Energieffektivisering

Transkript

1 AARHUS MASKINMESTERSKOLE Energieffektivisering -Kølevand og spildenergi 19/ Af Mass Pedersen

2 Titelblad Titel: Type: Emner: Energieffektivisering Kølevand og spildenergi. Bachelorprojekt i rapportform. Processanalyse, pumpeteknik, elektroteknik og varmetransmission. Forfatter: Studienummer: Klasse: Mass Pedersen V09335 C6 6. semester på Aarhus Maskinmesterskole. Vejleder: Per Byskov Projektperiode: Efteråret Indeholdende normalsider: Indeholdende numererede sider: Antal bilag: 30,3 Stk. ( tegn incl. mellemrum) 91 Stk. (incl. bilag) 35 Stk. Afleveringsdato: 19/ Dato: Underskrift: Mass Pedersen Kilde, forsidebilledet: benyttet d. 05/12/12. Side 2 af 91

3 Abstract The study carried out through this report is foremost focused on the process analysis of a large cooling water system. The core of the investigation has been to identify the potential for improvement by comparing the current system onboard the vessel M/T Nord Hummock, with a theoretically optimized one in regards of efficiency. This specific ship has a dead weight tonnage of metrical tons, and is a 180 meter long ice classified product- and chemical tanker. Initially the analysis began by taking a thorough look at the central cooling water system onboard. Here the investigation found that the system is composed of three separate water strings, each cooling a specific area of machinery. To keep the temperature in each string at its set desired point, the water is by-passed its respective heat exchanger pending the flow separation of a thermostatic three-way valve. From measurements and product information it was then possible to calculate the specific electric consumption, and from that the systems contribution to the total daily fuel usage. From a comparison of the available forms of regulation, it was then possible to establish the foundation of the theoretically optimized system. By reducing the pump capacity through means of frequency converters, it was found possible to completely eliminate the wasted energy caused by the former by-pass regulation. Through combining this form of regulation with the use of high efficiency pumps, electric motors, converters and harmonic filters, it proved possible to further increase the systems efficiency. As each string of water is cooled by its respective colder string through the means of a plate heat exchanger, the aspect of achieving expected practical functionality in regards to technical regulation proved difficult. It was thou eventually made possible by using regulators, taking their process variable input from sensors, detecting the constantly changing opening angle of the thermostatic three-way valves. Finally a calculation of the specific electric consumption for this optimized system provided the figures needed, to find the reduced amount of fuel usage. By comparing the characteristics of the current system with the optimized system, further identification of the root causes of energy waste was determined. The main one of these being the current systems lack of ability to adapt the flow to changing conditions. Also, the mechanical equipment used in the current system, is of such a bad efficiency grade, that it poses an added waste of considerable seize. Side 3 af 91

4 Forord Denne rapport tjener som besvarelse og skriftlig dokumentation for afsluttende projekt på maskinmesteruddannelsen, som er en professionsbacheloruddannelse i teknisk ledelse og drift. Emnet der her behandles er fremkommet af en forudgående praktikperiode, som i dette tilfælde har fundet sted på M/T Nord Hummock. Dette motordrevne skib har en dødvægt på tons, og er en 180 meter lang isklassificeret produkt- og kemikalietanker. Ombord har det gennem det daglige arbejde været muligt at identificere en problemstilling, som ikke alene er af stor interesse for forfatteren, men samtidigt tidsaktuel og uddannelsen relevant. Det var indledningsvist undertegnedes personlige præference at foretage en form for energioptimering, som ikke resulterede i en øget arbejdsbelastning for ombordværende maskinmestre. Dette grundet en allerede meget travl arbejdsdag, hvor nye komplicerede og potentielt tidskrævende anlæg, hvad angår daglig drift og fejlfinding, ikke praktisk kan implementeres uden erhvervelse af ekstra arbejdskraft. Det var samtidigt af interesse at tage udgangspunkt i et anlæg, hvor der ud fra dataindsamling og teknisk indsigt kunne problembehandles systematisk, og endeligt resultere i en afklaret og direkte analyse. Efter kriterierne blev den ønskede problemstilling fastsat, og følgende rapport søger at behandle denne efter forfatterens bedste evne. Side 4 af 91

5 Læsevejledning Med fokus på læsevenligheden findes her en kortfattet introduktion, som søger at dække gængse formål med rapportens strukturelle og skrivetekniske opbygning. Samtidigt dækkes her en basisviden om benyttede hjælpemidler, som læser med fordel bør have kendskab til inden læsning af de tekniske afsnit påbegyndes. Opbygning Rapporten er opdelt i nummererede kapitler med dertilhørende underafsnit. Første ciffer i nummeret angiver hovedsektionen, og efterfølgende cifre respektive områder under denne sektion. Opdelingen søger at give en naturlig adskillelse af behandlede emner, og derigennem give overblik. Hvad opsætning angår, er der fra indlednings- til perspektiveringsafsnittet, valgt at gøre brug af en dobbeltsidet fremvisning. Dette fordobler selvfølgelig det brugbare areal hvor læser kan orientere sig uden at bladre, og bidrager derfor til en bedre sammenhæng i længere komplekse afsnit med referencer til en given figur. Dette letter læsningen, da man uafbrudt kan følge tekstens tilhørende illustrationer. Referencer og bilag Når der forekommer illustrationer som ikke er konstrueret af jeg selv, direkte påstande eller data, vil disse være efterfulgt af en fodnote. Denne fodnote refererer til den eksakte kilde hvorfra informationen er fremkommet. Kilder til baggrundsviden vil yderligere være angivet i litteraturlisten, og relevante kilders validitet vil samtidigt forinden være behandlet i afsnittet kildekritik, lokaliseret i den afsluttende del af rapporten. Hvor kilden er fra et sammenhængende dokument, er den deciderede side hvorfra data en er fremkommet også vedlagt som fysisk bilag bagerst i rapporten. Endvidere er det samlede dokument vedlagt i elektronisk form på en CD, som er placeret i konvolutten hæftet indvendigt på omslagets bagerste side. Introduktion Gennem projektets afsluttende del gøres hovedsagligt brug af et elektronisk dimensioneringsprogram produceret af Grundfos, ved navn WebCAPS. Navnet står for Web based Computer Aided Product Selection, som sammenfatter alle data for firmaets produkter, og giver muligheden for at finde præcise værdier for specifikke driftspunkter og stadier. 1 Dette eliminerer hovedmængden af de usikkerheder der umiddelbart er ved aflæsning af illustrationer og grafer, og medfører et mere præcist resultat. 1 Afsnittet bygger på information fra: benyttet d. 19/ Side 5 af 91

6 Indholdsfortegnelse: 1.0 Indledning Problemformulering Projektafgrænsning Rapportstrukturering Metode Måleinstrumenter og usikkerheder Temperatur Tryk Elektrisk energi Kølevandssystemet Søkølevandssystemets opbygning Søvandskølepumperne (1) Centralkølerene (2) Dumpekondensatoren (3) Ferskvandsgeneratorens søvandspumpe (4) Ferskvandsgeneratoren (5) Søkølevandsystemet opsummering Ferskkølevandssystemets opbygning EL-produktion og samlet forbrug Delkonklusion Det teoretiske optimerede system: Reducering af rør- og komponentmodstande Reguleringens funktionsmæssige opbygning Det mindst mulige flow L.T. F.W. systemet (Pumpe A og B) Søvandssystemet (søvandskølepumpen) Side 6 af 91

7 3.4.3 Søvandssiden af ferskvandsgeneratoren Andre forhold og fordele Delkonklusion Forbrugssammenligning Identificering af spildenergi Konklusion Perspektivering Kildekritik Litteraturliste Bøger: Webadresser: Bilagsindeks Side 7 af 91

8 1.0 Indledning Der er i dagens verden næppe et emne mere omdiskuteret end energieffektivitet. Årsagen er selvsagt ændrende klimaforhold, smeltende polarkapper, stigende havvandstande og voksende oliepriser dominerer medierne, og tvinger os mod forandring. Hele regeringer og alle tekniske organisationers handlinger bestemmes af denne forandring, og medfører nye spilleregler for alle verdens forbrugerer af fossile brændstoffer. Da mennesket endnu ikke har formået at udvikle en valid erstatning for forbrændingsmotoren, må vi imidlertid se til reducering af forbrug, og samtidigt forbedre udnyttelsen af det producerede arbejde. Da søfarten står for 8,4 billioner tons 2 af klodens samlede 302 billioner tons 3 årlige CO 2 udledning med tilsvarende olieforbrug, er det et yderst aktuelt område for energioptimering. Specielt på grund af den enorme mængde skibe der opererer med uddaterede anlæg, som bygger på designs fra en mildt sagt anden tidsalder. Det er samtidigt grunden til at den Internationale Maritime Organisation (IMO) i juli 2011 fastsatte en obligatorisk reduktion i fremtidigt udslip af drivhusgasser. Denne vedtagelse er delt på 2 områder, nemlig Energy Efficiency Design Index (EEDI) som gælder alle kommende nybygninger, og Ship Energy Efficiency Management Plan (SEEMP) for alle eksisterende skibe. Samlet vurderes det at denne vedtagelse skal medføre optimeringer der vil reducere søfartens samlede CO 2 udslip med 151,5 millioner tons pr. år 4 fra 2020 og 330 millioner tons fra Indenfor SEEMP kan de nævnte mål kun opnås gennem en dedikeret og handlekraftig tilgang til områder som motorudvikling, skrogforbedringer, propellerkonditionering, el-forbrugsreduktion og lignende. Det er her denne rapport vil tage sit fokus med udgangspunkt i energieffektivisering og spildenergiidentificering indenfor kølevandssystemer ombord det motordrevne tankskib M/T Nord Hummock, hvor jeg har sejlet som maskinmesteraspirant gennem den forudgående praktikperiode. Hos D/S Norden har prisstigninger indenfor bunkermarkedet tvunget den generelle hastighed på deres flåde ned fra i gennemsnit 15 knob til 12 knob. Ud over at dette medfører en betydelig besparelse i brændstof, så betyder det samtidigt at maskineriet ikke længere opererer under de ved konstruktionen påregnede forhold. En reduktion i belastning giver umiddelbart, efter naturvidenskabens regler, en reduktion i behovet for køling, men er M/T Nord Hummock s nuværende anlæg egnet til at udnytte disse nye forhold? 2 Tal hentet fra: Bilag 1 International Shipping - Facts and Figures side 7. 3 Tal hentet fra d. 11/ Information fra: Bilag 2 REPORT ASSESSMENT OF IMO ENERGY EMFIS side 4. Side 8 af 91

9 1.1 Problemformulering Er der potentiale for energieffektivisering og eliminering af spildenergi på det centrale kølevandssystem ombord M/T Nord Hummock, og hvordan udnytter man dette eventuelle potentiale bedst i henhold til reduktion af brændstofforbrug? Dette spørgsmål kan deles i følgende segmenter: Hvordan er det centrale kølevandssystem opbygget, og hvor meget bidrager dets drift til nuværende brændstofforbrug? Hvad er det mest energieffektive system der kunne benyttes som erstatning, og hvor meget energi bruger det til sammenligning med det eksisterende? Hvor store eventuelle besparelser kan forventes ved optimering af systemet, og hvilken reduktion i brændstofforbrug ville dette medfører? Findes der store mængder af spildenergi i det nuværende system, og kan disse identificeres specifikt? 1.2 Projektafgrænsning Omfanget af projektet bestemmes selvfølgelig af den af opgavegiverens fastsatte tidsramme, men i mange tilfælde også af tilgængeligheden af data her begrænset af måleudstyrets manglende egenskab hvad angår en logningsfunktion, hvis konsekvens dækkes dybdegående i følgende afsnit 1.5 om måleinstrumenter og usikkerheder. Her beskrives samtidigt aspektet af at skibets driftssituation varierer mellem 3 hovedscenarier, værende; in route sejlads, liggende for anker og liggende ved kaj. Det er af forfatteren dømt for omfattende, taget tidsrammen i betragtning, at se på samtlige 3 scenarier, og der fokuseres derfor på den mest aktuelle værende in route sejlads. De nærmere omstændigheder herunder er også dækket i afsnit 1.5, hvor dettes resulterende effekt på rapportens samlede fund vurderes. Da der i opgaveoplægget ikke lægges op til at arbejde decideret løsningsorienteret, vil der i stedet holdes fokus på det procesanalytiske med interesse for potentialet for effektivisering. Det gør det nødvendigt at opstille et teoretisk optimeret anlæg under samme forhold som det faktiske, således at en sammenligning mellem de 2 kan tydeliggøre dette potentiale. Dette medfører ikke at undersøgelsen vil inkludere; mulighed eller forarbejde til fysisk og administrativ implementering af andet kølevandssystem, eller finansielt overslag samt tilbagebetalingsperiode og lignende. Denne form for opstilling af en færdig pakke løsning til erstatning af nuværende system, vil efter egen overbevisning fjerne fokus fra procesanalysen, som her tjener som hovedbesvarelse af problemformuleringen og derigennem opgaveoplægget. Side 9 af 91

