på løsningerne forskellige alt afhængig af om

der skal investeres i en ny pumpe eller ikke. Da en af pumperne er ved at tjene sit formål som omtalt

før er løsning nummer to en mulighed for implementering.

10.1 Materialeudvalg:

Materialerne er valgt fra firmaet Danfoss da det har været nemmere at samarbejde

med og hurtige til at besvare opkald og ikke mindst har det billigste priser på deres

udstyr.

10.1.1 Temperaturtransmitter:

Der er valgt en temperaturtransmitter af typen (MBT 5250) som kan bruges til

måling og regulering af temperaturer i rørsystemer og skibskøleanlæg eller overalt

hvor der ønskes anvendelse. Temperaturtransmitteren er en standard Pt100 eller

Pt1000 føler68. Måleindsatsen er med silikonekabel som gør at føleren er meget

modstandsdygtig overfor vibrationer. Temperaturtransmitteren er udstyret med

en Pt100 eller en Pt1000 modstandselement og kan klare en

medietemperatur op til 200°C. Måleindsatsen er udskiftelig, hvis der

forårsages problemer med målingen.

10.1.2 VLT (Frekvensomformer):

VLT omformeren er valgt af typen VLT AQUA DRIVE FC-

202, som standard leveres til styring af op til tre pumper

og med avanceret udvidelse til styring af otte pumper.

VLT’eren er udstyret med en grafisk betjeningspanel og

kan klare op til 37 kW og 55 ampere.

68 http://www.danfoss.com/Denmark/BusinessAreas/Industrial+Automation/Products/List/IA/Temperature-sensors/MBT-5250-Temperature-sensors/55eebe2e-24af-46b8-b392-dc7d68dbb1ab.html

Billede 4: Temperaturtransmitteren

(Danfoss hjemmeside)

Billede 5: VLT omformer (Danfoss hjemmeside)

59

10.2 Optisave (DESMI)

Efter en korrespondance med pumpeproducenten DESMI Danmark A/S - Peter Laursen, leverer

DESMI løsningspakker med optimerings indsigt, som kaldes Optisave69. Optisave er

optimeringspakker, som inkluderer ferskvandssystemet, søvandssystemet og

maskinrumsventilation. Den nye version af OptiSave er designet til en nem og hurtig installation.

Formålet med systemet er, at styre søvandspumpen til det aktuelle kølebehov, helst ved, at

reducere eller øge omdrejninger i henhold til den reelle kølekapacitet der opstår i systemet. På

figuren nedeunder er inspireret og forenklet fra bilag 15 del 3 (Optisave):

Som der ses på figuren så forskellen mellem løsningen 1 og DESMI Optisave er at der er tilføjet nogle

ekstra temperaturtransmitter og tryktransmitter (Pressure transmitter) på indgangssiden og

udgangssiden af søvandssiden. Formålet med tryktransmitterne er, at der holds øje med

tryksvingningerne igennem hovedkøleren og hvor meget belægninger der sættes på siderne af

69 Bilag 10, Optisave - DESMI

Figur 18: DESMI system for søvandet

60

pladerne på hovedkøleren. På udgangssiden af søvandet efter varmeveksleren monteres også en

temperaturtransmitter så der løbende sørger for at temperaturen på udgangssiden holdes til 48oC.

Master control uniten er udstyret med en farvet skærm så maskinbesætningen kan holde øje med

tilstanden af anlægget. Det kan ses på figur 19 :

Systemet har også den fordel, at en gang hver 24 timer, forøges omdrejningerne pr. automatik på

pumperne så systemet renser sig selv for muligsiddende belægninger i rør og køler. OptiSave

garanterer den mest effektive løsning, hvor energieffektiviteten og brændstofbesparelser er vigtige

hovedformål. Efter en korrespondance med DESMI kan anlægget estimeres til en værdi af

180.000kr. med dens relevante VLT’er, tryk og temperaturtransmitter.

Figur 19: DESMI unit

61

Tabel 13: Besparelsen i kWh

Tabel 14: Besparelsen i kr.

11.0 Besparelsen ved frekvensstyring Besparelsen ved frekvensregulering kan beregnes som den årlige besparelse i kWh, som pumpen

forbruger. I tabel 11 kan der ses, forskellen mellem gamle energiforbrug og ny energiforbrug pr. år

ved begge løsninger:

Besparelse i kW (Løsning 1):

Nuværende Effektoptag 32,3 kW

Effektoptag ved regulering af frekvens 5,19 kW

Sparet effektoptag efter reguleringen 27,11 kW

Det ses, at der er mulighed for en større reduktion i energien ved frekvensregulering af

søvandspumpen og dermed en reduktionen af unødig flow.

