半冷半壓式液化石油氣船再液化系統熱力研究

童正明， 周 勃， 祝佳棟， 賀軍成， 包佳勇

（上海理工大學 能源與動力工程學院，上海 200093）

液化石油氣（LPG）船在運輸液貨時，液貨罐內外溫差很大，外部的熱量不可避免地傳入罐內，導致液貨蒸發.當液貨罐內壓力達到一定值時，再開啟液化系統，將高壓液貨蒸氣液化，使罐內壓力降低.

國內大多數海洋工程企業都是根據國外設計單位給定的設計壓力選取液貨罐，很少有資料分析這個設計壓力是如何選取的.本文通過對不同設計壓力的再液化系統進行熱力計算，得出制冷系數、單級和雙級壓縮機功率并進行分析，以為液貨罐設計壓力的選擇提供方法.

液化石油氣船的再液化系統多采用兩級壓縮制冷系統，其中壓縮機多采用單機雙級壓縮機，這種壓縮機的高、低壓級的排量比早已被生產廠家固定下來，分為1∶3和1∶2兩種.然而在實際使用中，實際排量比并不一定符合這兩種情況.若仍按照固定的排量比使用，會使壓縮機處于不合理的運行工況，導致其效率降低，能耗上升.本文在不同設計壓力下計算得出高、低壓級的實際排量比，以此提出選取兩級壓縮系統的具體方法.

近年液化石油氣船逐漸發展為多用途液化氣運輸船，可運送多種液貨，像丙烷、丙烯、氨、丁烷等化工原料液化氣.由于這些液貨在常壓下的蒸發溫度差別較大，采用兩級壓縮制冷系統還是采用單級壓縮制冷系統的效果是不同的.本文通過對具體液貨在不同制冷量、不同設計壓力下的熱力計算，得出兩級和單級壓縮制冷系統的功率及差值，以此得出何時采用何種制冷系統最為合理，以及實現辦法.

1 再液化裝置選擇

半冷半壓式液化石油氣船的再液化裝置一般有三種類型［1－2］：單級壓縮制冷循環、兩級壓縮制冷循環和復疊式制冷循環.一般液貨常壓下的蒸發溫度在－70 ℃以下時才選用復疊式制冷循環，根據所裝載液貨常壓下的蒸發溫度，本文選用可通過管路改變切換到單級壓縮制冷循環的兩級壓縮制冷循環.

液貨蒸氣進入低壓級壓縮機壓縮后，排出氣體經中間冷卻器冷卻再進入高壓級壓縮機.兩級壓縮制冷循環中根據中間冷卻器［3］的不同，又分為中間完全冷卻和中間不完全冷卻.采用不完全冷卻的中間冷卻器結構相對簡單，容積也可以小一些.由于船上的空間有限，所以采用中間不完全冷卻的兩級壓縮制冷循環.

在進入低壓級壓縮機之前，為了進一步減少能耗、提高效率，也為了保證進入壓縮機的蒸氣過熱，設置回熱器［4］，即讓中間冷卻器中流出的液體與液貨罐內抽出的蒸氣進行熱交換.

在節流方式［5］上，選擇一級節流.相對二級節流，采用一級節流時液體可直接從冷凝壓力節流到蒸發壓力，故可以利用其壓力差實現遠距離供液，而且便于調節.

綜上所述，選用兩級壓縮一級節流中間不完全冷卻再液化系統，其原理如圖1所示.

圖1 兩級壓縮一級節流中間不完全冷卻再液化系統原理圖Fig.1 Schematic diagram of reliquefaction system with two－stage compression，one－stage throttling incomplete intercooling

2 再液化裝置熱力循環

采用再液化系統制冷循環的理論循環進行熱力學計算，對于工程實際應用來說，理論循環已經足夠精確［6］.

2.1 兩級壓縮制冷循環

兩級壓縮一級節流中間不完全冷卻制冷系統的理論制冷循環的p－h 圖如圖2 所示（見下頁）.其中，各點對應的溫度為ti（i ＝1，2，…，10）；對應的焓值為hi.

根據經驗，設定低壓級壓縮機入口溫度t1比液貨艙蒸發溫度t0高5 ℃，即t1－t0＝5 ℃.

低壓級壓縮機流量

式中，Q0為系統的設計冷量.

在已知環境溫度（冷凝壓力pk）和蒸發壓力p0的情況下，要選擇最佳的中間壓力.采用的方法是通過有規律地選取多組中間壓力值，計算對應的制冷系數，找到制冷系數最大時所對應的中間壓力，即為最佳中間壓力pm.