10 Endvidere fremkommer anskueliggørelser og udregninger konsekvent ud fra virkeeffekt, hvilket umiddelbart kunne medføre større afvigelser i endelige resultater da der senere i projektet indføres op til flere ensrettede forbrugere. Som bekendt forårsager ensrettede forbrugere harmoniske strømme i dets tilkoblede net, hvis grader og størrelser afhænger af nettets samlede udformning og impedans, som er under konstant variation grundet indkobling og udkobling af diverse andre forbrugere. Generatoren som producere den elektriske energi, skal i dette scenarie selvfølgelig ikke alene producere virkeeffekten, men samtidig den reaktive effekt, der grundet de harmoniske strømme kan antage ukendte men betydeligt store størrelser. Denne problematik undgås imidlertid her ved benyttelse af harmoniske filtre, der ved implementering foran de ensrettede forbrugere, reducere disse strømme til forholdsvist ubetydelige størrelser. Nærmere forhold hvad dette angår omhandles i afsnit 3.0 om det teoretiske optimerede system, side Rapportstrukturering Selvom at denne rapport retter sig mod læsere med et moderat kendskab til de aktuelle emner, er der alligevel søgt at give en gradvis stigning af den tekniske dybde. Det er gjort ved at udforme problemformuleringen specifikt med dette i tanke og efterfølgende besvare delspørgsmålene kronologisk. Rækkefølgen af kapitler søger der igennem at danne en naturlig og flydende sammenhæng mellem leveringen af information, og hermed bedst bringe forfatterens budskab ud af teksten. 1.4 Metode Projektet er gennemgående udført efter en velovervejet og struktureret fremgangsmåde for at sikre sammenhæng mellem teori og funktionel praksis. Den relevante teori skal først danne et omfangsrigt og gennemarbejdet fundament før at forfatterens påstande og argumenter præsenteres og endeligt afsluttes i konklusioner. Dette opnås gennem grundig gennemgang af alt tilgængeligt aktuelt materiale i form af måleresultater, empiriske data og fuldendt research. Disse fremkommer fra bl.a. måleinstrumenter, iagttagelser, tekniske artikler, manualer/dagrammer, erfarne pumpe- og motorproducenter mm. Indledningsvist deles det komplette system op i delsystemer for at give læser bedre overblik, hvorefter at hvert delsystem vil blive behandlet i sektioner. 1) Der benyttes kvalitativ dataindsamling med en objektiv tilgang gennem hele indsamlingsfasen. Det er essentielt at rapportens forfatter her holder sig strengt til de faktuelle data som de benyttede instrumenter og målemetoder afgiver. Da meget af den efterfølgende analyse og spekulation bygger på disse data, vil den mindste afvigelse grundet forfatterens præferencer for at maksimere anlæggets potentiale for forbedring i en given retning, absolut spolere projektets grundlæggende Side 10 af 91

11 formål og ægthed. Der arbejdes konsekvent efter denne overbevisning og den anvendes overfor alle projektets segmenter. 2) Målinger og aktuelle data samles i en begyndende procesanalyse som danner basis for efterfølgende sektioner. Gennem denne fase af projektet gøres en indsats for at give læser en god basal forståelse for anlæggets nuværende funktionalitet, samt et overblik der skal lette forståelsen af kommende informationer. 3) Nu opstilles et teoretisk optimeret system til at varetage de præcist samme formål som det eksisterende system. Det gøres ud fra teoretiske og matematiske modeller søgende at være så realistiske som muligt. Dette systems egenskaber i henhold til forbrug og spildenergi sammenlignes med det nuværende systems, og afsluttes i resumerende faktuelle delkonklusioner. Endeligt argumenteres der, baseret på fordele og ulemper fremhævet i sektion 3, for eller imod benyttelsen af det mere moderne teoretisk optimerede system. Disse argumenter afsluttes i en konklusion der giver en samlet ende på projektet. Trods at ovennævnte anstrengelser er blevet gjort for at sikre validiteten af denne rapports fund, er det alligevel nødvendigt at reservere muligheden for at disse resultater kan være uperfekte. Men uanset resultatet, så er principperne og metoderne der undervejs er blevet benyttet, både korrekte og anerkendte. Præcisionen af resultaterne er altid en afskygning af den usikkerhed der ligger i det specifikt benyttede måleinstrument, og det er også gældende i dette tilfælde. Gennem rapporten vil denne mulige årsag til afvigelser derfor blive belyst efter bedste evne. 1.5 Måleinstrumenter og usikkerheder For at få brugbare og korrekte målinger er det nødvendigt at have gennemgående kendskab til det benyttede udstyr, herunder bl.a. funktionalitet og niveauet af præcision. Afsnittet her søger at underbygge denne viden og samtidig give indsigt i hvordan resultaterne i kommende afsnit er fremkommet. Hvad angår dette findes det nødvendigt først og fremmest at understrege, at samtlige målinger er øjebliksværdier. Denne slags indsamling af data vil, med et varierende miljø med indflydelse på processen, aldrig blive lige så præcise som en kontinuerlig logning. Måleudstyr med denne funktion har gennem projektet ikke været til rådighed, og da undersøgelsen af processen har fundet sted til søs under en begrænset tidsperiode, har det samtidigt været umuligt at fremskaffe. Når det er sagt, så er samtlige værdier fundet under en nær konstant situation, som varierer ubetydeligt under daglig drift. Da der ved in route sejlads altid ønskes en Side 11 af 91

12 konstant beholden fart på 12 knob, fremkommer kun mindre variationer på belastningen af maskineriet for at kompensere for ændrende vejrforhold. Alle målinger er foretaget under en passage af Atlanterhavet med en varighed på 3 uger, hvor gentagende målinger har vist en variation af måleresultaterne i kun første eller anden decimal. Præcise omstændigheder under dette målescenarie bliver her beskrevet i nedenstående tabel: Søvandstemperatur: Lufttemperatur ude: Lufttemperatur inde: Hovedmotor indeks/rpm: Generatorsæt s leveret virkeeffekt: Andet kølet maskinel: 16 C 21 C 26 C 41/91,8 [omdr/min] 518 [KW] Konstant belastning. Disse værdier fremkommer fra henholdsvis en såkaldt Casper rapport, performance rapporter og egne målinger. Casper rapportens formål er at dokumentere skibets tilstand overfor rederiet. Delen af rapporten som her er vedlagt 5 vedrører de i perioden aktuelle omstændigheder hvad angår vejerforhold for den statiske driftssituation og brændværdi af benyttede brændstof til senere anvendelse i afsnittet angående forbrug. Det omkringværende miljøs temperaturer varierer selvfølgelig med årstid, aktuelle tid på døgnet, den geografiske placering, vejrforhold osv. Disse har alle indflydelse på anlægsprocessen, og det har belastningen på det kølede maskinel så som hovedmotor, generatorsæt, diverse kompressorer osv. også. Ved procesanalyse ud fra øjebliksværdier må samtlige derfor antages konstante for at der kan arbejdes ud fra sammenhængende data. På trods af at dette forårsager en betydelig afvigelse fra virkeligheden, danner det stadig et brugbart billede af potentialet for energieffektivisering. Yderligere afvigelser kan, som nævnt i begyndelsen af afsnittet, fremkomme gennem måleudstyrets usikkerhed, som her vil blive afklaret i efterfølgende delafsnit Temperatur Til temperaturmålinger benyttes, hvor muligt, fast installerede mekaniske bimetals-termometre af producenten WIKA. Disse har en afvigelse indenfor måleområdet -20 til 90 C på op til 1 C 6. De steder hvor det ikke har været muligt at måle temperaturen grundet defekt eller på det valgte målested ikke eksisterende bimetals-termometer, er i stedet blevet benyttet infrarødt termometer model; OSXL207 fra producenten OMEGA. Dette instrument har en opgivet 7 afvigelse på +/- 2% eller 2 C (hvilken der end er størst) og et måleomdråde på -20 til +320 C visende temperaturen med ét decimal. Da den størst 5 Bilag 3 Nord Hummock Casper Tal hentet fra: Bilag 4 WIKA mekanisk termometre side 2. 7 Tal hentet fra: Bilag 5 OSXL207 side 1. Side 12 af 91

13 forekommende temperatur i systemet ikke overstiger 85,0 C vil, ifølge producenten, den målte værdi aldrig afvige med mere end 2 C fra den faktiske. OSXL207 termometeret indikerer temperaturen ud fra dens linse som opfanger måleområdets afgivne infrarøde termiske radiation. Den hyppigste fejlkilde ved benyttelse af denne slags instrument er at måle fra en så stor afstand at andre varmekilders radiation kommer ind i målefeltet og falsificerer resultatet. Dette undgås ved altid at foretage målingen i en maksimal afstand ikke større end 10 cm. Yderligere afvigelse kan forekomme da der i denne situation ønskes værdien for mediet som strømmer inde i stålrørene, men instrumentet måler stålrørets overfladetemperatur. Det er af gode grunde ikke muligt at komme til at måle direkte på mediet, og da der kan forventes et temperaturfald gennem stålet forekommer yderligere afvigelse ud over de førnævnte maks. 2 C. Størrelsen af denne afvigelse afhænger af stålrørets godstykkelse og materialets varmetransmissionskoefficient, her værende henholdsvis varierende mellem 2,9mm og 6,3mm afhængig af diameter og 76 W/mK 8. Men da stålet (St. 37,0 BW) har en så høj varmetransmissionskoefficient er denne temperaturforskels størrelse vurderet så lille, at der med rimelig tilnærmelse kan ses bort fra den Tryk Til måling af tryk er alle stedet benyttet fast installerede manometre også af producenten WIKA. Disse af type Liquid-filled case som i måleomdrådet har, ved 2,5 størrelser, en afvigelse på op til 2% Elektrisk energi Hvad måling af spænding angår er benyttet multimeter fra producenten Fluke ved navn 27-II. Ved dette nets spænding på omtrent 440 V kan viste værdi ifølge producenten varierer fra virkelige værdi med op til 0,1 V 10. Til måling af strømmens størrelse er igen benyttet et produkt fra producenten Fluke, dette ved navn 323 Tangmeter, som ved måling på op til 400 A har en afvigelse på op til 2% Tal hentet fra: Bilag 6 Materiale catalogue side 9. 9 Tal hentet fra: Bilag 7 23x_53_Datasheet_new_15143, side Tal hentet fra: Bilag 8 2x_2 umdan0100, side Tal hentet fra: Bilag 9 32x umdan0000, side 14. Side 13 af 91

14 2.0 Kølevandssystemet For at opretholde den ideelle driftstemperatur på samtlige maskiner og anlæg ombord benyttes et centralt kølevandssystem. Vand benyttes grundet dets evne til at absorbere varmeenergi, samt dets fysiske form er praktisk let at transportere ved pumpning gennem rørsystemer. På skibe anvendes en kombination af lukkede og åbne anlæg således at en serie af lukkede ferskvandsanlæg køles gennem en central varmeveksler af et åbent søvandsanlæg. Denne metode tillader konditionering af ferskvandet med formålet at undgå tæring og begroning/belægning i diverse motorer, pumper, rør og varmevekslerer. Hermed er søvandets negative effekt begrænset til et separat og ved sammenligning småt system, hvor dyre komponenter bedre kan modstå omstændighederne. Samtidigt er det nødvendigt at have de lukkede anlæg, således at eventuelle lækager kan identificeres - for eksempel gennem niveaureduktion i den fælles ekspansionsbeholder. Uanset det specifikke systems opbygning og anvendelse gælder det om at beholde vandet på dets flydende form. Det er nødvendigt for; dels at bevare muligheden for transport gennem pumpning, men samtidig for at undgå beskadigelse af systemets forskellige komponenter. Som illustreret på nedenstående h,t - diagram (figur nr ) kan vandet, afhængig af det på stedet eksisterende absolutte tryk, optage en bestemt mængde energi inden det når mætningstemperaturen og begynder dets faseskifte til damp. Entalpistigning Figur 1 Visende sammenhængen mellem temperaturstigning og entalpistigning- samt mætningstemperatur afhængig af absolutte tryk. 12 Kilde: Bogen Dampkedler af K.F. Larsen Side 46. Side 14 af 91

