新型精餾型自復疊小型天然氣液化系統性能優化

王輝，陳福勝，宋琦，任彬，王勤，陳光明

（1浙江大學制冷與低溫研究所，能源清潔利用國家重點實驗室，浙江 杭州310027；2上海利正衛星應用技術有限公司，上海200240）

引 言

按2000年底的統計，我國大、中型氣田 （地質儲量大于100億立方米）56個，占全國氣田總數的13.4%，其余86.6%的氣田為小型氣田［1］。由于小型氣田分布分散，且儲量不均，常規的長距離管道運輸成本較高，而這些氣田的天然氣量又不滿足大中型天然氣液化裝置的液化規模。為此，我國零散氣田和邊遠氣田天然氣長期得不到開發。而小型天然氣液化裝置與大中型液化裝置相比，具有設備簡單緊湊、投資省、移動靈活等特點［2］，適用于小型分散氣田的開發利用。

目前液化天然氣裝置主要采用復疊式液化系統、膨脹機循環系統以及混合制冷劑循環系統［3］。復疊式液化系統規模較大，結構復雜，常用于大型天然氣液化。膨脹機循環系統常用于氮氣含量較高的煤層氣［4］和自身壓力較高的管道氣液化［5］。在小型天然氣液化系統中，混合制冷劑循環占有很大比重，例如傳統的Kleemenco循環、MRC循環［6］、帶有丙烷預冷的C3／MRC循環［7］等，這些循環均可歸入自復疊液化循環類型。陳光明等［8］在1999年提出了精餾型自復疊制冷系統，將其應用于天然氣液化，可有效解決傳統混合制冷劑系統結構復雜和壓縮機回油困難的問題［9］。

本文提出一種新型精餾型自復疊小型天然氣液化系統，擬采用HYSYS?軟件對其進行性能模擬計算和優化分析，以期得到混合制冷劑成分和系統壓力位對系統性能的影響規律，為進一步開展該新系統的實驗研究奠定良好基礎。

1 系統介紹

精餾型自復疊制冷系統主要部件為壓縮機、冷凝器、精餾柱、節流裝置以及若干換熱器。系統流程如圖1所示。

系統運行時，混合制冷劑被壓縮成高溫高壓的氣體，進入冷凝器被冷卻至略高于常溫，成為氣液兩相的狀態，然后進入精餾柱。在精餾柱內，制冷劑分成兩股，一股為以高沸點組分為主的液態制冷劑，另一股為以低沸點組分為主的氣態制冷劑。以高沸點組分為主的液態制冷劑從精餾柱底部流出，進入第1換熱器內被冷卻至過冷；過冷后的制冷劑進入副節流閥節流降溫成較低溫度的兩相制冷劑，進入第2換熱器，冷卻高壓側另一股低沸點制冷劑和天然氣，后進入第1換熱器，過冷精餾柱底部流出的以高沸點組分為主的液態制冷劑；以低沸點組分為主的氣態制冷劑自下而上通過精餾柱的精餾段，與精餾柱頂部向下流的回流液進行熱、質交換。高沸點組分和潤滑油以及少量低沸點組分被冷凝下來成為回流液的一部分，剩余的大部分低沸點組分為主的氣態混合制冷劑通過精餾裝置頂部換熱器，從精餾柱頂部出口流出，依次進入第2換熱器和第3換熱器中被冷卻，再進入低溫區節流閥膨脹降溫，變成低溫低壓流體。此時低溫低壓的流體進入蒸發器中完成液化天然氣過程中最低溫度的制冷過程，然后依次返流通過第3換熱器和精餾柱中的換熱器復溫并預冷來流的高壓制冷劑和天然氣，隨后與第1換熱器出口的低壓流體混合，最后進入壓縮機吸氣口，完成整個循環。

