小型混合工質循環氣體液化系統實驗及優化

張 鐠 鹿來運 郭開華 魯 凱

(中山大學工學院 廣州 510006)

小型天然氣液化裝置可使得零散氣田天然氣的開發利用成為可能，有利于改善能源結構，具有廣闊的應用前景[1,2]。混合工質循環(MRC)天然氣液化系統，是采用多組分的混合工質的制冷循環來不斷地為系統提供冷量，從而使系統降溫至特定壓力的天然氣飽和溫度以下，以達到液化天然氣的目的。

目前在混合工質循環氣體液化工藝中，通常采用C1～C5的烴類以及N2作為混合工質的組成組分，且制冷循環的研究主要集中在對流程參數及混合工質組分的優化上[3,4]。通過對混合工質組分合理配比，使得在不同的溫區范圍多股流換熱器內混合工質溫度曲線與液化天然氣溫度曲線相匹配，減小傳熱溫差，從而減少能耗，提高液化效率。對混合制冷循環進行技術改進的重點之一是力求通過對流程參數及混合工質的組分的調整，尋找到給定工況下的效率最佳值[5,6]。

該研究通過建立一個以常規壓縮機驅動的小型MRC氣體液化裝置，對氣體液化工藝和混合工質制冷性能進行實驗測定，使其在穩定工況下獲得-182℃以下的制冷溫度，并制得液化空氣。同時依據系統實驗的實際工況，建立了計算模型，對循環工質的配比進行優化，分析混合工質組分組配比范圍及其對系統COP的影響，并獲得該系統的混合工質優化組份。

1 主要實驗設備及參數

該研究的混合工質循環氣體液化系統流程示于圖1。實際試驗裝置照片示于圖2。

圖1 混合工質循環氣體液化系統流程示意圖Fig.1 The schematic diagram of the gas liquefaction system

該流程包括氣體液化回路、混合工質循環回路、水冷機組預冷循環三個部分。系統中主壓縮機、預冷機組板式換熱器及多股流換熱器的性能決定了混合工質循環回路的制冷量，并將最終影響系統的液化效率。

1.1 主壓縮機

采用的主壓縮機為全封閉渦旋式壓縮機，型號為Copeland ZB11MC，其額定功率為11.25kW，排氣容積為42.1m3/h，該渦旋式壓縮機小型全封閉，具有結構緊湊、體積小、重量輕、噪音小、運行安全可靠等特點。

圖2 混合制冷劑液化裝置實圖Fig.2 Photo picture of the experiment setup

1.2 多股流板翅式換熱器

多股流板翅式換熱器是由SYSU-BP中心獨立設計并外委生產加工的，換熱器內共有3個流體通道，分別作為高壓制冷工質、低壓制冷工質以及液化氣體的通道。總換熱面積45m2，其中高壓側與低壓側通道換熱面積為38m2，低壓側與氣體液化通道換熱面積7m2。

1.3 水冷換熱器與預冷機組換熱器

用于水冷 (圖1部件2)及預冷機組 (圖1部件4)的換熱器均采用板式。流經水冷板式換熱器的混合工質被溫度為20℃的大流量冷水冷卻，混合工質在換熱器出口處的溫度一般能降至22℃左右。

預冷機組選用的型號為Copeland ZB21KQE，額定功率為2.2kW，其制冷工質為R404A，并通過板式換熱器與混合工質進行熱量交換。

1.4 主要測試儀表

實驗中壓力和溫度數據分別由壓力傳感器GE Druck PTX-5717和熱電阻PT-1000測得，并通過數據采集儀FLUKE-2860輸出；壓力傳感器的量程是0～4MPa，誤差小于0.01MPa，測溫精確度0.1℃。

2 實驗及測試結果

實際實驗中，采用了干燥、凈化的壓縮空氣取代天然氣進行液化實驗。經過除雜、壓縮、水冷并且干燥后，得到壓力為7×105Pa左右的潔凈干壓縮空氣。在實際試驗中，為了保證實際傳熱溫差并進行系統降溫能力測試，系統最低溫度應低于-175℃。

表1給出一次實驗中系統降溫過程的特征點溫度以及節流閥前后溫降隨時間的變化情況。

表1 降溫過程中特征點溫度變化Tab.1 The characteristic temperatures of the cooling process

(接上頁表1)