15 Mætningstemperaturen, afhængig af absolutte tryk, er for eksempel nødvendig at kende ved anvendelse i varmevekslere fungerende som kondensatorer for skibets keddel. Yderligere benyttes efterfølgende i projektet sammenhængen mellem temperaturstigning og entalpistigning sammen med aktuelle specifikke massestrøm til at bestemme overførte energimængder gennem anlæggene. Kølevandets entalpistigning er forårsaget af varmetransmission som igen er forårsaget af en temperaturforskel mellem kølevandet og det der ønskes kølet. Varmeenergien vil altid strømme fra det stof med den højeste temperatur til det i omgivelserne med en lavere temperatur. Varmetransmissionens (P overført ) størrelse afhænger af det aktuelle areal hvor de forskellige stoffer har kontakt, temperaturforskellen samt varmetransmissionskoefficienten. Denne koefficient bestemmes yderligere ud fra indvendigt varmeovergangstal (x 1 ), tykkelse (δ 1,2,3 ) og varmekonduktivitet (λ 1,2,3 ) af mellemværende materialer og slutteligt af det udvendige varmeovergangstal (x 2 ) resulterende i et temperaturforløb som grafisk illustreret nedenfor (figur nr. 2). P overført Figur 2 Grafisk eksempel af temperaturforløb og resulterende varmetransmission gennem en serie af materialer med forskellige tykkelser og varmekonduktiviteter. Efter at vandet har optaget den overførte energi skal det som tidligere nævnt transporteres gennem rørsystemet via en pumpe. Pumpen skaber en trykforskel mellem dens tilgangsside og afgangside, som medfører et flow der transportere vandet til delsystemets respektive køler eller overbord. Side 15 af 91

16 2.1.0 Søkølevandssystemets opbygning Byggende på førnævnt statiske driftssituation gives her en indledning til det centrale kølevandssystem begyndende med søvandsdelen. Til dette formål benyttes nedenstående (figur nr. 3) visende rørsystemets opbygning med samtlige komponenter. Generelt gældende for rapporten illustrerer den grønne farve søvandsdel, blå farve ferskvandsdel, grå farve dampdel og rød farve aflukkede dele. Imens figur nr. 3 søger at give overblik over aktuelle del af det samlede centrale kølevandssystem, så fungerer den samtidig som referencepunkt til dybdegående fokuspunkter, værende de nummererede stiplede cirkler. Imens vandets vej og mødte komponenter forklares bliver disse efterfølgende dybere analyseret i kronologisk rækkefølge. Søvandet suges ind gennem den lave søkiste og forgrener sig til henholdsvis køle-søvandspumpen (1) og til ferskvandsgeneratorens søvandspumpe (4). Efter kølesøvandspumpen (1) som er i drift strømmer vandet til henholdsvis centralkøleren (2) og til dumpekondensatoren (3) og fra ferskvandsgeneratorens søvandspumpe (4) til selve ferskvandsgeneratoren (5). Overbord Overbord Høj sugning Overbord Lav sugning Figur 3 Rørdiagram med komponenter over søvandssystemet med opdeling over følgende fokuspunkter. Side 16 af 91

17 2.1.1 Søvandskølepumperne (1) Pumpen og motoren som driver den er et samlet produkt; model EMC-250 MCT fra den japanske producent Taiko Kikai Industries. Ud fra skibets dokumentation 13 over pumper og deres specifikationer benyttes 37 KW motor der kører 100% belastning svarende til 1774 omdr/min ved 60 Hz givende et faktisk driftspunkt målt af skibsbyggeren under jomfrurejsen for over 4 år siden på 360 [m 3 /h] og 25 [m] løftehøjde. For at finde det præcise driftspunkt i nuværende situation findes totaltrykforskellen (Δp tot ) over pumpen, som er summen af den statiske trykforskel (Δp stat ), den dynamiske trykforskel (Δp dyn ) og den geodætiske trykforskel (Δp geo ). Den statiske trykforskel findes ved forskellen mellem indgangstryk og afgangstryk som er målt til følgende ved givne statiske driftssituation: p stat, ud = 392 [kpa] - p stat, ind = 73 [kpa] = Δp stat = 319 [kpa] Den dynamiske trykforskel er nul hvis tilgangsflangen og afgangsflangen fra pumpen har samme indvendige diameter, hvilket de i dette tilfælde har værende 220 [mm] 14 : Δp dyn = 0 [kpa] Den geodætiske trykforskel er kun aktuel hvis manometrene målende tilgangs og afgangstryk har forskelligt højdemæssigt målepunkt målepunktet har her samme højde: Δp geo = 0 [kpa] Δp MMM = Δp smmm + Δp MyD + Δp MMM Δp MMM = = 319 [kpa] Fra totaltrykforskellen findes løftehøjden (H) i det aktuelle driftspunkt via følgende formel ud fra saltvands densitet (ρ) ved 16 C og tyngdeaccelerationen (g): H = Δp MMM ρ k = 319 = 31,75 [m] 1,023 9,82 Ud fra trykhøjden findes nu driftspunktet hvor denne skærer pumpekarakteristikken i QH-kurven (figur nr ) på følgende side. Det skal her bemærkes at pumpekarakteristikken kun er præcis for en enhed med helt intakte komponenter, og den kan derfor være meget misvisende ved groft kaviteret eller slidt impeller/pumpehus. Grundet dette blev søsterpumpen med cirka samme mængde driftstimer inspiceret, og der blev fundet en generel toleranceafvigelse på kun 0,5 1 [mm]. Denne afvigelse vurderes til at have en mindre effekt på validiteten af fundne driftspunkt, og der ses derfor bort fra denne i følgende afsnit. 13 Følgende tal hentet fra: Bilag 10 M42_1 side Tal hentet fra: Bilag 11 EMC_E side Pumpekarakteristik hentet fra: Bilag 12 Test Report side 1. Side 17 af 91

18 Figur 4 - Visende pumpekarakteristik og aktuelle driftspunkt for benyttede kølevandspumper. Aflæste driftspunkt giver et volumenflow på 270 [m 3 /h] værende 25% mindre end det af skibsbyggeren målte flow. Årsagen til dette fremkommer formentlig hovedsagligt på grund af den øgede modstand i rørsystemet og varmevekslere forårsaget af begroning og belægninger. Uanset findes den specifikke massestrøm fra aflæste volumenflow (Q) og søvandets densitet (ρ): m = Q ρ = = 76,73 [ kk s ] Ud over den specifikke massestrøm er det relevante for denne undersøgelse den fra nettet optagne effekt (P 1 ) samt totalvirkningsgraden (ƞ tot ) til senere sammenligning med energioptimalt system. Virkeeffekten findes ud fra strømforbruget (I B ) ved normal drift målt til 59,3 [A], elmotorens faseforskydningsvinkel (Cosφ) aflæst på mærkepladen til 0,87 og den aktuelle spænding (U) ved tilgangen til elmotoren målt til 443,2 [V]: P 1 = U I Cosφ 3 = 443,2 59,3 0,87 3 = 39603,6 [k] Totalvirkningsgraden for enheden findes ved forholdet mellem tilførte virkeeffekt (P 1 ) og afgivne hydrauliske effekt (P Hyd ) som fås af følgende udregning: P HyM = H k ρ Q = 31,75 9, = 23921,7 [k] 3600 ƞ MMM = P HyM = 23921,7 P ,6 = 60,4% Side 18 af 91

19 Til at skabe overblik og fungerende som referencepunkt til senere undersøgelser resumeres kendte og relevante værdier for fokuspunkt nr. 1 i følgende illustration (figur nr. 5). Yderligere findes entalpien (h) ved hjælp af freeware programmet prop 16 ud fra eksisterende temperatur (t) og tryk (p). M 3 ~ P 1 =39,6 [kw] P Hyd =23,9 [kw] ƞ tot =60,4% p 2 =392 [kpa] p 1 =73 [kpa] t 1,SØ = 16,3 m 1,sø = 76,73 [ kk s ] h 1,SØ =67,29 [kj/kg] Figur 5 - Visende fokuspunkt nr. 1 med tilhørende data. 16 Hentet fra: AAMS-Campus filarkiv. Side 19 af 91

20 2.1.2 Centralkølerene (2) Centralkøleren der er i brug er en traditionel pladevarmeveksler model MT202H - IP -253 af producenten MyTec Co., Ltd., med et varmeoverførende areal på 208,3 [m 2 ] 17. Dennes formål er at lade varmeenergien fra ferskvandssystemet overføre til søvandet som derefter pumpes overbord. Følgende illustration (figur nr. 6) viser målte søvandstemperatur og deraf fundne entalpistigning gennem varmeveksleren: t 3,SØ = 25,2 h 3,SØ = 106 [kj/kg] Δh 1 = 36,4 [kk/kk] P 1,MMMMMMMM = 2792,97 [kk] m 1,sø = 76,73 [ kk s ] t 2,SØ = 16,6 h 2,SØ = 69,6 [kj/kg] Figur 6 - Visende fokuspunkt nr. 2 med tilhørende data. Ud fra ovenstående findes entalpiforskellen (Δh 1,SØ ) mellem tilgang (h 2,SØ ) og afgang (h 3,SØ ), og yderligere ud fra denne sammen med specifikke massestrøm (m 1,sø) fundet i fokuspunkt nr. 1, findes den i varmeveksleren modtagede effekt (P 1, Modtaget ): Δh 1,SØ = h 3,SØ h 2,SØ = ,6 = 36,4 [kk/kk] P 1,MMMMMMMM = Δh 1 m 1,sø = 36,4 76,73 = 2792,97 [kk] 17 Tal hentet fra: Bilag 13 Plate type heat exchanger, side 2. Side 20 af 91

21 2.1.3 Dumpekondensatoren (3) Under denne driftssituation er dumpekondensatoren ikke i brug af besparelsesmæssige årsager. Dampproduktionen fremkommer alene ved hjælp af udstødskedelen, og for at sikre et så højt damptryk som muligt ved den lave belastning på hovedmotoren er by-pass ventilen i stedet i brug. Til- og afgangsventil på søvandssiden er i tilfælde af utætte dampventiler knebet 1/8 omgang åbne af sikkerhedsmæssige årsager. Dette medfører et flow af ubetydelig størrelse, og der ses derfor bort fra dette. Figur 7 - Visende fokuspunkt nr Ferskvandsgeneratorens søvandspumpe (4) Pumpen er som skibets andre pumper fra producenten Taiko Kikai Industries, og denne en model: EMC- 125MD. Efter samme fremgangsmåde som benyttet ved søkølevandspumpe i afsnit findes ud fra totaltrykforskellen (Δp tot ) pumpens løftehøjde (H), og yderligere ud fra den, pumpens driftspunkt: Δp MMM = Δp smmm + Δp MyD + Δp MMM Δp MMM = = 217 [kpa] H = Δp MMM ρ k = 217 = 21,6 [m] 1,023 9,82 Da løftehøjden her blev fundet til kun 45% af det på installationstidspunktet testede løftehøjde på 48 [m] 18, samtidig med at der ingen sammenhæng kunne skabes med pumpens QH-kurve, blev pumpens impeller og hus inspiceret. Som billedet til højre viser, (figur nr. 8) er impelleren kraftigt kaviteret med et pumpehus i matchende stand. Da impelleren er udført i materialet bronze kan dette kun være forårsaget af at pumpens NPSH R værdi under normale driftssitaution ikke overholdes. Emnet vil der blive set nærmere på i afsnit 3.0 om det teoretisk optimerede system. Imidlertid blev pumpen i dens daværende stand geninstalleret da der på tidspunktet ingen reservedele var til stede, 18 Tal hentet fra: Bilag 14 M42_1 side 25. Figur 8 - Visende kaviteret impeller på ferskvandsgeneratorens søvandspumpe ombord M/T Nord Hummock. Side 21 af 91