圖1 精餾型自復疊天然氣液化系統流程Fig.1 Flowchart of new system

2 流程計算模型

本文采用HYSYS?程序對系統流程進行建模計算。圖2為利用HYSYS?軟件繪制的精餾型自復疊天然氣液化系統的流程圖。

圖2 精餾型自復疊天然氣液化系統的HYSYS程序流程Fig.2 HYSYS flowchart of new system

計算中，系統的壓縮機、節流閥直接使用軟件里的compressor模塊、valve模塊，冷凝器使用軟件的cooler模塊，精餾柱使用軟件的distillation column模塊，各個回熱器則使用軟件的LNG exchanger模塊，其通道數可以自行設定。完成系統流程建模后，需給出流程的初始參數。系統的假設條件如下：

（1）系統壓縮機的壓比為定值；

（2）壓縮機效率給定；

（3）精餾柱頂部出氣溫度為定值；

（4）三通道換熱器中兩熱流體冷端出口溫度相等；

（5）天然氣入口溫度為常溫、壓力為定值；

（6）天然氣出口溫度給定；

（7）各換熱器夾點溫差給定為2℃；

（8）各換熱器壓降給定為5kPa。

3 系統能效優化

3.1 混合制冷劑成分分組

3.1.1 確定組分 混合制冷劑的組分配比是影響精餾型自復疊制冷系統性能的關鍵參數，它們對壓縮機功耗、排氣溫度、換熱器內制冷劑水當量匹配、節流與混合過程的制冷效應等幾乎每個環節都有重大的影響。

混合制冷劑組分選取的原則如下：

（1）組分的凝固點低于最低溫度，不同組分之間沸點應具有一定跨度；

（2）其化學穩定性、組分之間是否相互影響、毒性以及GWP和ODP；

（3）組分來源的可靠性與經濟性。

對比了各種制冷劑后，選擇了 N2、CH4、C2H4、C3H8、i－C4H10這5種制冷劑作為混合制冷劑的組分，其相關熱力學參數見表1。

表1 混合制冷劑各組分的熱力學參數Table 1 Thermodynamic properties of components in mixed refrigerants

3.1.2 確定配比分類 為了更細致地研究每一種組分比例的增加或減少對整個系統的影響，計算中選取液化功相對較小的一組成分 M1（N2／CH4／C2H4／C3H8／i－C4H10：0.20／0.25／0.15／0.15／0.25）為參考成分，分別對某種組分的比例進行增加和減少，其余組分則相應按比例減少和增加。這樣一共得到另外10組配比，分別為M2～M11，見表2。

表2 配比分類Table 2 Different concentrations of mixed refrigerant groups

M2、M3兩組分別為在成分M1比例基礎上，混合制冷劑中的高沸點組分i－C4H10比例升高和降低后的成分。M4、M5兩組分別為在成分M1比例基礎上，混合制冷劑中的較高沸點組分C3H8比例升高和降低后的成分。M6、M7兩組分別為在成分M1比例基礎上，混合制冷劑中的中間沸點組分C2－H4比例升高和降低后的成分。M8、M9兩組分別為在成分M1比例基礎上，混合制冷劑中的較低沸點組分CH4比例升高和降低后的成分。M10、M11兩組分別為在成分M1比例基礎上，混合制冷劑中的低沸點組分N2比例升高和降低后的成分。

3.2 系統壓力位分組

精餾型自復疊系統的優勢在于用一臺商用壓縮機就能實現較低的制冷溫度，系統吸排氣壓力是影響精餾型自復疊制冷系統性能的另一個關鍵參數。對于給定的壓縮機而言，其運行時的壓比通常只在較小范圍內變化。常用的小型商用中高壓比壓縮機，其正常運行壓比范圍為6～8，本文選取壓縮機壓比為7。在實際中，精餾型自復疊系統壓縮機吸氣壓力 （pL）通常為200～300kPa，過低會因供液不足而使制冷量下降，過高會引起排氣壓力上升，大大降低系統的安全性和壽命。本文選取了200、225、250、275和300kPa 5個壓力作為吸氣壓力，系統的排氣壓力相應為1400、1575、1750、1925和2100kPa。這樣，就確定了5個系統壓力位。