時間/ h節流前溫度 / ℃節流后溫度 / ℃預冷后溫度 / ℃節流溫降/ ℃29.6 31.0 33.0 35.0 37.0 39.0 41.6 44.0 46.0 48.3 50.0 51.0 53.9 55.8 57.0-128.7-129.7-129.9-135.4-137.8-140.3-145.6-149.5-152.2-156.4-167.3-171.5-177.9-180.5-181.1-140.3-140.5-139.4-142.4-143.3-144.7-150.5-154.1-156.2-160.5-170.7-174.3-180.1-182.5-183.2-16.0-15.2-12.3-11.4-10.9-9.8-11.0-10.0-8.4-8.4-9.3-11.9-16.1-18.2-18.1 11.7 10.7 9.6 7.0 5.5 4.4 4.9 4.6 4.0 4.1 3.4 2.8 2.2 2.0 2.2

實驗過程中，低溫穩態時，壓縮機出口壓力大約在10×105Pa左右，壓比為4，絕熱效率在0.70左右。降溫過程持續時間約為57h，系統達到的最低溫度為-183.2℃。

圖3給出了系統最低溫度隨降溫時間的變化關系，由圖可以看出，降溫過程存在3個降溫較快的時間段，分別如圖中1,2,3所示。降溫段1，主要制冷工質為C3H8與C2H6；降溫段2，在-120℃～-140℃的溫區，CH4對系統的降溫作用明顯；降溫段3，在-160℃～-175℃溫區，N2的降溫效果明顯。

圖3 降溫過程中節流后最低溫度變Fig.3 The lowest temperature of the refrigeration process

出現這種現象是因為混合工質的各組分在特定的系統工作壓力下，某一特定溫度范圍對應著某一組分的相變溫區，從而該對應組分可在該溫度范圍為系統提供更多的冷量，使得系統明顯降溫。由此可見，混合工質組分的配比對系統工作狀況有著重要影響。

實驗的混合工質各組分通過色譜分析測定后，確定在以下區間:N2:16%～18%，CH4:34%～36%，C2H6:16%～18%，C3H8:28%～30%，i-C4H10:≤1%，i-C5H12:≤1%；穩定工況下，系統高、低壓分別在9.5×105Pa、2.3×105Pa左右。通過對實驗數據進行分析，在低溫穩態時主壓縮機功耗為5.99kW，預冷機組功耗為1.52kW，總功耗為7.51kW，系統平均制冷量為1.85kW，系統COP為0.246。

3 優化分析結果與討論

為了有針對性地分析混合工質配比對提升實際系統效率的作用，基于上述實驗工況，建立系統優化模型。優化目標函數為循環性能系數COP最大化，即:

其中Qcold是在保證了系統能夠降溫至氣體液化溫度下進行制冷的冷量；Wc和Wpre分別為主壓縮機功率和預冷機組壓縮機功耗。

優化計算的約束條件有:1)壓縮機進口溫度在混合工質露點溫度之上，以防止壓縮機液擊；壓縮機出口溫度小于壓縮機的過熱保護溫度120℃；壓縮機絕熱效率取為0.7。2)混合工質循環回路水冷及預冷機組板式換熱器的換熱端差均不小于3K。3)節流過程為等焓過程，節流閥6節流溫差和換熱過程中窄點溫差均不小于2K，以保證多股流換熱器中高低壓工質間有足夠的傳熱溫差。4)根據實驗數據，高壓側壓損0.9×105Pa；低壓側壓損為0.4×105Pa。5)為保證系統安全運行，系統最高壓力不超過25×105Pa。

在上述目標函數和約束條件下，對混合工質中主要成分:N2、CH4、C2H6及C3H8的含量進行優化。其它兩種較重烴(i-C4H10和i-C5H12)組分摩爾比取固定值(1%)。表2列出了優化過程中主要組分的變動范圍。

表2 主要組分變化范圍(摩爾百分比)Tab.2 Variation range of the main components (mol%)

系統模擬中混合工質熱力學參數計算采用PR方程，計算程序由C++語言自行編制。優化計算的基礎工況基于實際實驗的數據，并以壓力為7×105Pa的干燥空氣為液化氣體。通過對各個混合工質組份分別攝動，研究各組份對系統制冷COP的影響，其模擬計算結果分別示于如圖4至圖7。

圖4～7虛線框中三角形為實際實驗點的組分與系統COP在圖中的表示，同時，在該實驗條件約束下的優化點也在圖中以五角星示出。可以看出，實際系統運行的效率較低，通過對混合工質組分的調整，可以使得系統COP較大提升。

圖4 壓縮機功率及系統COP隨C3H8摩爾分數變化圖Fig. 4 Illustration of the compressor power and system’s COP vary with the mole fraction of C3H8