22 og flowet forsøges derfor i stedet fundet ud fra fokuspunkt nr. 5 i følgende afsnit Hvad angår den fra nettet optagne virkeeffekt forårsager de kaviterede pumpekomponenter yderligere et problem, da pumpemotorens, på mærkepladen opgivne faseforskydningsvinkel, kun gælder ved maks. nominelle belastning. På trods af at strømmens størrelse (I B ) her er målt til 48,9 [A], som kun er få ampere under den nominelle belastningsstrøm (I n,b ) opgivet til 53,3 [A] 19, så er den formentlig hovedsagligt en reaktiv strøm. Da det ikke har været muligt at måle den faktiske faseforskydningsvinkel, vises i stedet her (figur nr. 9) princippet i forskellen mellem den nominelle hovedsagligt aktive strøm, med en opgivet faseforskydning (Cosφ) = 0,85, og den formodede faktiske strøm: I W I n,b I B φ B φ n Figur 9 - Visende principskitse over forskellen mellem nominelle hovedsagligt aktive strøm, og målte formentlig hovedsagligt reaktive strøm. Da der umiddelbart ikke er andre muligheder, udregnes den fra nettet optagne virkeeffekt ud fra pumpens nominelle data. Dette afviger i ukendt omfang fra den nuværende situation, men er mere passende overfor det realistiske scenarie der følger efter at pumpens komponenter er blevet renoveret/udskiftet: P 1 = U D I D Cosφ 3 = ,3 0,85 3 = [k] Fundende og efterfølgende udregnede (se næste afsnit og slutningen af bilag 16) værdier sammenfattes i nedenstående illustration (figur nr. 10) over fokuspunkt nr. 4: I WL M 3 ~ P 1 =34,5 [kw] P Hyd =3,2 [kw] ƞ tot =9,4 % p 2 =281 [kpa] p 1 =69 [kpa] 19 Tal hentet fra: Bilag 15 M42_1 side 27. t 4,SØ = 16,4 m 2,sø = 15,25 [ kk s ] h 4,SØ =67,39 [kj/kg] Figur 10 - Visende fokuspunkt nr. 4 med tilhørende data. Side 22 af 91

23 2.1.5 Ferskvandsgeneratoren (5) Som nævnt i sidste afsnit var det grundet pumpens stand umuligt at finde et realistisk flow ud fra pumpekarakteristikken. I stedet forsøges det her ud fra tilgangs- og afgangstemperaturen sammenholdt med den nødvendige kondenseringsenergi, som der skal til for at producere den af ferskvandsgeneratoren målte drikkevandsmængde. Trykket i ferskvandsgeneratorens kondensator er målt til 0,12 [Bar] absolut tryk, hvor ved tørmættet damp ifølge prop har en entalpi på 2590 [kj/kg]. Ved samme tryk og en afgangstemperatur på drikkevandet ved 31 C er denne entalpi faldet til 125,7 [kj/kg]. Ud fra den daglige pejling af drikkevandstanken bliver der hver 24 timer produceret 11,8 [m 3 ] vand, hvilket gennem følgende formel, der sammendrager ferskvands densitet (ρ FW31 ), volumenflowet (V) og mængden af sekunder på et døgn (86400), finder den specifikke massestrøm (m DDDDDMDMDM): m DDDDDMDMDM = V ρ FW = 11,8 995, = 0,136 [ kk s ] P MfMDDMM = m DDDDDMDMDM h DDDDDMDMDM = 0,136 ( ,7) = 335,2 [kk] Den af drikkevandet afgivne effekt skal matche den af søvandet optagne effekt med et mindre varmetab til omgivelserne, som der her efter egen vurdering med rimelighed kan ses bort fra. På denne måde kan følgende udtryk opstilles: P AfMDDMM,MDDDDMDMDM = P MMMMMMMM,S.W. P AfMDDMM,MDDDDMDMDM = m S.W. (h S.W.AfMMDM h S.W.TDlMMDM ) Ligesom tidligere findes søvandets entalpi for henholdsvis tilgang og afgang vha. prop ud fra den målte temperatur, samt at søvandets massestrøm isoleres, resulterende i følgende udtryk: m S.W. = P AfMDDMM,MDDDDMDMDM (h S.W.AfMMDM h S.W.TDlMMDM ) = 335,2 (89,7 67,39) = 15,25[kk s ] Denne massestrøm svarer til et volumenflow på 53,7 [m 3 /h], hvilket kun er 61% af det på installationstidspunktet målte flow på 88 [m 3 /h] 20. Grunden til denne markante forskel er selvfølgelig de kraftigt kaviterede pumpekomponenter, nærmere beskrevet sidste afsnit. 20 Tal hentet fra: Bilag 14 M42_1, side 25. Side 23 af 91

24 Målinger og udregnede resultater samles i følgende illustration over fokuspunkt nr. 5 (figur 11): m DDDDDDDDDD = 0,136 [ kk s ] t 6,SØ = 21,3 h 6,SØ =89,7 [kj/kg] m 2,sø = 15,25 [ kk s ] t 5,SØ = 16,4 h 5,SØ =67,39 [kj/kg] Figur 11 - Visende fokuspunkt nr. 5 med tilhørende data. 2.2 Søkølevandsystemet opsummering Indledningsvist blev der søgt at give læser overblik over systemet gennem figur nr. 3, visende rørdiagram med komponenter samt følgende fokuspunkter. I disse fokuspunkter blev den specifikke massestrøm gennem søvandssystemets 2 separate strenge fundet til henholdsvis 76,73 [kg/s] for centralkøleren og 15,25 [kg/s] for ferskvandsgeneratoren. Massestrømmen gennem ferskvandsgeneratoren kunne ikke findes ud fra før benyttede fremgangsmåde, da pumpehusets indmad var kaviteret så meget at pumpens opgivne karakteristik ikke kunne benyttes. Imens fandtes den fra nettet optagne virkeeffekt for de 2 pumper i drift, værende for søvandskølepumpen 39,6 [kw] og for ferskvandsgeneratorens ejektorpumpe 34,5 [kw]. Dette forbrug blev sammenlignet med nyttearbejdet gennem en udregning af pumpeenhedernes totalvirkningsgrader. Disse fremkom gennem en sammenligning mellem tilførte virkeeffekt og den hydrauliske udregnede effekt, værende for søkølevandspumpen ƞ MMM = 60,4%, og for ejektorpumpen ƞ MMM = 9,4% (i nuværende sitaution værende meget kaviteret). Side 24 af 91

25 2.3.0 Ferskkølevandssystemets opbygning Efter samme fremgangsmåde og metode som benyttet til søvandsdelen af systemet, gennemgås nu ferskvandsdelen. For at undgå for megen gentagelse henvises til bilag nr. 16 for de udregninger og målingsbehandlinger der ligger til grund for fundne værdier. Efter punktreference i nenstående tabel henvises disse værdier til en position på figur nr. 12, som viser rørdiagram med komponenter over ferskkølevandssystemet. Den eneste afvigelse fra virkeligheden i denne figur er en fiktiv varmeveksler der illustrerer samtlige mindre komponenter så som kompressorer, hjælpemotorer osv. Denne del af kølevandssystemet er delt i 2 separate anlæg, hvor højtemperatur (H.T.) delen varetager hovedmotoren og ferskvandsgeneratoren, og lavtemperatur (L.T.) delen alle resterende enheder. I L.T. delen strømmer vandet først fra pumpe A og B til centralkøleren, hvor den kølede mængde bestemmes af en 3-vejsventil, hvis fordeling (værende 63% mod punkt 3 og 37% mod punkt 4) afhænger af afgangstemperaturen fra den i systemet sidst kølede enhed. På denne måde holdes temperaturen konstant uafhængigt af ændrende belastninger på maskineriet. Efterfølgende kommer vandet til endnu en 3-vejs ventil, men denne er fast indstillet og fordeler 74% af vandet mod smøreoliekøleren efterfulgt af H.T. køleren, og 26% mod skylleluftskøleren efterfulgt af alle mindre enheder. Punktreference (Nr.) Specifikke massestrøm (m ) [kg/s] Temperatur (t) [ C] Entalpi (h) [kj/kg] 1 135,00 31,2 131, ,00 31,2 131, ,05 31,2 131, ,95 31,2 131, ,95 17,1 72, ,00 26,0 109, ,90 26,0 109, ,90 29,3 122, ,10 26,0 109, ,10 28,2 118, ,10 32,0 136, ,90 30,9 129, ,76 33,2 139, ,76 69,9 292, ,76 81,0 339, ,76 76,3 319, ,72 76,3 319,5 18 4,04 76,3 319,5 Pumpereference (Bogstav) Fra nettet optagne effekt (P 1 ) [kw] Hydraulisk effekt (P Hyd ) [kw] A 52,15 42,93 41,21 B 52,02 42,93 41,22 C 12,25 7,49 61,13 D 7,23 Totalvirkningsgrad (ƞ tot ) [%] Side 25 af 91

26 Ekspansions- tank Forvarmer F.W. generator 16 A Pumpe D Hovedmotor Højtemperatur-del Lavtemperatur-del H.T. køler 14 Pumpe C A 12 Pumpe A 2 1 Skylleluftskøler Smøreoliekøler Centralkøler Pumpe B 11 7 Symbolsk varme- veksler for mindre enheder 11 Figur 12 - Rørdiagram med komponenter over ferskkølevandssystemet med opdeling over følgende fokuspunkter. Side 26 af 91

27 Ud fra resultaterne angivet i tabellen, side 25, er der mindre konflikter som umiddelbart bør forklares. Til en begyndelse ses på den i centralkøleren afgivne effekt som her findes ud fra den specifikke massestrøm samt entalpifaldet gennem køleren: P 5 AfMDDMM = m 4 (h 4 h 5 ) = 49,95 (131 72,31) = 2931,57 [kk] Denne effekt bør med et mindre påregnet tab til omgivelserne svare til den af søvandet optagne effekt vist i figur nr. 6 over fokuspunkt 2, side 20: P 1,MMMMMMMM = Δh 1 m 1,sø = 36,4 76,73 = 2792,97 [kk] Her findes en betydelig forskel på 138,6 [kw], hvilket efter egen vurdering kun kan være forårsaget af en kombination af afvigelser fra både temperaturmålinger, og forholdsvist upræcise målinger og aflæsninger til fremfinding af det specifikke masseflow. Begrundelsen er den i afsnit 1.5 beskrevne usikkerhed i benyttede udstyr og metode, som i situationen ikke kan være anderledes. Efter samme metode som ovenfor findes samtlige overførte effekter, og eventuelle usammenhænge fremhæves hvor begge mediers tilstande kendes 21 : Enhed: Effekt [kw] Forskel [kw] Centralkøleren P 5 Modtaget 2792,97 138,6 P 1 Afgivet 2931,57 Smøreoliekøleren P 8 Modtaget 1359,64 - Skylleluftkøleren P 10 Modtaget 316,25 - Alle mindre enheder P 11 Modtaget 621,27 - H.T. Køleren P 12 Modtaget 669,3 59,1 P 13 Afgivet 728,4 Hovedmotor P 15 Modtaget 1104,4 - F.W. Generator P 16 Afgivet 468,07 - Når der efterfølgende benyttes ovenstående effekter, hvor forskellen kendes, bruges altid den største effekt konsekvent for at varetage worst case scenarie. Det er her interessant at se på, hvor stort et brændstofforbrug der i nuværende situation benyttes, for at for at transportere fundne effekter ud af systemet. 21 For udregninger af fundne effekter se bilag 16. Side 27 af 91

28 2.4 EL-produktion og samlet forbrug Den elektriske energi ombord bliver i givne driftssituation produceret af ét ud af tre generatorsæt, model 6M21AL-EV x 900 kw fra producenten Yanmar. Disse generatorsæt har et af producenten opgivet specifikt brændstofforbrug på 192 [g/kwh] 22 (med afvigelse på op til +3%) ved benyttelse af brændstof: Heavy Fuel Oil (380 cst ved 50 C) med et mindste energiindhold på 42,7 [MJ/kg]. Jævnfør vedlagte brændstofanalyse 23 fra bunkring i Houston, Texas d. 1/08/2012 er modtaget 640 tons RMG 380 som umiddelbart overholder nævnte specifikationer. Jævnfør Casper rapporten for perioden med dette fuel benyttet, har det en målt brændværdi på 40,94 [MJ/kg,] 24 hvilket kun er cirka 1,7 [MJ/kg] under det ved testen målte specifikke brændstofforbrug, og der antages derfor hvad dette angår ingen større afvigelse. Samtidigt skal det bemærkes at det af producenten opgivne specifikke brændstofforbrug kan afvige kraftigt fra virkeligheden grundet den muligt varierende stand af motorens komponenter, så som brændstofdyser, tæthed af ventiler/stempelringe osv. Månedligt foretages kontrol af disse parametre bl.a. gennem præcise elektronisk målte p/v-diagrammer, hvis resultater summeres i en performance rapport. Det kan i dette dokument 25 valideres at der kun er mindre variationer i motorernes arbejdstryk, værende forskellige fra hverandre med ikke mere end 7 [Bar]. Der kan dog derfor stadig argumenteres for at et mere præcist specifikt brændstofforbrug kunne findes ud fra de i brændstofsystemet installerede flowmetre. Men på grund af at disse er over 4 år gamle er der en rimelig mulighed for at de ikke længere er præcise. Denne påstand underbygges af en udført måling, som sammenholdt med den fra generatoren leverede effekt, giver et usandsynligt småt specifikt brændstofforbrug på 105,3 [g/kwh]. Endeligt konstateres at det af producenten opgivne specifikke brændstofforbrug på 192 [g/kwh] er det mest korrekte tal at anvende i følgende undersøgelser. Ud fra forudgående afsnit er den samlede belastning for søvandsdelen af kølevandssystemet fundet til 74,1 [kw], og for ferskvandsdelen 123,65 [kw], værende i alt 197,75 [kw]. I den givne driftssituation svarer det til 38,18 % af den samlede belastning af generatorsættet på 518 [kw] 22, som yderligere visuelt understreges af figur nr. 13 til højre. Her ses det tydeligt at kølevandssystemet samlet set står for en meget betydelig del af den samlede belastning, hvor det samtidigt er interessant at se på det resulterende brændstofforbrug (b tot ). Af traditionsmæssige årsager vælges her at gøre dette per døgn 22 Følgende tal hentet fra: Bilag 17 M41_2, side 3,4. 23 Bilag 18 Nord Hummock HFO LS bunker houston 1-Aug 12 CE report. 24 Tal hentet fra: Bilag 3 Nord Hummock Casper 051 nederste tabel. 25 Bilag 19 Aux_eng_performance_Aug Figur 13 - Visende belastningsfordelingen af generatorsættet. Side 28 af 91