根據中間冷卻器熱平衡關系，可得高壓級壓縮機流量

圖2 兩級壓縮一級節流中間不完全冷卻制冷循環p－h 圖Fig 2 p－h graph of refrigeration cycle with two－stage compression，one－stage throttling and incomplete intercooling

由中間冷卻器兩部分蒸氣混合過程的熱平衡關系，得點3焓值計算公式為

根據經驗，設定中間冷卻器出口溫度t6比最佳中間壓力對應的溫度t10高5 ℃，即

回熱器中點6與節流閥入口點7的焓值差跟點0與點1的焓值差相同.根據經驗，設定溫度t1比溫度t0高5 ℃，即

兩級壓縮一級節流中間不完全冷卻制冷循環的制冷系數為

2.2 單級壓縮制冷循環

單級壓縮一級節流制冷系統的理論制冷循環的p－h 圖如圖3所示.

回熱器中冷凝器出口焓值h3與節流閥入口焓值h4的差跟壓縮機入口焓值h1與液貨艙蒸發溫度t0對應的焓值的差相同.同理，根據經驗，設定溫度t1比溫度t0高5 ℃，即

單級壓縮一級節流制冷循環的制冷系數

圖3 單級壓縮一級節流制冷循環p－h 圖Fig 3 p－h graph of refrigeration cycle with one－stage compression and one－stage throttling

3 再液化裝置特性參數

為了說明兩級壓縮和單級壓縮理論循環的性能，采用一些特性參數，這些特性參數指標［6－7］均可通過循環各點的狀態參數計算出來.

3.1 兩級壓縮制冷循環特性參數

高、低壓級排量比ε

式中，λl為低壓壓縮機輸氣系數，取λl＝0.753；λh為高壓壓縮機輸氣系數，取λh＝0.792；γ1，γ3分別為點1，3所對應的比體積.

低壓級壓縮機的理論功率Pal

高壓級壓縮機的理論功率Pah

兩級壓縮高、低壓級壓縮機總功率

3.2 單級壓縮制冷循環特性參數

壓縮機功率

4 熱力計算數據

再液化裝置的液貨罐選擇4種設計壓力進行計算，分別為0.2，0.3，0.4，0.5MPa.選用4種液貨工質丙烷、丙烯、氨、丁烷進行熱力計算，其中丙烷、丙烯和氨常壓下蒸發溫度都在－30 ℃以下，用于計算分析兩級壓縮制冷循環；而丁烷常壓下蒸發溫度在0 ℃左右，用于計算分析單級壓縮制冷循環.

再液化裝置熱力循環分析計算［6］中假定環境溫度不變，即冷凝溫度維持在45 ℃，可得出不同液貨對應的冷凝壓力.

4種液貨工質在不同設計壓力下各點的物性參數通過查閱物性參數表［8］得到，由此對p－h 圖上各點進行熱力計算.

在計算再液化裝置壓縮機功率時，給定3個不同的制冷量，分別為18.46，80，160kJ／s.

4.1 兩級壓縮制冷循環熱力參數

丙烷、丙烯和氨在4種設計壓力下，通過熱力計算得到的p－h 圖上各點的熱力參數分別見表1—3.

表1 丙烷在不同壓力下p－h 圖各點的熱力參數Tab.1 Thermodynamic parameters of Propane at each point on p－h diagram under different pressures

表2 丙烯在不同壓力下p－h 圖各點的熱力參數Tab.2 Thermodynamic parameters of Propylene at each point on p－h diagram under different pressures

表3 氨在不同壓力下p－h 圖各點的熱力參數Tab.3 Thermodynamic parameters of Ammonia at each point on p－h diagram under different pressures

由于丁烷45 ℃時壓力為0.434 2MPa，故只選0.2MPa和0.3MPa的設計壓力進行計算.丁烷在兩種設計壓力下，通過熱力計算得到的p－h 圖上各點的熱力參數見表4.

表4 丁烷在不同壓力下p－h 圖各點的熱力參數Tab.4 Thermodynamic parameters of Butane at each point on p－h diagram under different pressures

通過對4種液貨工質在4種由小變大的設計壓力下的熱力計算，可以發現隨著設計壓力的升高，對應的制冷系數越大，高壓級壓縮機的出口排氣溫度越低.

4.2 兩級壓縮制冷循環高、低壓級壓縮機排量比

4種工質在不同設計壓力下計算求得的高、低壓級壓縮機排量比見表5.