C3H8對系統運行性能的影響由圖4示出。隨C3H8在混合工質中的摩爾分數的增大，壓縮機功耗減小，系統COP顯著增加，可見增大混合工質中C3H8的含量對增大系統冷量是有利的。然而當C3H8含量增大到一定值，如＞35%，換熱過程中窄點溫差將小于2K，使得高低壓混合工質間的熱量傳遞無法有效進行，實際運行中很難靠不斷增加C3H8含量來達到模擬計算中得到的較大系統制冷效率。另外，混合工質中C3H8含量過多還會使混合工質露點溫度上升，會增大壓縮機液擊的可能性，對系統運行不利。綜合考慮系統效率、系統運行安全和實際運行條件等因素的影響，C3H8的摩爾組份最好不超過35%。通過對圖4中實驗點與優化點的對比，可以看出，優化過程增加了C3H8的摩爾組份后，系統效率得到了有效提升。

圖5 壓縮機功率及系統COP隨CH4摩爾分數變化圖Fig. 5 llustration of the compressor power and system’s COP vary with the mole fraction of CH4

圖5示出CH4含量對壓縮機功耗及系統COP的作用關系。當CH4含量增加較多時，壓縮機功耗增大，系統COP減小。因此當工況要求制冷溫度低于-170℃時，提高混合工質中CH4含量對系統效率沒有好處，CH4摩爾組份應保持在25%左右。從圖5中可以看出，實驗點CH4的摩爾濃度較大，大大影響了系統的制冷效率，優化中通過對CH4組分的調整，系統效率可得到提升。

圖6示出C2H6含量對壓縮機功耗及系統COP的影響。隨著C2H6摩爾比份增加，壓縮機功耗減小，系統COP也隨之微略減小。可見該組分的含量也不宜過高，一般控制在15%左右。由于系統效率對C2H6含量的變化并不敏感，所以優化前后，并未對C2H6的含量進行調整；而優化組分中的其它組分均有所改變，使得系統的COP明顯增大，故實驗點與優化點呈現出如圖6中的分布情況。

圖6 壓縮機功率及系統COP隨C2H6摩爾分數變化圖Fig.6 Illustration of the compressor power and system’s COP vary with the mole fraction of C2H6

在實際運行中，混合工質中CH4、C2H6的含量不能過低，因為多股流換熱器中，高、低壓混合工質之間熱量傳遞主要是利用不同組分的不同蒸發溫度實現相變換熱，從而使系統降溫，并實現最終氣體液化溫度。因此在實際運行中，CH4與C2H6的摩爾含量之和最好控制在40%以上。

圖7給出N2含量對壓縮機功耗及系統COP的影響。隨著N2摩爾組份增大時，壓縮機功耗增大，系統COP減小。然而要獲得足夠低的制冷溫度(如-170℃以下)，N2組分含量是不可太少的。根據模擬結果，當N2組分減小到一定值的時候(＜14%時)，系統將不能順利降溫至空氣液化溫度。另一方面，增加混合工質中N2的含量，會使節流閥6前后溫降增大，提升換熱器中窄點溫差，同時系統COP會略有降低，因此N2的含量需保持在一個合理的范圍內，以保證系統降溫到液化低溫并保持較高COP。圖7中優化點的選取便是兼顧了系統COP與多股流換熱器中換熱窄點溫差后的結果。

圖7 壓縮機功率及系統COP隨N2摩爾分數變化圖Fig. 7 Illustration of the compressor power and system’s COP vary with the mole fraction of N2

通過對系統整體優化分析，并結合實際運行對節流前后溫差及換熱器中窄點溫差的要求，我們得出該循環系統混合工質的優化摩爾組份為:N2:21%，CH4:26%，C2H6:17%，C3H8:34%，i-C4H10:1%，i-C5H12:1%。在該組分下，模擬計算獲得的主壓縮機功耗為5.96kW，預冷機組功耗為1.80kW，總功耗為7.76kW，系統所獲冷量為2.56kW，系統COP為0.33。

4 結論

研究的小型混合工質循環(MRC)氣體液化流程由常規制冷壓縮機驅動，具有機組設備和流程簡單，投資省，管理方便等，易于在各種場合靈活采用等特點。通過多次成功低溫實驗，系統最低制冷溫度達到-182℃以下，且運行穩定。

通過對混合制冷工質的組分優化分析，揭示混合工質主要組分對MRC系統整體效率的影響。得到在給定的氣體液化工藝條件下的優化組分為:N2:21%，CH4:26%，C2H6:17%，C3H8:34%，i-C4H10:1%，i-C5H12:1%。

同時優化分析得出實驗系統的運行還有較大的組分配比優化空間，合理配比組分可使得該實際系統獲得更大的制冷量、氣體液化率及COP。

本文受中山大學BP液化天然氣中心(99103-9390001)項目資助，廣東省教育廳液化天然氣與低溫技術重點實驗室(39000-3211101)項目資助。(This project was supported by the SYSU-BP Center for LNG Education, Training and Research (No.99103-9390001), and the Key Laboratory of LNG Cryogenic Technology Department of Education of Guangdong Province (No.39000-3211101).)

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