29 gennem følgende formel, hvor det specifikke brændstofforbrug (b s ) sammenholdes med generatorsættets belastning(p TOTBel ): b MMM = b s P TOTBMl24 = 0, = 2386,94 [kk/døkn] 2,39 [ mt døkn ] Og af den mængde står kølevandssystemet for følgende: b Køl = b s P KølBMl24 = 0, ,75 24 = 911,23 kk mt 0,91 [ døkn døkn ] Den aktuelle pris på Heavy Fuel Oil IFO/RMG 380 varierer meget afhængig af købstidspunkt og placering. Ifølge bunkerindexet er prisen dagsdato (værende 20/ ) i Houston, Texas 616,5 US$/mt 26. Ved at sammenholde dette med det forbrug som kølevandssystemet forårsager og den aktuelle kurs mellem den danske krone (ddk) og den amerikanske dollar (US$) på 582,26 27, bliver det til 3271,- ddk per døgn. 2.5 Delkonklusion Foreløbig er fundet at det komplette system er resultatet af 3 galvanisk adskilte anlæg, værende højtemperatur ferskvandsdelen (H.T. F.W.), lavtemperatur ferskvandsdelen (L.T. F.W.) og søvandsdelen (S.W.). Temperaturen i hvert respektive system opretholdes konstant på ønskede setpunkt ved hjælp af termostatiske 3-vejsventiler, som by-passer hver deres køler med den nødvendige mængde for at temperaturen ikke bliver for lav ved det konstante høje flow. I H.T. delen skal temperaturen holdes konstant på 81 C, i L.T. delen 31 C og i søvandsdelen pumpes vandet direkte gennem centralkøleren uden temperaturjustering. Som et led i at opnå forståelse og overblik over det komplette anlæg er fundet samtlige temperaturer og specifikke massestrømme, hvorfra de overførte effekter i systemets varmevekslere er udregnet. Samtidigt er forbruget og nuværende driftsomkostninger for givne driftscenarie udregnet, benyttende bedst fremskaffelige værdier. Sammenhængen i disse tjener at give fuldstændig indsigt i nuværende systems opbygning og virkemåde. 26 Tal hentet fra: d. 20/ Tal hentet fra: d. 20/ Side 29 af 91

30 3.0 Det teoretiske optimerede system: Til opbygningen af det energimæssigt optimerede system ses indledningsvist på valget af reguleringsform. Ved regulering kan der som bekendt benyttes flere forskellige former; drøvling, by-pass, on/off og omdrejningsregulering. Hver har deres fordele og ulemper, værende for drøvling typisk ukompliceret men med en del spildenergi, og for omdrejningsregulering typisk mere kompliceret men uden spildenergi. For at illustrere forskellen og størrelsen på mulig reduceret spildenergi benyttes nedenstående grafer visende pumpekarakteristikker. Figur 14 - Viser forskelle på reguleringsformer. 28 Af ovenstående grafer ses, at der ved kapacitetsregulering af pumperne gennem omdrejningsregulering kun bruges den energi, som er strengt nødvendig for at det ønskede driftspunkt opnås. Ved at nedregulere omdrejningstallet følger pumpekarakteristikken affinitetsparabler, faldende i flow og løftehøjde, ned til de ønskede værdier som beregnes senere. Denne form for regulering gør det samtidigt teknisk muligt, uanset driftssituation, at tilpasse flowet således at kun den absolut nødvendige energimængde bruges til at køle skibets enheder. Nu da reguleringsformen er valgt er næste trin at finde de pumper som bedst egner sig til 28 Illustration fra: Bilag 20 Præsentation om energioptimering side 20 af Knud Frederiksen fra ABB Group. Side 30 af 91

31 omdrejningsregulering i den givne situation. Her ses først og fremmest på højeffektive pumpeenheder der kan levere samme flow og løftehøjde, som de allerede installerede pumper. Efter en grundig undersøgelse af markedet er valgt TP pumper fra producenten Grundfos. Disse pumper er alle vertikale 1-stadie pumper, hvis driftsmæssige specifikationer på et 60 Hz el-net, som det ombord M/T Nord Hummock, kan findes via producentens dimensioneringsprogram WebCAPS. Til omdrejningsregulering af TP pumpeenhederne er valgt et af forfatteren kendt produkt VLT AQUA Drive fra producenten Danfoss. Disse frekvenskonvertere kan, afhængig af et eksternt signal, nedregulerer den til motoren afgivne frekvens og spænding, og derigennem bestemme omdrejningstallet ned til en anbefalet minimumsværdi af pumpens nominelle maks. Samtidigt leveres alle TP pumper med højeffektive motorer, alle inden for IE2- eller 3 energiklassificering, hvis fordel beskrives senere i afsnit 4.1, side 47 om identificering af spildenergi. Ud fra Grundfos s WebCAPS 29 søgefunktion findes først pumpeenhed til erstatning for de nuværende installerede søvandspumper, som har et opgivet driftspunkt på 360 [m 3 /h] ved en løftehøjde på 25 [m] 30. Samtidigt findes fra VLT AQUA Drives produktkatalog en frekvenskonverter med passende specifikationer 31 : Optimal enhed: TP /4 A-F-B-DBUE med flow på 373 [m 3 /h] ved en løftehøjde på 26,9 [m] benyttende 37 [kw] motor ved 1765 [omdr/min]. 32 Bedst passende konverter: FC202.P37K.65.C1 med IP 55 kaplingskassificering. 31 Som erstatning for ferskvandsgeneratorens nuværende installerede søvandspumper, som har et opgivet driftspunkt på 88 [m 3 /h] ved en løftehøjde på 48 [m] 33 : Optimal enhed: TP /4 A-J-A-GQQV med flow på 89,4 [m 3 /h] ved en løftehøjde på 49,6 [m] benyttende 22 [kw] motor ved 1769 [omdr/min]. 34 Bedst passende konverter: FC202.P22K.40.B2 med IP 55 kaplingskassificering. 31 Som erstatning for L.T. F.W. pumper med opgivet driftspunkt på 310 [m 3 /h] ved løftehøjde på 30 [m]: Optimal enhed: TP /4 A-F-B-DBUE med flow på 314 [m 3 /h] ved en løftehøjde på 30,7 [m] benyttende 37 [kw] motor ved 1765 [omdr/min]. 35 Bedst passende konverter: FC202.P37K.65.C1 med IP 55 kaplingskassificering. 31 (Samme enheder som til søvandsdelen) 29 Webadresse: e=yes&appl=&pumpdesign=&flow=360&flowunit=uc_m3/h&head=&headunit=m, benyttet d. 20/ Tal hentet fra: Bilag 21 M42_1 side Bedst matchende konverter frundet fra: Bilag 22 Web_FC200_DKDDPB14B902_AP, side Tal hentet fra: Bilag 23 PdfStreamerTP side Tal hentet fra: Bilag 14 M42_1 side Tal hentet fra: Bilag 24 PdfStreamer3TP side Tal hentet fra: Bilag 25 PdfStreamer2TP side 3. Side 31 af 91

32 Det kunne argumenteres at erstatningspumperne burde dimensioneres ud fra nuværende anlægskarakteristik, således at drift var sikret i pumpernes optimalpunkt. Men her er i stedet påregnet at ved en rensning af diverse kølere, som foretages jævnligt ud fra skibets Planned Maintainence Schedule (PMS), vil anlægskarakteristikken returnere til omtrent den ved nybyggede karakteristik, som nuværende pumper er dimensioneret ud fra. Da H.T. F.W. kølepumperne til sammenligning med de andre pumper i systemet er små, og optager en forholdsvist lille virkeeffekt fra nettet, vurderes det ufordelagtigt at se nærmere på optimering af disse. Det fremstiller også et reguleringsmæssigt problem, da en reduktion i flowet gennem hovedmotoren kan forårsage en dødtid af ukendt størrelse og derved gøre det samlede system reguleringsmæssigt ufunktionelt i praksis. Nu da reguleringsformen og erstatningspumper er valgt, undersøges det om disse pumper kan fungere uproblematisk under givne driftsforhold. Både pumpernes komponenter, men også driftsmæssige egenskaber, bliver som bekendt beskadiget hvis ikke den fra producenten opgivne NPSH R værdi overholdes. For at sikre dette findes NPSH A for hver af de 3 pumpeplaceringers tilgange ud fra højest tænkelige forekommende temperatur og flow. Først ses på søvandskølepumpen, hvor højest mulige søvandstemperatur er 32 C og et flow på 373 [m 3 /h]. Det gøres ud fra følgende formel hvor aktuelle absolutte tilgangstryk (p Mbs,MMM,DDM ) optivet i [kpa] fratrækkes aktuelle damptryk for væsken (p MMmp ) 36, og divideres med densiteten (ρ 32 sødmdm ) ganget tyngdeaccelerationen (k): NPSH A,søDMDMsDølMpumpM = (p Mbs,MMM,DDM p MMmp32 sødmdm ) ρ 32 sødmdm k = (73 4,241) 1,023 9,82 = 6,845[m] Ved aflæsning af pumpens NPSH R -kurve 37 findes værdien til 4,52 [m], hvilket med en sikkerhedsmargin på 0,5 [m] skal være større end de ved tilgangen eksisterende forhold: NPSH A,søDMDMsDølMpumpM > NPSH R + 0,5[m] 6,845 > 5,02 = O. K. Her skal det bemærkes at søvandspumpernes tilgangstryk varierer med den aktuelle dybgang for skibet, hvorfor tilgangstrykket bør være indsat i formlen som det lavest forekommende. Desværre er det en måling som ikke er blevet foretaget, og dette kan derfor ikke undersøges teknisk korrekt. Under omstændighederne 36 Findes ved tabelopslag i bogen: Centrifugalpumpen af Grundfos side Bilag 23 PdfStreamerTP side 3. Side 32 af 91