3.3 性能計算結果與分析

在確定了以上11組混合制冷劑成分和5個系統壓力位以后，即可進行55組工況下系統性能的計算分析。圖3～圖5給出了不同成分混合制冷劑在不同壓力位下，天然氣液化量 （Qm）、壓縮機功率 （P）和單位液化功 （ω）隨吸氣壓力的變化趨勢。計算中，系統天然氣入口溫度給定為25℃，天然氣入口壓力給定為1MPa，壓縮機效率給定為0.75，天然氣出口溫度給定為－162℃，精餾柱頂部出氣溫度給定為10℃，壓縮機吸氣口混合制冷劑流量為1kmol·h－1。

圖3 天然氣液化量隨吸氣壓力變化規律Fig.3 Variation of LNG molar flow rate with suction pressure

圖4 壓縮機功率隨吸氣壓力變化規律Fig.4 Variation of power consumption with suction pressure

圖5 單位液化功隨吸氣壓力變化規律Fig.5 Variation of specific liquefaction work with suction pressure

由圖3可以看到，天然氣液化量隨吸氣壓力的變化趨勢可分為兩種類型：第1種趨勢向上凸，有極大值，在吸氣壓力大于250kPa后下降較快，與M1的變化趨勢類似，包括了 M2、M3、M5、M8、M11；第2種趨勢則是變化不大，包括了M4、M6、M7、M9與 M10。其中，M11在所有壓力位的天然氣液化量幾乎均是最大的，M7在所有壓力位的天然氣液化量均是最小的。

由圖4可以看到，除M3外，所有混合制冷劑的壓縮機功率均隨吸氣壓力的增加而幾乎線性單調減小。

由圖5可以看到，單位液化功隨吸氣壓力的變化趨勢也可分為兩種：第1種趨勢向下凹，有極小值，與M1的變化趨勢類似，包括了 M2、M3、M5、M8、M11；第2種趨勢則是單調減少，包括了M4、M6、M7、M9與 M10。其中，M11在所有壓力位的單位液化功均是最小的，M7在所有壓力位的單位液化功均幾乎是最大的；所有壓力位中M2的最低單位液化功小于M1的最低單位液化功，M4和M6的最低單位液化功與M1持平。

值得注意的是，呈現這兩種天然氣液化量變化趨勢類型的兩組混合制冷劑種類分別與呈現兩種單位液化功變化趨勢類型的兩組混合制冷劑種類相同。而且，天然氣液化量變化趨勢是向下凹類型的混合制冷劑，其單位液化功變化趨勢是向上凸類型；天然氣液化量變化趨勢是變化不大類型的混合制冷劑，其單位液化功變化趨勢是單調減少類型。究其原因在于所有混合制冷劑的壓縮機功率均隨吸氣壓力的增加而幾乎線性單調減小。

由圖6可以看到，所有混合制冷劑M1～M11的壓縮機排氣溫度 （TH）均隨吸氣壓力的增加而單調降低，在整個吸氣壓力范圍內，同一壓力下的壓縮機排氣溫度按照以下混合制冷劑的序列依次升高：M2、M9、M7、M4、M11、M1、M5、M6、M10、M8、M3。壓縮機的排氣溫度除了受混合制冷劑的成分影響外，還主要受到混合制冷劑在壓縮機吸氣口的狀態影響。圖7和圖8給出混合制冷劑吸氣溫度和吸氣干度隨吸氣壓力的變化規律。

圖6 壓縮機排氣溫度隨吸氣壓力變化規律Fig.6 Variation of discharge temperature with suction pressure

圖7 壓縮機吸氣溫度隨吸氣壓力變化規律Fig.7 Variation of suction temperature with suction pressure

由圖7可以看到，壓縮機吸氣溫度 （TL）隨吸氣壓力的變化趨勢可分為3種類型：第1種趨勢是單調下降的，為M3；第2種趨勢是單調上升的，包括M2，M7和M9；第3種趨勢是向下凹的，有極小值，與M1的變化趨勢類似，包括了M4、M5、M6、M8、M10和M11。在整個吸氣壓力范圍內，同一壓力下不同混合制冷劑的壓縮機吸氣溫度之間的大小關系沒有呈現出明顯規律性的趨勢。

