氣田燃氣式增壓機煙氣余熱發電初探

趙 靚 雷 宇 杜德飛 何 力 楊海紅 溫 昶 于敦喜

1.中國石油西南油氣田公司安全環保與技術監督研究院 2.國家能源高含硫氣藏開采研發中心安全環保技術研究所3.煤燃燒國家重點實驗室·華中科技大學

0 引言

氣田開發中、后期，通常采用增壓開采和增壓集輸工藝對天然氣進行增壓，天然氣增壓機組因此得到了廣泛應用[1]。目前我國大部分氣田增壓機存在排煙溫度高和能量利用率低的問題。根據節能監測數據，當前大部分的燃氣式增壓機效率偏低，僅有大約30%輸入能量能夠轉化為有效功，其他大部分以煙氣形式排出（30%以上）或被發動機冷卻介質帶走，剩余能量則通過機身散熱的形式損耗[2]。煙氣余熱排放不僅造成了極大的能源浪費，還導致大量熱污染物排放。因此對氣田增壓機煙氣余熱進行回收利用具有重要意義。

雖然目前工業煙氣余熱利用技術研究已經比較成熟[3-4]，在電廠鍋爐、煉鋼爐和汽車上也已實現工業應用[5-7]，但是該技術在氣田增壓站中還沒有實際工程應用實例。氣田增壓機煙氣余熱回收利用與常規工業煙氣余熱利用有明顯區別：一方面，由于氣田增壓站多分布在交通不發達、比較偏僻的位置[8]，煙氣余熱利用通常用于滿足增壓站自身生產或工作人員生活需求，很難將余熱能或生產產品對外輸出；另一方面，氣田增壓站供電成本較高且很難保證穩定的電力供應[9]。因此將氣田增壓機煙氣余熱用于發電利用不僅具有重要的環保和節能效益，還能為增壓站電氣設備安全穩定運行提供保障。

有機朗肯循環經常被用于中低溫余熱發電回收[10-11]，在汽車發動機煙氣余熱回收方面實現了工業應用，當余熱回收系統穩定工作時，發動機輸出功率可提高10%[12]。美國成功將有機朗肯循環應用于天然氣增壓站余熱回收發電，每個增壓站余熱回收發電量為4.0～6.5 MW。張鑫等[13]對輸氣站利用有機朗肯循環回收余熱發電經濟性進行評估，成本回收周期為4年，但是他們并沒有考慮增壓機實際工作效率以及內燃機實際運行參數。陳耿[14]研究發現內燃機實際運行參數變化（如空燃比和運行負荷）會對余熱發電產生重要影響，但是未考慮工質參數選擇對余熱發電經濟性影響。有機朗肯循環效率受余熱參數、有機工質種類、蒸發壓力和冷凝溫度等的影響[10,15-16]，為實現其在氣田增壓機煙氣回收利用，必須對合適的工質和運行參數進行選擇。

筆者主要針對項目中的增壓機煙氣余熱利用有機朗肯循環發電可行性進行分析，首先對增壓機煙氣參數進行現場測試，分析獲得增壓機實際煙氣余熱參數，接著針對測試獲得的數據利用熱力學模型、傳熱模型和系統經濟性模型對余熱發電技術方案進行優化，以期為氣田增壓站煙氣余熱利用項目工程提供方案選擇。

1 相關實驗

1.1 實驗對象

實驗的燃氣式增壓機選擇中國石油西南油氣田公司某一氣田增壓站1490型四沖程增壓機。該增壓機是氣田常用增壓機，額定輸出功率為1 490 kW。與二沖程增壓機相比，四沖程增壓機煙氣流量更大、溫度更高，具有更豐富的余熱能，因此項目優先考慮針對四沖程增壓機煙氣余熱進行回收利用。為了保證所測試的數據具有代表性，通過查閱增壓機運行記錄，選擇典型工況進行實驗測試。

1.2 測試方法

實驗測試的數據包括燃氣式增壓機天然氣消耗量、發動機進氣量、環境溫度、渦后排氣溫度、排氣壓力以及發動機輸出功率。其中天然氣消耗量通過在發動機燃料氣進口安裝流量計測試獲得，發動機進空氣量通過在進氣口拉網格，利用風速儀測試網格測點空氣流速，然后通過流量與各網格面積和流速關系計算獲得。環境溫度通過讀取降噪房內溫度計獲得。渦后排氣溫度和壓力分別通過在渦后煙道中安裝熱電偶和壓力傳感器測試獲得。發動機輸出功率直接由功率輸出傳感器測試獲得。