33 er forholdene om kavitation for denne pumpe i orden, og der ses efterfølgende på ferskvandsgeneratorens søvandspumpe og på de 2 L.T. F.W. kølevandspumper efter samme fremgangsmåde: NPSH A,F.W. GMDMDMMMD S.W.pumpM = (p Mbs,MMM,DDM p MMmp32 sødmdm ) ρ 32 sødmdm k = (61 4,241) 1,023 9,82 = 5,65[m] Ved aflæsning af pumpens NPSH R -kurve 38 findes værdien til 3,08 [m]. NPSH A,F.W. GMDMDMMMD S.W.pumpM > NPSH R + 0,5[m] 5,65 > 3,58 = O. K. Ved aflæsning af pumpernes NPSH R -kurve 39 findes værdien til 4,12 [m]. NPSH A,F.W.L.T. pumpmd = (p Mbs,MMM,DDM p MMmp32 fmdsddmdm ) ρ 32 fmdsddmdm k = (109 4,241) 1,023 9,82 = 10,43[m] NPSH A,F.W.L.T. pumpmd > NPSH R + 0,5[m] 10,43 > 4,62 = O. K. Det kan ud fra denne teoretiske udredning konkluderes at der ingen problematikker bør forekomme grundet kavitering. Samtidigt er der andre forhold hvad angår omkringværende temperatur og kapslingsklasser for at sikre henholdsvist den nødvendige køling af den elektriske motors vindinger, og beskyttelse mod de i området specifikke forhold. Producenten anbefaler at der tilføres rigeligt med luft af en temperatur ikke større end 40 C 40 til motorens position. Dette er vurderet overholdt grundet skibets ventilationssystem, som kontinuerligt leverer friskluft til samtlige motorer i maskinrummet, hvor der ellers i bestemte områder kan blive op mod 60 C. Det er også nødvendigt at holde motoren over et minimums omdrejningstal på 12% af maks., for at sikre at den mekaniske blæser på motorens aksel kan varetage tilstrækkelig køling. Dette kan umiddelbart overholdes gennem programmering af frekvenskonverterene. Med kapslingsklassen IP 55 er motorerne 41 og frekvenskonverterene 31 skærmet mod støv og vandstråler i en sådan grad, at det ingen konsekvens har for deres fortsatte drift, hvilket i maskinrummet er nødvendigt da der hyppigt opstår lækager af diverse væsker under tryk. 38 Bilag 24 PdfStreamer3TP side Bilag 25 PdfStreamer2TP side Tal hentet fra: Bilag 26 TP_60_Hz side Tal hentet fra: Bilag 27 TP_60_Hz side 30. Side 33 af 91

34 Imens er der andre aspekter som typisk skal tages i betragtning ved benyttelse af frekvensregulerede pumper: Harmoniske forstyrrelser. Elektromagnetiske forstyrrelser. Højfrekvente strømme i motorkonstruktionen. Frekvensomformeren kan påvirke omkringværende elektriske installationer grundet dens virkemåde, hvilket gør det nødvendigt at sikre sig at dens emitterede mængde forstyrrelser ikke overskrider de andre forbrugeres immunitet overfor disse. Samtidigt forårsager de harmoniske strømme en øget belastning af generatoren, som kan medfører et øget brændstofforbrug af betydelig størrelse. En dybere udredning af disse forhold findes dog ikke relevant for dette projekts formål, og problematikken afhjælpes ved benyttelse af harmoniske filtre, som dæmper deformationen af sinusformen, som det illustreres med følgende figur nr Figur 15 Visende forskellen på strømmens udformning uden og med harmonisk filter. Som det ses af illustrationen dæmper det harmoniske filter AHF010 fra Danfoss den harmoniske forstyrrelse, og returnere sinuskurven til sin, stort set, originale form. Imidlertid medfører dette dog et yderligere tab i form af filterets virkningsgrad, her opgivet til 0, Mængden af spildenergi forårsaget heraf anses, til sammenligning med mængden uden filter, for minimal. Hvad angår højfrekvente strømme er det fra producenten opgivet at dette kun forekommer i pumpeenheder benyttende motorer af en størrelse over 75 [kw] 43, hvorfor det her umiddelbart ikke er et problem. For alligevel at sikre undgåelse af unødigt vedligehold kan eventuelt benyttes isolerede lejer eller jording af akslen. 42 Illustrationer og data hentet fra: Bilag 28 High_AHF_MO008A02, side Tal hentet fra: Bilag 27 TP_60_Hz fra kapitlet om Motor Protection, side 30. Side 34 af 91

35 3.2 Reducering af rør- og komponentmodstande Hvad angår et energioptimalt anlæg er det samtidigt oplagt at snakke om reduktion af anlæggets modstand. Jo lavere modstand der er i anlægget, jo mindre energi kræver det selvfølgelig at tranportere vandet igennem det. Et sådan energieffektivitetsmæssigt forsvarligt anlæg opnås gennem fjernelse af unødige rørbøjninger og ventiler, samt at der til de nødvendige ventiler benyttes dem som bygger på skydeeller kugledesign med fuldt gennemløb. Men ombord på skibe prioriteres pladsen generelt på en sådan måde, at der altid kan lastes så meget som muligt, hvilket altid resulterer i et meget kompakt maskinrum. Identificering af unødige rørbøjninger, indsnævringer, ventiler og deres samlede modstandskoefficienters betydning for det nødvendige tilførte energiforbrug, finder forfatteren derfor ikke dette relevant, projektets tidsramme taget i betragtning. Det formodes umuligt grundet restriktionerne givet af manglen på ledig plads, og nuværende rørføring anses for et kompromis resulterende heraf. Imidlertid findes det dog relevant at komme ind på den termostatiske 3-vejsventil, som uden tvivl bidrager meget til anlæggets samlede modstand. Denne påstand underbygges af ventilens konstruktionsmæssige opbygning som medfører en voldsom indsnævring og et momentant retningsskifte af vandstrømmen, som det ses af følgende figur nr Figur 16 Visende termostatiske 3-vejsventilers konstruktionsmæssige opbygning. Denne ventil er dog et nødvendigt onde, da søvandstemperaturer på ned til -2 C kan forekomme. Uden muligheden for at by-passe kølerne kan det ikke sikres at kølevandstemperaturen kan holdes oppe på det nødvendige niveau, som skal til for at opretholde de ønskede driftstemperature. Andre opbygninger gennem kombinering af bestemte ventiler kunne eventuelt erstatte 3-vejsventilerne, men igen fylder disse i relation pladsmæssigt så meget, at det ikke er en praktisk mulig erstatning. Selvom 3-vejsventilerne rent modstandsmæssigt har en negativ effekt, så har de, som det vil blive behandlet i følgende afsnit, samtidigt positive egenskaber hvad angår det reguleringstekniske. 44 Figur hentet fra: Bilag 29 Datasheet_H_Thermostatic_Valve_0812_Rev4 side 8. Side 35 af 91

36 3.3 Reguleringens funktionsmæssige opbygning Indledningsvist var tænkt at implementere temperatursensorer hvis afgangssignal skulle benyttes som PV (procesvariabel) signal i en regulator med lav forstærkning, og derigennem nedregulere CV (controlvariabel) signalet således at omdrejningerne langsomt blev tilpasset mest fordelagtigt i henhold til fortsat funktionalitet og energieffektivitet. Men grundet den fundne kompleksitet af systemets opbygning samt problematikken angående for lav temperatur nævnt i foregående afsnit, har det været nødvendigt at finde en anden løsning. Da den til H.T. F.W. delen af systemet tilførte effekt bliver overført til L.T. F.W. delen gennem H.T. køleren, som sammen med den tilførte effekt fra smøreoliekøleren, skylleluftkøleren osv. yderligere bliver overført til S.W. delen af systemet gennem centralkøleren, er det svært at forudsige hvordan den optimale regulering bør opbygges. Så endeligt er det valgt at regulere L.T. F.W. pumperne ud fra den termostatiske 3- vejsventils mekaniske stilling i H.T. F.W. delen, og på samme måde regulere søvandskølepumpen efter den termostatiske 3-vejsventils mekaniske stilling i L.T. F.W. delen. Efter denne opbygning vil pumperne falde i omdrejninger så længe at 3-vejsventilen by-passer dens respektive køler, og vil stabilisere sig i det omdrejningstal som passer med at alt flowet sendes gennem køleren. Sammenhængen illustreres imidlertid med figur nr. 17 vist på følgende side. Denne figur viser øverst et udsnit at systemets ferskvandsdel indeholdende 3-vejsventilen til H.T. delen, som får dens signal fra hovedmotorens afgang. Dette udsnit viser samtidigt 3-vejsventilen i L.T. delen af systemet, som får dens signal fra hjælpemotorens afgang. Det nederste udsnit er af søvandsdelen, visende søvandskølepumpen og centralkøleren, der selvfølgelig her ses fra søvandssiden. De elektroniske signaler fra positionssensorene ved 3-vejsventilerne til regulatoren, og regulatorens afgangssignal til frekvenskonverterne ved pumperne illustreres alle med orange stiplede linjer. Som det ses af illustrationen er regulatorene her indtegnet ud fra deres interne virkemåde, og det er for at bringe fokus videre til regulatorenes forstærkning. Da denne valgte opbygning af omdrejningsreguleringen nu bygger på en allerede eksisterende regulering i form af de termostatiske 3-vejsventiler, er det vigtigt at regulatorenes forstærkninger indstilles med dette i tanke. Ved et reduceret kølebehov vil det i teorien ikke være nødvendigt med en kort indreguleringsperiode hvad pumpeomdrejningerne angår, da 3-vejsventilerne bare vil by-passe kølerne, og på denne måde opretholde temperaturen indtil at flowet blev reduceret. Men ved et øget kølebehov kan 3-vejsventilerne ikke momentant sende mere vand gennem deres respektive kølere, da de allerede er fuldt åbne grundet reguleringens opbygning. Her er det nødvendigt med en forholdsvist stor forstærkning, for momentant at forstørre flowet, og derigennem holde temperaturen i systemet nede på det ønskede sætpunkt. Side 36 af 91

37 Figur 17 Visende den funktionsmæssige sammenhæng og opbygning af reguleringen. Side 37 af 91

38 Resultatet er at der gennem en praktisk indkøringsperiode af anlægget skal findes passende forstærkninger til at opnå en regulering der giver en kort indsvingning af procesvariablen, ligesom det illustreres af følgende figur nr : Af figuren vises principielle indsvingningsforløb ved forskellige størrelser af regulatorforstærkninger. Den orange stiplede linje viser en proces der grundet en stor forstærkning giver et stort oversving med efterfølgende til ro faldende pendling. Den fuldoptrukne mørkeblå viser en proces der over lang tid opnår samme værdi som setpunktet, grundet en lav forstærkning. Og den røde fuldoptrukne viser en proces der med et lille oversving hurtigt og uden efterfølgende pendling bliver sammenfaldende med sætpunktet, hvilket her er optimalt. Hvad søvandsdelen af ferskvandsgeneratoren angår, så består denne af en enkelt streng med en enkelt køler, og der kan her fint reguleres efter en temperatursensor. Opbygningen illustreres af nedenstående figur nr. 19: Figur 18 Visende indsvingning af PV ved forskellige forstærkninger. Figur 19 Visende den funktionsmæssige sammenhæng af reguleringen for ferskvandsgeneratorens søvandspumpe. 45 Modificeret illustration fra: Bilag 30, Web_FC200_DKDDPB14B902_AP, side 8. Side 38 af 91

39 3.4.0 Det mindst mulige flow Nu da det er blevet etableret at erstatningspumperne kan fungere under værst tænkelige forhold, var det tænkt at finde det mindst mulige flow som ville være tilstrækkeligt til at holde diverse maskineri på optimale driftstemperatur i givne statiske driftssituation. Det er blevet forsøgt gennem en serie af forskellige fremgangsmåder, men har vist sig umuligt uden at antage en så stor mængde af forskellige værdier, at det endelige resultat fremkom absolut ubrugbart. I stedet er det valgt at finde erstatningspumpernes driftspunkter ud fra en konservativ vurdering byggende på systemets nuværende flow og by-pass mængde. Da temperaturen ved nuværende opbygning reguleres gennem termostatisk styrende 3-vejsventiler, recirkuleres en stor mængde af vandet uden om kølerne, og tjener derfor ikke andet formål end at nedbringe dødtiden en smule, samt at forbedre varmeovergangstallet med en brøkdel grundet det større flow L.T. F.W. systemet (Pumpe A og B) Indledningsvist ses på L.T. delen af F.W. systemet, hvor der i nuværende statiske driftssituation bruges 104,17 [kw], gennem pumpe A og B, på at opnå en samlet specifik massestrøm på 135 [kg/s]. Som tidligere beskrevet i afsnit 2.3, køles kun 37% (49,95[kg/s]) af denne massstrøm i centralkøleren, og de resterende 63% (85,05[kg/s]) by-passes udenom gennem 3-vejsventilen. Det er af disse værdier vurderet at, ved at sende 100% gennem køleren kan flowet nedbringes, og ved en lavere indgangstemperatur til efterfølgende maskineri kan samme køling opnås. Et konservativt forslag til reduktionen i flow er af forfatteren her fastsat på ned til 90% af nuværende, og efterfølgende undersøgelse udregnes heraf. For at finde erstatningspumperne model TP /4 s driftspunkt i dette anlæg findes nuværende anlægskarakteristik. Det skal her bemærkes at denne ændre sig uforudsigeligt ved at 3- vejsventilens åbning nu sender alt vandet til centralkøleren. Der kan dog under omstændighederne ikke spekuleres på, hvilken effekt dette har på anlægskarakteristikken, ud over at det formentligt forstørre modstanden ved samme flow, og der ses nødsagent bort fra dette. fremkommer: Ud fra nuværende pumpe A og B s drifstpunk findes konstanten, hvoraf anlægskarakteristikken H smmm + H MyD = k Q 2 k = H smmm + H MyD (0 + 32,4) Q 2 = = 0, k 0, , , , , , , , , Q[m3/h] H(=k Q2)[m] 0 1,36 5,44 12,24 21, ,96 66,64 87,04 Denne karakteristik vises sammen med nuværende pumpekarakteristik ved flow på 488 [m 3 /h], samt pumpekarakteristikken for erstatningspumperne i paralleldrift ved det reducerede flow. For at finde omdrejningshastigheden der på hver pumpe giver det ønskede flow, benyttes affinitetslovene til omregning Side 39 af 91