Besparelse i kW (Løsning 2):

Nuværende Effektoptag 32,3 kW

Effektoptag ved regulering af frekvens 14 kW

Sparet effektoptag efter reguleringen 18,3 kW

Årlig besparelse i kWh pr pumpe Søvandspumpen er i drift næsten hele året rundt. Kun når skibet er i havn og når den har lagt anker

et sted, er søvandspumpen stoppet. Der er derfor estimeret en gennemsnitlig hviletid på pumpen

til ca. 20% og hvor pumpen er i drift 80% af tiden året rundt70.

Besparelse i kWh om året (Løsning1):

Antal årlige driftstimer 24 ∗ 365 ∗ 0,80 ≈ 7008 𝑡𝑖𝑚𝑒𝑟

Nuværende effekt forbrug pr. år

32,3 ∗ 7008 ≈ 226358,4 𝑘𝑊ℎ

Årlig forbrug efter reguleringen 5,19 ∗ 7008 ≈ 36371,52 𝑘𝑊ℎ

Årlig besparelse ved regulering 𝟏𝟖𝟗𝟗𝟖𝟔, 𝟗 𝒌𝑾𝒉

Årlig besparelse i kr.

Pris for en produceret kWh 1,13 𝑘𝑟.

Årlig besparelse ved regulering 189986,9 𝑘𝑊ℎ

Årlig besparelse i kr 𝟐𝟏𝟒𝟔𝟖𝟔 𝒌𝒓.

70 Maskinchefen Igor

Tabel 11: Gamle og ny energiforbrug for søvandspumpen

Tabel 12: Effektbesparelse i løsning 2

62

Tabel 15: Besparelsen i kWh

Tabel 16: Besparelsen i kr.

Tabel 17: Den dynamiske Pay-back metode

Samme fremgangmåde findes besparelsen for løsning 2:

Besparelse i kWh om året (Løsning 2):

Antal årlige driftstimer 24 ∗ 365 ∗ 0,80 ≈ 7008 𝑡𝑖𝑚𝑒𝑟

Nuværende effekt forbrug pr. år

32,3 ∗ 7008 ≈ 226358,4 𝑘𝑊ℎ

Årlig forbrug efter reguleringen 14 ∗ 7008 ≈ 36371,52 𝑘𝑊ℎ

Årlig besparelse ved regulering 𝟏𝟐𝟖𝟐𝟒𝟔 𝒌𝑾𝒉

Årlig besparelse i kr.

Pris for en produceret kWh 1,13 𝑘𝑟.

Årlig besparelse ved regulering 128246 𝑘𝑊ℎ

Årlig besparelse i kr 𝟏𝟒𝟒𝟗𝟏𝟕 𝒌𝒓.

10.1 Tilbagebetalingen på investeringer

Ud fra de udregnede investeringer og besparelser skal der ses på om hvor vidt det er muligt at betale

tilbage på investeringen over en givent tid. Efter en korrespondance med fleet manageren Jacob

Hemcker71, øsker rederiet helst en tilbagebetalingstid på 6 måneder med op til et år også kan

bruges. Normalt når der investeres til forbedringer på deres skibe skal der ikke lånes penge til

projekterne men en antagelse af kalkulationsrente på 5% er normalt for investeringer i danneborg

rederi. Der vises herunder når der skal inventeres i både løsning 1 og 2 med også Optisave fra DESMI:

Tilbage betalingen på løsnings 1:

Der ses at allerede efter et år kan der hentes 134.758 kr. tilbage ved implementering af projektet.

71 Korrespondance med Jacob i bilag under Mails.

63

Tabel 18: Den dynamiske Pay-back metode

Tabel 19: Den dynamiske Pay-back metode

Løsning 2:

Som der ses af tabellen så er investeringen på en ny pumpe med tilhørende VLT’er og temperatur

transmitter giver en lønsomt investering efter et år på 13.311 kr.

Løsning DESMI Optisave:

Der antages at den årlig besparelse ved denne løsning ligger tæt på løsnings 1 da der kun skal

reguleres på omdrejningerne på pumpen.

Hvis denne løsning vælges så er investeringen efter et år også er positiv og ligger på 24.463 kr.

64

11.0 Konklusion Under praktikforløbet og beskrivelsen af projektet er der hele tiden blevet tænkt med et

optimerings instinkt, da hele den grundlæggende stil, i at være maskinmester, ligger under dette.

Som besvarelse af problemformuleringen er der udarbejdet nogle optimeringsmuligheder, som kan

spare på den elektriske effekt i generatorerne og derved skabe bedre driftsgang af søvandssystemet.

Da søvandssystemet har en stor betydelig rolle for nedkøling af det varme motorvand, er det

nødvendigt, at anlægget drives på den bedste og mest energibesparende måde. Igennem

udregningen på anlægget har det været svært, at finde nogle af de rette data, men en

korrespondance med professionelle, som motorproducenten CAT-PON og Alfa Laval, som har en del

erfaring med lignende typer af anlæg, hjalp gevaldigt og projektet kunne udarbejdes yderligere.