圖8 壓縮機吸氣干度隨吸氣壓力變化規律Fig.8 Variation of suction quality with suction pressure

由圖8可以看到，除M3外，壓縮機吸氣干度（x）隨吸氣壓力的增加而單調減小，均進入了兩相區。M3的壓縮機吸氣干度隨吸氣壓力的增加保持不變，沒有進入兩相區。結合圖6～圖8，可以看到，在整個吸氣壓力范圍內，同一壓力下的壓縮機吸氣干度按照以下混合制冷劑的序列依次升高：M2、 M9、 M7、 M4、 M11、 M1、 M5、 M6、M10、M8、M3。該序列正好與同一壓力下的壓縮機排氣溫度依次升高的混合制冷劑序列相同，這說明壓縮機的吸氣干度明顯影響了壓縮機排氣溫度的大小。

下面根據圖3～圖6進一步分析混合制冷劑組分對系統性能的影響規律。

通過M2和M3兩種混合制冷劑與M1的對比，可以分別得知在成分M1比例基礎上，升高和降低混合制冷劑中的高沸點組分i－C4H10比例后對系統性能的影響規律。在相同的吸氣壓力下，制冷劑i－C4H10比例升高以后，天然氣液化量、壓縮機功率、系統單位液化功和排氣溫度均減小；在相同的吸氣壓力下，制冷劑i－C4H10比例降低以后，天然氣液化量僅在吸氣壓力250kPa附近增大，壓縮機功率、系統單位液化功和排氣溫度均增大。由此可知，i－C4H10作為沸點最高的組分，可以顯著降低壓縮機排氣溫度，其比例較高時，會使其余組分比例低而引起制冷量減小，從而使天然氣液化量減少，且在吸氣壓力一定時，含i－C4H10比例較大的混合制冷劑壓縮機進口帶液率高，隨著吸氣壓力的增大，混合制冷劑飽和溫度上升，帶液率不斷增大，這將嚴重影響壓縮機的壽命和使用性能，這種情況應避免。

通過M4和M5兩種混合制冷劑與M1的對比，可以分別得知在成分M1比例基礎上，升高和降低混合制冷劑中的較高沸點組分C3H8比例后對系統性能的影響規律。在相同的吸氣壓力下，制冷劑C3H8比例升高以后，天然氣液化量和壓縮機功率減小，系統單位液化功在吸氣壓力低于275kPa時增大，排氣溫度減??；在相同的吸氣壓力下，制冷劑C3H8比例降低以后，天然氣液化量減小，壓縮機功率增大，系統單位液化功增大，排氣溫度減小。由此可知，C3H8作為沸點較高的組分，作用一方面與i－C4H10相似，在比例較多時可以降低壓縮機排氣溫度；另一方面可以改善第3回熱器的回熱性能，其比例過低時，會使第3回熱器的夾點溫差出現在熱端，導致第1、2回熱器的換熱量減小，第3回熱器 損大大增加，最終導致排氣溫度上升，單位液化功增大。

通過M6和M7兩種混合制冷劑與M1的對比，可以分別得知在成分M1比例基礎上，升高和降低混合制冷劑中的中間沸點組分C2H4比例升高和降低后對系統性能的影響規律。在相同的吸氣壓力下，C2H4比例升高以后，天然氣液化量和壓縮機功率均增大，系統單位液化功在吸氣壓力225～275kPa范圍內增大，排氣溫度減??；在相同的吸氣壓力下，C2H4比例降低以后，天然氣液化量和壓縮機功率均減小，系統單位液化功增大，排氣溫度減小。由此可知，C2H4的作用主要是改善第3回熱器內中間部分的換熱過程，使兩側水當量更加匹配，避免回熱器中溫度分布偏差過大所導致的？損過大，其比例對導致單位液化功的影響比較敏感，過多或過少均會導致單位液化功增加。另外，C2H4過多會導致排氣溫度上升。