40 af pumpekarakteristikkerne. Den basale sammenhæng i affinitetslovene illustreres til højre (figur nr ) imens udregningerne vises til venstre: Q D Q x = n D n x ,6 = 1765 n x n x = 1588,5 [ omdr min ] H D = n 2 D H x n x 30,7 H x = ,5 2 H x = 24,87 [m] P 2D = n 3 D P 2x n x 37 P 2x = ,5 3 P 2x = 26,97 [kk] Anlægskarakteristikken er vist ved den røde graf, nuværende pumpekarakteristik er vist ved den grønne graf, og optimerede pumpekarakteristik er vist ved den blå graf i følgende figur nr. 21: Figur 20 - Illustrerende sammenhæng i affinitetslovene. Figur 21 Visende anlægskarakteristik og pumpekarakteristikkerfor L.T. F.W. kølesystemet. Af grafen aflæses det nye driftspunkt for TP /4 pumperne i paralleldrift for det aktuelle anlæg til flow: 442 [m 3 /h] og løftehøjde: 27,2 [m]. Ud fra dette driftspunkt findes den opgivne aktuelle virkningsgrad for pumpen via Grundfos program webcaps til 80,4%, hvilet er 3,3% mindre end hvad der kan præsteres i optimalpunktet, vist på grafen med en grøn stiplet cirkel. Elmotorens virkningsgrad er i dette nedregulerede 46 Illustration hentet fra: Bilag 31 TP_60_Hz side 29. Side 40 af 91

41 driftspunkt opgivet, også fra webcaps, til 95,1, og samtidigt medtages frekvenskonverterens og det harmoniske filters virkningsgrader på henholdsvis 0,98 47 og 0, Med disse kendt kan den fra nettet optagne virkeeffekt findes ud fra driftspunktets P 2 effekt, fundet sidste side til 26,97 [kw] per motor: P 2x 26,97 P 1PMDMllMlMDDfM = 2 = 2 = 59,06 [kk] ƞ x ƞ fdmddmds ƞ fdlmmd 0,951 0,98 0, Søvandssystemet (søvandskølepumpen) Efterfølgende ses på søvandsdelen af systemet, hvor alt flowet fra søvandskølepumpen strømmer gennem centralkøleren, fokuspunkt nr. 2, og efterfølgende overbord. Formålet her ville igen være at finde det flow der lige akkurat ville være tilstrækkeligt til at reducere afgangstemperaturen på det kølede medie til den ønskede værdi. Grundet samme problematik som beskrevet i ovenstående afsnit regnes igen i stedet med et konservativt forslag til en reduktion i flow ned til 90% af nuværende, og dette udføres efter tidligere benyttede fremgangsmåde. Ud fra søkølevandspumpens driftspunkt findes anlægskarakteristikken for den streng som går gennem centralkøleren. Da afgangen fra denne streng ender i en højde over kølen sammenfaldende med sugningen fra søkisten, regnes den statiske løftehøjde for nul. k 0, , , , , , , , , Q[m 3 /h] H(=k Q 2 )[m] 0 1,09 4,36 9,81 17,44 27,25 39,24 53,41 69,76 H ADlæM = k Q 2 + H smmm k = H ADlæM H smmm Q 2 = 31, = 0, Ved hjælp af affinitetslovene findes omdrejningstal og ny pumpekarakteristik for erstatningspumpen for det reducerede flow: Q D Q x = n D n x ,5 = 1765 n x n x = 1540 [ omdr min ] H D = n 2 D H x n x 26,9 = H x 1540 H x = 20,49 [m] P 2D = n 3 D P 2x n x 37 = P 2x 1540 P 2x = 24,58 [kk] 47 Tal hentet fra: Bilag 32 Web_FC200_DKDDPB14B902_AP, side Tal hentet fra: Bilag 33 High_AHF_MO008A02, side 1. Side 41 af 91

42 Anlægskarakteristik og pumpekarakteristikker er vist med samme farvevalg og betegnelser som tidligere i følgende figur nr. 22: Figur 22 Visende anlægskarakteristik og pumpekarakteristikkerfor S.W. kølesystemets søkølevandspumpe. Ved nuværende anlægsforhold kan aflæses et driftspunkt for erstatningspumpen til et flow på 238 [m 3 /h] ved en løftehøjde på 24,9 [m]. Jævnfør webcaps har pumpen her en virkningsgrad på 81,2% og elmotoren en virkningsgrad på 95,1%, svarende til en fra nettet optaget virkeeffekt fundet af følgende udtryk: P 2x 24,58 P 1SøDMDMsDølMpumpMD = = = 26,91 [kk] ƞ x ƞ fdmddmds ƞ fdlmmd 0,951 0,98 0, Søvandssiden af ferskvandsgeneratoren Hvad angår strengen til ferskvandsgeneratoren findes anlægskarakteristik, pumpens omdrejningstal og resulterende pumpekarakteristik igen efter samme fremgangsmåde. Overbordventilen i denne streng er placeret 3,2 meter over søkisten (sugningen), hvorfor den statiske løftehøjde her bidrager til dens samlede løftehøjde. Grundet pumpens nuværende stand har det ikke været muligt at benytte den for pumpen opgivne karakteristik, som det har i tidligere tidfælde. I stedet fokuseres kun på anlægskarakteristikken ud fra det i afsnit udregnede driftspunkt, samt erstatningspumpens aktuelle karakteristik. H ADlæM = k Q 2 + H smmm k = H ADlæM H smmm 21,6 3,2 Q 2 = 53,7 2 = 0, k 0, , , , , , Q[m3/h] H(=k Q2+Hstat)[m] 3,2 5, , , , ,01 Side 42 af 91

43 På grund af at nuværende pumpes tilstand gør at pumpen kun kan give et flow på 53,7 [m 3 /h], hvilket har vist sig tilstrækkeligt til at ferskvandsgeneratoren kan operere normalt, regnes med at erstatningspumpen nedreguleres til at arbejde i samme driftspunkt: Q D Q x = n D n x 82,2 53,7 = 1769 n x n x = 1156[ omdr min ] H D = n 2 D H x n x 50,2 = H x 1156 H x = 21,59 [m] P 2D = n 3 D P 2x n x 22 = P 2x 1156 P 2x = 6,2 [kk] Figur 23 Visende anlægskarakteristik og pumpekarakteristik for ferskvandsgeneratordelen. Der aflæses et driftspunkt for erstatningspumpen til et flow matchende det af nuværende pumpe på 54 [m 3 /h] ved en løftehøjde på 21,6 [m]. Jævnfør WebCAPS har pumpen her en virkningsgrad på 69,1% og elmotoren en virkningsgrad på 94,7%, svarende til en fra nettet optaget virkeeffekt: P 2x 6,2 P 1F.W.GDMDMMMD pumpmd = = = 6,82 [kk] ƞ x ƞ fdmddmds ƞ fdlmmd 0,947 0,98 0,98 Side 43 af 91

44 3.5 Andre forhold og fordele Ved installation af alt maskineri til søs, er det endvidere nødvendigt at have dette klassificeret af det klasseselskab som rederiet er underlagt. Her er Danfoss den producent på markedet med flest godkendelser, 49 og dette aspekt stiller derfor ingen problematikker i henhold til benyttede udstyr. Hvad yderligere fordele ved optimerede anlæg angår, så medfører den bedre virkningsgrad på bl.a. benyttede elmotorer en generelt lavere driftstemperatur. Dette giver et mindre behov for køling, som gør at der kan benyttes en mindre mekanisk ventilator. Resultatet af alt dette er et mindre varmetab, længere levetid for viklinger og lejer og i sidste ende mindre vedligehold. 3.6 Delkonklusion Ud fra en gennemgang af mulige reguleringsformer blev kapacitetsregulering af pumpeenhederne gennem omdrejningsregulering fundet mest fordelagtig, da der her elimineres den største mængde spildenergi. Dette benyttes sammen med moderne højeffektive erstatningspumper, motorer, frekvenskonvertere og harmoniske filtre for yderligere at forbedre effektiviteten for det teoretisk optimerede system. En yderligere reduktion i spildenergi gennem reduktion af rør- og komponentmodstande blev grundet forholdene ikke fundet mulig. Som eksempel blev her benyttet anlæggets adskillige 3-vejsventiler, som der trods deres store bidrag til anlæggets samlede modstand ikke er mulige at afskaffe, da de bidrager til den fundamentale funktionalitet af systemets reguleringstekniske opbygning. Da S.W. delen køler L.T. F.W. delen, som endvidere køler H.T. F.W. delen af systemet, blev det konstateret nødvendigt at nedregulere de respektive pumper ud fra 3-vejsventilernes mekaniske stillinger. Dette gøres gennem en regulator med en forstærkning som skal findes ud fra praktiske forsøg, for at undgå resulterende pendling af hele processen i forekommende scenarier, så som ved manøvre af hovedmotoren. Ud fra en vurdering blev mindst mulige flow fastsat, og erstatningspumpernes tilførte virkeeffekt for den statiske driftssituation blev udregnet ud fra deres i anlægget fundne driftspunkt. 49 Information hentet fra: benyttet d. 11/ Side 44 af 91

45 4.0 Forbrugssammenligning Ved anlæggets nuværende tilstand blev konstateret et samlet forbrug på 197,75 [kw] alene fra kølevandssystemets nuværende statiske driftssituation, resulterende i et beregnet brændstofforbrug på 0,91 [mt/døgn]. Gennem den teoretiske optimering af anlægget udført i foregående afsnit, blev det fundet muligt at nedbringe den fra nettet samlede optagne virkeeffekt til 112,27[kW]. Denne værdi fremkommer ved summering af erstatningspumpernes udregnede effektoptag, som overskueliggøres til sammenligning med optaget for uoptimerede pumpeenheder i følgende tabel: Pumpeenhed: Uoptimeret virkeeffketoptag: [kw] Optimeret virkeeffektoptag: [kw] Søkølevandspumpen 39,6 26,91 Ferskvandsgeneratorens 34,53 6,82 søvandspumpe L.T. F.W. pumperne 104,17 59,06 (Pumpe A + B) H.T. F.W. Pumpen 12,25 12,25 (Pumpe C) H.T. F.W. Pumpen 7,23 7,23 (Pumpe D) Sammenlagt 197,75 112,27 Ud fra det optimerede system beregnes det nu reducerede brændstofforbrug. Det gøres efter samme fremgangsmåde benyttet tidligere i afsnit 2.4 om el produktion og forbrug, hvor der her benyttes samme værdier for specifikt brændstofforbrug samt aktuelle priser for heavy fuel. Den benyttede formel sammenholder igen det specifikke brændstofforbrug (b s ) med kølevandssystemets belastning af generatorsættet (P KølBel ): b KølOpMDmMDMM = b s P KølBMl24 = 0, ,27 24 = 517,34 kk mt 0,52 [ døkn døkn ] Ved sammenligning med forbruget for systemets uoptimerede tilstand findes en reduktion på 393,9 kg heavy fuel pr. døgn. Denne mængde svarer, under førnævnte forhold, til en reduktion i brændstofomkostninger på 1 413,- ddk pr. døgn, da systemet før kostede 3 271,- ddk pr. døgn, men nu kun koster 1857,- ddk pr. døgn. Denne besparelse på 43% er stadig rent teoretisk, og fremkommer grundet den konservative vurdering af mulig flowreduktion for givne forhold samt benyttelse af højeffektive pumpeenheder. Spekulation på muligheden for yderligere at reducere flowet, og identificering af nuværende spildenergi behandles i følgende afsnit. Side 45 af 91