1.3 煙氣余熱能利用

針對實驗的氣田增壓站地理位置較偏僻、供電成本高、電力供應穩定性較差的特點，擬對該增壓站的增壓機煙氣余熱采用有機朗肯循環（Organic Rankine Cycle，ORC）進行回收發電利用[17]。該增壓站一臺增壓機風機冷卻系統、控制系統、照明用電負荷約為50 kW，擬通過煙氣余熱發電滿足以上增壓機基本安全用電需求。本實驗使用的ORC發電系統如圖1所示，發動機高溫煙氣通過蒸發器，加熱有機朗肯循環系統中的有機液體，有機液體氣化后進入膨脹機進行膨脹做功，做功后的乏汽進入冷凝器，通過與冷卻水換熱凝結為液態，液體通過泵加壓后打入蒸發器繼續下一個循環。選用5種熱力學性能較為優異且適合此余熱場景的常用有機工質[18-19]，分別為Cyclohexane（環已烷）、R123、R236fa、R113和R11。實驗中進行優化的參數包括液體的蒸發壓力、冷凝溫度和煙氣排氣溫度。計算結果包括系統熱力學參數以及經濟性。

圖1 煙氣余熱發電系統圖

2 實驗結果與討論

2.1 煙氣余熱能分析

增壓機中發動機部分運行參數測試結果如表1所示，發動機長期在約65%額定輸出功率條件下運行，進氣量、煙氣排氣溫度和排氣量均偏離增壓機設計工況。煙氣排煙溫度偏高，渦后排氣溫度稍高于動力缸最高額定工作溫度（300～370 ℃）。為了對煙氣余熱進行利用，必須對煙氣余熱量和余熱品質（做功能力）進行分析。假設天然氣在發動機中完全燃燒，發動機輸入功為燃料發熱量，總輸入功可通過天然氣成分計算獲得。發動機中不存在氣體泄漏，則煙氣流量和成分可通過進氣和天然氣的質量守恒計算獲得。煙氣帶走的熱量可由式（1）計算得到：

表1 發動機運行參數測試結果表

式中Me表示排氣質量流量，kg/h；Cp,e表示排氣平均定壓比熱容，kJ/(kg·K)；Te表示排氣溫度，K；T0表示環境溫度，K。

結果如表2所示，由表2可知煙氣帶走的余熱量為980 kW，約占總輸入功率的33%，而發動機輸出有用功僅占總功的30%，與氣田增壓機節能監測數據接近。說明氣田增壓機工作效率較低，存在較大的能量損耗，大部分的余熱能以煙氣的形式排出。偏高的排煙溫度是導致增壓機運行效率偏低的主要原因。為了對煙氣余熱品質（做功能力）進行評價，對煙氣采用?分析方法，計算獲得煙氣?值（Ee）和?百分比（χe），計算方法分別如下：

表2中計算結果表明煙氣?值為342 kW，?百分比為34.8%，具有較高的品質，這部分煙氣余熱的充分利用可使得增壓機能量利用效率提高約10%。說明煙氣余熱具有較高的回收價值，煙氣余熱量的回收能明顯提高發動機的能量利用率。

表2 煙氣能量和?分析結果表

2.2 煙氣余熱發電能量分析

對ORC系統進行能量分布規律和轉化數量的研究，是系統性能最基礎的研究，也是所有深入計算的基礎和前提[15]。本部分基于能量守恒定律對系統凈輸出功隨系統關鍵參數（工質種類、蒸發壓力、冷凝溫度和煙氣換熱后溫度）的變化特性進行分析。工質溫熵圖（以R123為例）如圖2所示，各部件的能量計算通式是工質流量與部件進出口焓差的乘積，如表3所示，其中， 表示工質的質量流量，hX表示溫熵圖中各狀態點的焓值。模型輸入計算參數為測試獲得的發動機煙氣參數、冷凝器冷卻水溫度、窄點溫度以及膨脹機和工質泵效率，其中膨脹機和工質泵效率采用其設計工況額定工作效率。