表5 4種工質在不同壓力下的排量比Tab.5 Displacement ratios of four kinds of working media under different pressures

四種液貨工質在4種設計壓力下的計算結果可以看出，高、低壓級壓縮機排量比隨著設計壓力的變化而變化，且隨著設計壓力的升高，高壓級壓縮機排氣量所占比重增大.

4.3 兩級和單級壓縮制冷循環的壓縮機功率

4種工質在不同壓力和制冷量下，其兩級和單級壓縮制冷循環的壓縮機功率及差值計算結果見表6和表7.可以發現，隨著設計壓力的升高，兩級壓縮機總功率和單級壓縮機功率都在減少.

當再液化系統所需處理的制冷量較小時，4 種液貨工質采用兩級壓縮系統的功率雖然低于采用單級壓縮，但相差不大，甚至有時（丁烷在制冷量為18.46kJ／s時）前者的功率大于后者.當再液化系統所需處理的制冷量較大時，丙烷、丙烯和氨這3種工質由于常壓下蒸發溫度較低，采用兩級壓縮時功耗要明顯小于采用單機壓縮.而丁烷這種工質，由于常壓下蒸發溫度較高，采用單級壓縮系統的功耗仍與采用兩級壓縮系統相差不大.

表6 丙烷和丙烯在不同工況下的壓縮機功率Tab.6 Power consumptions of compressor with Propane and Propylene under different working conditions

表7 氨和丁烷在不同工況下的壓縮機功率Tab.7 Power consumptions of compressors with Ammonia and Butane under different working conditions

當再液化系統所需的制冷量一定時，可以看出隨著設計壓力的增大，兩級壓縮系統和單級壓縮系統功耗的差值越來越小.

5 結果分析

根據設計壓力與制冷系數、高壓級出口溫度、壓縮機所用功率之間的關系，在選取液貨罐的時候，再液化系統開機時的壓力越高越好，即液貨罐設計壓力越高越好.但考慮到液貨罐是壓力容器，壓力越大壓力容器的制造成本也越高，所以要在考慮液貨罐制造成本的基礎上合理選取液貨罐設計壓力.

在實際的使用中，可以采用本文的計算方法，根據實際的設計壓力計算出對應的高、低壓級壓縮機排量比.采用配組式的方法［9］，根據算出的排量比選配相應壓縮機，以達到提高效率、降低能耗的目的.

根據所需制冷量、設計壓力與單級、兩級壓縮機功率質檢之間的關系，可以得出小制冷量和高設計壓力的情況下，使用成本更低、更方便的單級壓縮制冷系統較為合適.當大制冷量和低設計壓力時，對于像丙烷、丙烯和氨這類在常壓下蒸發溫度較低的工質，采用兩級壓縮制冷系統的節能效果更加明顯.對于像丁烷（丁二烯、氯乙烯和丁烷）這類在常壓下蒸發溫度較高的工質，仍然采用單級壓縮制冷系統更為合適.

根據所裝載的液貨種類、所需處理的制冷量、設計壓力的大小決定采用兩級還是單級壓縮制冷循環，且不用單獨設置單級壓縮機系統，可以通過管路的改變［10］實現兩級和單級壓縮之間的切換.這樣既節省了船舶空間、提高了使用效率，也降低了制造成本.

［1］李品友.低溫液化氣船再液化裝置概述［J］.船舶，1996，56（5）：35－37.

［2］李品友，顧安忠.低溫液化氣船的制冷裝置——再液化裝置［J］.制冷，1996（3）：62－64.

［3］張祉祜.制冷及低溫技術［M］.北京：機械工業出版社，1981.

［4］吳曉敏，Webb R L，王維城.回熱器對制冷系統性能的影響［J］.上海理工大學學報，2001，23（3）：247－251.

［5］周金坤.雙級壓縮制冷循環的過冷與節能［J］.無錫商業職業技術學院學報，2005（2）：9－10.

［6］鄭賢德.制冷原理與裝置［M］.2版.北京：機械工業出版社，2008.

［7］王太峰，歐陽新萍，薛娜.半導體制冷保溫容器制冷性能的實驗研究［J］.上海理工大學學報，2007，29（4）：341－344.

［8］劉志剛.工質熱物理性質計算程序的編制及應用［M］.北京：科學出版社，1992.

［9］關朋，趙凱，翟百強，等.對配組式雙級壓縮制冷系統熱力循環的計算與分析［J］.制冷與空調，2007，7（2）：43－47

［10］朱剛，魯雪生，汪榮順，等.半冷半壓式液化石油氣船再液化裝置研究［J］.低溫工程，1999（4）：310－314.