46 4.1 Identificering af spildenergi Besparelsen er hovedsagligt grundet den estimerede mulige flowreduktion, da det, som det fremgår af affinitetslovene, reducerer effektbehovet i tredje potens ved sammenhørende reduktion i omdrejninger. Selvom denne rapport er afgrænset til at fokusere på det givne specifikke driftsscenarie, findes det stadig relevant kortfattet at spekulere på muligheder i denne reguleringsteknik under andre forhold. Specielt da skibet her, som nævnt i rapportens forord, er isklassificeret. De nærmere forhold hvad dette angår uddybes ikke specifikt da disse er omfattende, men resultatet er at skibe kan og har lov til at sejle i isfyldt farvand. Da rederiet har været villig til at betale de ekstra omkostninger dette medfører, må påregnes deres hensigter på at udnytte denne egenskab. Her fra kan umiddelbart tænkes at skibet vil tilbringe mere tid geografisk i områder med koldt havvand end for eksempel ved ækvator hvor havvandet er varmt. Set fra dette perspektiv maksimeres det optimerede systems potentiale, da der som benævnt ved koldere søvand yderligere kan nedjusteres i pumpeenhedernes omdrejningstal. Samme princip gælder for den tid som skibet tilbringer ved for eksempel halv fart, da der her er en mindre mængde varmeenergi som skal transporteres ud af systemet grundet den mindre belastning af maskineriet. Den principielle fordel ved dette forsøges visuelt illustreret gennem følgende figur nr.24, hvor der for eksempel i et formodet ofte forekommende scenarie (nr. 3 nedenfor) i et koldt område ved 12 knob kan spares over halvdelen af nuværende forbrug. Figur 24 Visende principielle forskelle mellem uoptimeret og optimeret anlæg i forskellige scenarier. Ovenstående figur understreger samtidigt sammenhængen i den varierende mængde af spildt energi afhængig af det aktuelle driftsscenarie. Jo lavere belastning der er på maskineriet og jo lavere havvandstemperaturen er, jo mere energi spildes på grund af det uoptimerede systems reguleringsforms manglede evne til at variere flowet. Side 46 af 91

47 En kilde til spildenergi som i modsætning er nær konstant uanset omkringværende forhold, er den som fremkommer grundet ueffektive elmotorer. Som eksempel ses på nuværende søvandskølepumpe, hvis 37 kw elmotorer har en fra producenten opgivet virkningsgrad på 90,5% 50. Ved aflæsning på grafen nedenfor (røde markering på figur nr ), er denne under den laveste energiklassificering. Figur 25 Visende EU standarder indenfor energiklassificering af elmotorer. Til sammenligning benyttes her erstatningsenheden for søvandskølepumpen, hvis 37 kw elmotors virkningsgrad er, som nævnt i afsnit 3.4.2; 95,1%. Ved igen at aflæse på grafen ovenfor findes her, markeret med blåt, at denne elmotor er indenfor energiklassificeringen IE3. Fordelen ved dette forsøges her understreget gennem følgende basale udregning af hver elmotors resulterende tab: Tab 90,5% = P 1 1 ƞ 90,5 = 40,88 (1 0,905) = 3,88 [kk] Tab 95,1% = P 1 1 ƞ 95,1 = 38,91 (1 0,95,1) = 1,91 [kk] Af udregningen ses at tabet er reduceret med 49,2%, hvilket ud fra de i afsnit 2.4 nævnte forhold angående omkostninger for elproduktion svarer til en årlig besparelse fundet gennem følgende udredning. Denne sammenholder specifikke brændstofforbrug (b s ) med tabets reducerede størrelse (P Tabsreduktion ) over antallet af timer på et år: Besparelse = b s P TMbsDMMuDMDMD Timer Pris = 0, , ,5 5,82 = , ddk Selvom bidraget af dette til den samlede besparelse til sammenligning er lille, så gælder den principielle fordel af en høj virkningsgrad her i alle aspekter i systemet, og for den sags skyld hele skibet. Endvidere er fordelen af det reducerede samlede forbrug over tid ikke konstant, men proportionalt voksende med udviklingen af oliepriserne som i skrivende stund vokser kraftigt. 50 Tal hentet fra: Bilag 34 M-42_1 side Modificeret udgave af figur hentet fra: Bilag 35 Præsentation om energioptimering side 12 af Knud Frederiksen fra ABB Group. Side 47 af 91

48 5.0 Konklusion Indledningsvist blev de fundne data for systemet samlet i en procesanalyse, som der gennem figur nr. 3 side 16 og figur nr. 12 side 26, giver et komplet overblik over systemets nuværende opbygning og sammenhæng. Det blev her fundet at systemet består af 3 delsystemer, som hver varetager deres specifikke temperaturområde. Disse er højtemperatur ferskvandsdelen (H.T. F.W.), lavtemperatur ferskvandsdelen (L.T. F.W.) og søvandsdelen (S.W.). Temperaturen i hvert delsystem opretholdes konstant på ønskede sætpunkt ved hjælp af termostatiske 3-vejsventiler, som by-passer hver deres køler med den nødvendige mængde, således at temperaturen ikke bliver for lav ved det konstante høje flow. Samtidigt blev samtlige kølevandspumpers fra nettet optagne virkeeffekt udregnet, og ud fra denne det samlede resulterende brændstofforbrug, svarede til 0,91 [mt/døgn]. For at identificere potentialet for energieffektivisering blev opstillet et optimeret system. Her blev først foretaget en gennemgang af mulige reguleringsformer, hvor kapacitetsregulering af pumpeenhederne gennem omdrejningsregulering blev fundet mest fordelagtig. Denne reguleringsform eliminerer den største mængde spildenergi i forhold til alternativerne, som det bliver illustreret vha. figur nr. 14 side 30. Reguleringsformen benyttes sammen med højeffektive erstatningspumper, motorer, frekvenskonvertere og harmoniske filtre for yderligere at forbedre effektiviteten for dette teoretisk optimerede system. Efter samme metode som benyttet til udregningen af forbruget for eksisterende system, blev for givne statiske driftssituation fundet en reduktion i den fra nettet optagne effekt på 85,48 [kw]. Denne svarer til en daglig brændstofreduktion på 393,9 [kg/døgn], der med nuværende oliepriser er en daglig besparelse på 1 413,- ddk. Ud fra en sammenligning mellem nuværende og optimerede system var det endvidere muligt at identificere de største årsager til spildenergi; Første er nuværende systems reguleringsform, hvis manglende evne til at tilpasse kølevandsflowet til de varierende forhold forårsager størstedelen af spildet. Anden årsag er de mindre effektive pumpeenheder, hvis eksempelvis drivende elmotorer har en virkningsgrad der ligger under nuværende EU standarder for energiklassificering. Endeligt kan konkluderes at der er potentiale for energieffektivisering og eliminering af spildenergi på det centrale kølevandssystem ombord M/T Nord Hummock, og at dette gøres bedst ved implementering af nævnte reguleringsform og benyttelse af højeffektive pumpeenheder. Side 48 af 91

49 5.1 Perspektivering På trods af at fundne optimering resulterer i en betydelig besparelse, der i kontrast med en løst formodet indkøbpris giver en kort tilbagebetalingsperiode på under et år, er det for D/S Norden ikke økonomisk relevant. En stor del af rederiets finansielle overskud fremkommer gennem hyppigt opkøb og salg af skibe, hvilket betyder at deres fartøjer ikke kan forventes at være i fortsat ejerskab i flere år. Selvom det virker logisk at rederiets fortjeneste på skibet, med det optimerede system installeret, vil stige tilsvarende systemets værdi er det i praksis, med nuværende marked, ikke tilfældet. Hvad angår den kommende betydning af energieffektive skibe, kan kun spekuleres på at dette aspekts udvikling i nærmeste fremtid. Taget skibets samlede daglige brændstofforbrug på ca. 30 [mt/døgn] i betragtning, er det muligt at en investering andensteds end kølevandssystemet burde have højere prioritet. Efter daglige iagttagelse er bl.a. bemærket hvordan mindre justeringer på dampforbruget vil gøre hyppige opstart af den oliefyrede kedel unødvendig. Disse opstart forbruger omtrent 2 tons HFO dagligt. 5.2 Kildekritik Hovedsagligt benyttes gennem rapporten dokumenter fra kendte producenter, hvor det ikke findes relevant at stille spørgsmål ved validiteten af givne data. Eneste mulige problematik tænkes at være gængse aspekt om producentens ønske om at maksimere deres produkters egenskaber, hvilket i salgsmaterialet kan resultere i mindre misvisende informationer. Endvidere benyttes kun webadresser, hvis størrelse og popularitet samtidigt medvirker positivt til vurderingen af deres troværdighed. På side 30 og 47 benyttes illustrationer fra en præsentation af Knud Frederiksen fra ABB Group, hvor den originale fremkomst af disse er ukendt. Det er dog gennem verbal godkendelse i orden med Knud Frederiksen, at disse illustrationer benyttes i denne rapport. Grundet hans stilling ved ABB Group, som efter egen holding er en yderst anerkendt virksomhed, vurderes hans arbejde pålideligt og korrekt. Side 49 af 91

50 5.3 Litteraturliste Bøger: Aage Birkkjær Lauritsen, Søren Gundtoft, Aage Bredahl Eriksen: Termodyamok, Teoretisk grundlag og praktisk anvendelse. 2. Udgave. Nyt Teknisk Forlag ISBN-13: Thomas Heilmann: Praktisk regulering og instrumenterin. 6. Udgave. Heilman s Forlag ISBN-13: K. F. Larsen: Dampkedler 1. Udgave. Hans Jørgensens Bogtrykkeri ISBN Grundfos research and technology: Centrifugalpumpen 1. Udgave, 2 oplag. Grundfos Management Intet opgivet ISBN nummer. Poul Erik Petersen: Elektronik 3, Elektriske maskiner. 4. Udgave, 3. oplag. Bogfondens Forlag A/S ISBN Webadresser: [Benyttet d. 3/ ] [Benyttet d. 3/ ] Side 50 af 91

51 6.0 Bilagsindeks Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag Bilag

52 Today, international trade has evolved to the point where almost no nation can be fully self-sufficient. Every country is involved, at one level or another, in the process of selling what it produces and acquiring what it lacks: none can be dependent only on its domestic resources. Global trade has fostered an interdependency and inter-connectivity between peoples who would previously have considered themselves completely unconnected. The potential benefits are clear: growth can be accelerated and prosperity more widespread; skills and technology can be more evenly dispersed, and both individuals and countries can take advantage of previously unimagined economic opportunities. Shipping has always provided the only really cost-effective method of bulk transport over any great distance, and the development of shipping and the establishment of a global system of trade have moved forward together, hand-in-hand. Those with access to natural resources; those with the ability to convert those resources into useful products for the good of mankind; and those with a requirement and the wherewithal to utilize and consume those end products are all joined by the common thread of shipping. The eternal triangle of producers, manufacturers and markets are brought together through shipping. This has always been the case and will remain so for the foreseeable future Shipping and the global economy It is generally accepted that more than 90 per cent of global trade is carried by sea. Throughout the last century the shipping industry has seen a general trend of increases in total trade volume. Increasing industrialization and the liberalization of national economies have fuelled free trade and a growing demand for consumer products. Advances in technology have also made shipping an increasingly efficient and swift method of transport. World seaborne trade figures i.e. the amount of goods actually loaded aboard ships have increased considerably since the 70 s and in 2008, reached 8.2 billion tons of goods loaded. As with all industrial sectors, however, shipping is not immune to economic downturns and 2009 witnessed the worst global recession in over seven decades and the sharpest decline in the volume of global merchandise trade. In tandem with the collapse in economic growth and trade, international seaborne trade volumes contracted by 4.5 per cent and total goods loaded went down to 7.8 billion tons in However seaborne trade bounced back in 2010 and grew by an estimated 7 % taking the total of goods loaded to 8.4 billion tons. Developing countries continued to account for the largest share of global seaborne trade (60% of all goods loaded and 56 % of all goods unloaded), reflecting their growing resilience to economic setbacks and an increasingly leading role in driving global trade. Developed economies shares of global goods loaded and unloaded were 34 % and 43 % respectively. Transition economies accounted for 6 % of goods loaded and 1 % of goods unloaded. Developing countries are expanding their participation in a range of different maritime businesses. They already hold strong positions in ship scrapping, ship registration and the supply of seafarers, and they have growing market shares in more capital-intensive or technologically advanced maritime sectors such as ship construction and ship owning. China and the Republic of Korea between them built 72.4 per cent of world ship capacity (dwt) in 2010, and 9 of the 20 largest countries in ship owning in January 2011 are developing countries. ( More on developing countries in Chapter 6 of the (UNCTAD Review of Maritime Transport 2011 Table 1 - Development of World Seaborne Trade (selected years in millions of tons loaded) Source: UNCTAD Review of Maritime Transport 2011, p.7 This document is a compilation of internal and external statistics: please check source and disclaimer on page 1 Side 52