通過M8和M9兩種混合制冷劑與M1的對比，可以分別得知在成分M1比例基礎上，升高和降低混合制冷劑中的較低沸點組分CH4比例升高和降低后對系統性能的影響規律。在相同的吸氣壓力下，CH4比例升高以后，天然氣液化量和壓縮機功率均增大，系統單位液化功在吸氣壓力高于250kPa時增大，排氣溫度減小；在相同的吸氣壓力下，CH4比例降低以后，天然氣液化量和壓縮機功率均減小，系統單位液化功增大，排氣溫度減小。由此可知，CH4的作用是保證系統能夠達到較低的制冷溫度，其熱物性與天然氣相近，可以保證液化天然氣的過程中，制冷劑與天然氣保持較為匹配的水當量，它是減小液化功最主要的制冷劑成分，比例下降時，單位液化功顯著上升。另外，CH4過多會導致排氣溫度明顯上升。

通過M10和M11兩種混合制冷劑與M1的對比，可以分別得知在成分M1比例基礎上，升高和降低混合制冷劑中的低沸點組分N2比例升高和降低后對系統性能的影響規律。在相同的吸氣壓力下，N2比例升高以后，天然氣液化量減小，壓縮機功率增大，系統單位液化功增大，排氣溫度減小；在相同的吸氣壓力下，N2比例降低以后，天然氣液化量增大，壓縮機功率減小，系統單位液化功減小，排氣溫度減小。由此可知，N2的作用是降低混合制冷劑的沸點，使其可以達到更低的制冷溫度，它是實現液化天然氣具有過冷度的重要保證。其比例過高，會使排氣溫度急劇升高，且由于N2等其余組分比例降低使液化功也增大。

3.4 最優性能參數

綜合圖3～圖7可知，對于組分M11，在吸氣壓力250kPa時，與其他組分相比，單位液化功最小，天然氣液化量最大，吸排氣溫度都比較合適，壓縮機進口帶液率也比較小。故對于該流程的M11組分在250kPa吸氣壓力下的性能最佳，其參數見表3。

表3 最優性能參數Table 3 Optimal performance parameters of system

4 結 論

本文提出了一種新型精餾型自復疊小型天然氣液化系統，并采用HYSYS?軟件對其進行了性能模擬計算和優化分析，詳細研究了組分配比和系統壓力位對系統性能的影響規律，得到以下結論，為進一步開展該新系統的實驗研究奠定了良好基礎：

（1）對于不同組分配比的混合制冷劑，其單位液化功隨吸氣壓力的變化趨勢可分為向上凸和單調減少兩種類型；其天然氣液化量隨吸氣壓力的變化趨勢可分為向下凹和變化不大兩種類型；其壓縮機功率均隨吸氣壓力的增加而幾乎線性單調減??；其壓縮機排氣溫度均隨吸氣壓力的增加而單調降低。

（2）高沸點組分i－C4H10和C3H8能有效降低壓縮機的排氣溫度，減小單位液化功，但是高沸點過多會導致壓縮機吸氣帶液，嚴重損壞壓縮機；中間沸點C2H4則主要是改善第3回熱器的換熱水當量，其比例應該適中；低沸點N2和CH4則是保證系統制冷溫度、完成低溫液化的主要組分，但是其成分過多會導致系統排氣溫度過高，單位液化功也會隨著增大。

（3）通過對11種組分配比下的系統參數隨吸氣壓力變化的規律分析，得到了一組最佳配比M11 （N2／CH4／C2H4／C3H8／i－C4H10：0.14／0.27／0.16／0.16／0.27），其 最 佳 工 況 為 吸 氣 壓 力 250 kPa，排氣壓力1750kPa，此時系統的單位液化功最小，同時天然氣液化量最大。

符 號 說 明

P——壓縮機功率，kW

pL——吸氣壓力，kPa

Qm——天然氣液化量，kg·h－1

TH——排氣溫度，℃

TL——吸氣溫度，℃

x——吸氣干度

ω——單位液化功，kW·h·kg－1

下角標

H——壓縮機排氣

L——壓縮機吸氣

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