Ud fra afsnit 4 under udlægningen blev der beregnet at effekten som i princippet skulle afsættes i

varmeveksleren ligger på omkring 1909 kW. Efter nærmere analyse, i afsnit 5 ved driften, blev der

udregnet, at effekten der afsættes i varmeveksleren ikke overstiger mere end 1309 kW. Anlægget

er derfor bygget til, en belastning på 100% på hovedmotoren ved en maksimal temperatur på

søvandet til 32oC. Differensen mellem, afsættelsen af effekten i hovedkøler mellem udlægning og

driften, ligger på 600 kW. Denne differens gør, at der åbnes for by-passe ventil søvandet, hvor der

pumpes overbords, som spildt energi. Igennem analysen er der fundet flere situationer hvor

belastningen, og effekten der afsættes i hovedkøleren yderligere sænkes når der f.eks. ikke køres

med ferskvandgeneratoren, så det nødvendige flow bliver reduceret til ca. 90 m3/h.

Igennem analysen af anlægget, er der udregnet forskellige udregninger for, at fastlægge det eksakte

kølebehov for hver driftstilstand. Der blev også fundet ud af, hvor meget den nødvendige

søvandsmassestrøm igennem hovedkøleren er ved fuld drift, og var udregnet til, at være 116,7

m3/h. Efter udregningen kan der konkluderes, at der er et vandmassespild på 118,3 m3/h, som

pumpes gennem by-pass-ventilen. Der blev derfor udregnet, i afsnit 8 optimeringer af

søvandsanlægget, hvor meget pumpen, skulle reguleres ned i omdrejninger for sparer på elektrisk

effekt. Omdrejningerne er udregnet til, at blive reguleret til 1369 omdr./min for, at tilpasse det nye

flow der skal strømme igennem hovedkøleren. Ved denne regulering er der udregnet en besparelse

på den elektriske effekt i forhold til før, på 27,11 kW. Der blev også fundet en pumpe med tilhørende

VLT omformer fra DESMI, da den gamle pumpe står til udskiftning og derfor en ny pumpe vil tjene

et bedre formål da den kun forbruger 14 kW.

65

Der konkluderes også, at ved lukning af by-pass ventilen, kan der ved den første løsning eksempelvis

spares 214686kr. årligt. Set i lyset af den fremtidige årlige besparelse og pumpens forholdsvis lange

levetid på 20-30 år konkluderes det, at reguleringen på anlægget bør udføres.

66

12.0 Kildehenvisning Opsætning på henvisningerne er blevet sat som referencer nederst i siderne så det let kan følges

med hvor det er hentet eller inspireret fra.

Andre kilder og inspirationer fra:

Pumpeståbi (2000), 3 udgave

H.E Hansen, P. Kjerulf og Ole B Stampe. Danvak Grundbog, 2 udgave

Grundfoss Managment A/S. 1 udgave, 2 .oplag. Centrifugalpumpen (2006)

Varmeståbi, (2004), 4 udgave, 1. oplag

Lotte Rienecker og Peter Stray Jørgensen. Den gode opgave, 3 udgave (2005)

Jørgen Waarst og Knud Erik Bang. Erhvervsøkonomi Videregående uddannelser, 3 udgave,

2 oplag (2008)

Aage Birkkjær Lauritsen, Søren Grundtoft og Aage Bredahl Eriksen. Termodynamik. 2

udgave, 1 oplag (2007)

Thomas Heilmann. Pumpedrift og Energi. 5 udgave, 2 oplag (2011)

Thomas Heilmann. Praktisk regulering og instrumentering. 6 udgave, 2 oplag (2011)

Torsten Thurén. Videnskabs Teori. 2 udgav, 3 oplag (2008)

12.1 Links:

Pumper:

http://www.desmi.com/pumps.aspx

http://dk.grundfos.com/industries-solutions/industries/marine.html

http://www.sondex.net/Sondex-Global/Industries/Marine/offshore-Industry.aspx

http://www.hoyermotors.dk/files/Motors/Certifikater/Kataloger/IE1-Marine-rev-0214-WEB_1.pdf

Varmetransmission:

http://www.hylsberg.net/fysik/afkolingskurver/360.html

http://www.alfalaval.com/products-and-solutions/pages/products-and-solutions.aspx

http://www.sondex.net/Sondex-Global/Products/Heat-Exchangers/Plate-Shell.aspx

67

Frekvensomformer:

http://www.danfoss.com/Denmark/BusinessAreas/DrivesSolutions/

http://www.danfoss.com/Denmark/BusinessAreas/Industrial+Automation/

http://www.hoyermotors.dk/Frekvens-34472.htm