圖2 工質R123的溫熵圖

表3 ORC循環熱力學第一定律基本模型表

系統凈輸出功率隨蒸發壓力變化如圖3所示，對于所選的5種工質，系統的凈輸出功率均隨著蒸發壓力的升高而升高，并且輸出功率隨蒸發壓力變化呈非線性變化，在壓力較低時，凈輸出功率變化較明顯，隨著蒸發壓力的升高，凈輸出功升高幅度逐漸變小。選擇合適的蒸發壓力有利于提高系統余熱能利用效率。系統凈輸出功隨工質冷凝溫度以及煙氣換熱后溫度變化規律如圖4、5所示。凈輸出功隨工質冷凝溫度以及煙氣換熱后溫度變化規律呈線性關系。隨著工質冷凝溫度以及煙氣換熱后溫度降低，系統凈輸出功升高。這主要是因為工質冷凝溫度和煙氣換熱后排氣溫度越低，煙氣余熱回收越充分，循環吸熱量越多，因此膨脹機輸出功率也越高。說明選擇較低的工質冷凝溫度和煙氣換熱后排煙溫度有利于更充分地回收煙氣余熱能。但是考慮到當煙氣換熱后溫度低于露點溫度時，會出現水蒸氣凝結，導致系統腐蝕等問題。因此換熱后煙氣排氣溫度要高于露點溫度，設定排煙溫度不低于393 K（120 ℃）。

圖3 工質蒸發壓力對系統凈輸出功的影響圖

圖4 工質冷凝溫度對系統凈輸出功的影響圖

圖5 煙氣換熱后排溫對系統凈輸出功的影響圖

所選用的5種常用有機工質，經過ORC做功后，系統凈輸出功隨工質蒸發壓力、冷凝溫度變化有相似的變化規律，但是由于不同工質熱力學特性存在差別[20]。因此在相同的工作參數條件下，使用不同的工質，系統凈輸出功不同。由圖3～5可知，在所調研的增壓機煙氣余熱利用參數條件下，Cyclohexane具有最優的熱力學特性，使用該工質時系統具有最大凈輸出功，R113次之。R123和R11具有相似的熱力學特性，使用該工質系統凈輸出功略低于R113。工質R236fa熱力學特性最差，使用該工質時，相同系統輸入參數條件下，系統凈輸出功比使用熱力學性能最優的Cyclohexane工質低30～50 kW。因此選用適當的朗肯循環工質有利于提高煙氣余熱能的利用效益。

2.3 系統經濟性分析

系統經濟性計算是基于系統各部件工作能力的計算。經濟性計算時，認為對于機械設備膨脹機和工質泵，工作能力是指膨脹功或壓縮功。對于系統的重要部件換熱器，工作能力是指換熱器的換熱面積。

在計算換熱面積過程中，需要用到不同的換熱關聯和當量尺寸。以板式換熱器為例，通過總結文獻，對ORC各個過程選擇了以下換熱關聯式[21-23]：蒸發器排氣側的換熱系數選用Gnielinski關聯式；蒸發器中工質側經歷了液態預熱段和相變蒸發段，分別選用的是基于Leveque Analogy的半經驗關聯式和Cooper的池沸騰關聯式；工質相變冷凝側選用基于Kandlikar方法的經驗關聯式；冷凝器水側選用與工質液態預熱段相同的關聯式。根據選擇的各側流體換熱關聯式計算蒸發器和冷凝器的傳熱系數，然后結合已經獲得的換熱量（Q），以及冷熱流體的對數平均溫差，可計算得到換熱器的換熱面積，計算公式如下：

式中Ui表示換熱器傳熱系數；αr,i和αj分別表示換熱器熱側和冷側的換熱系數；l表示換熱器的厚度，m；k表示換熱器的導熱系數；A表示換熱器換熱面積，m2；ΔT表示冷熱流體間的對數平均溫差，K。

基于上述各個部件的工作能力計算，可以進行系統經濟性的計算[24-25]。計算思路是首先計算設備的總投資，然后在考慮設備運行時間、資金折扣、折舊率、通脹率等因素的基礎上，建立經濟性多指標模型。各個部件的投資模型如表4所示，其中，P表示設備做功，kJ；A表示換熱器面積，m2；C表示投資成本，美元；下角標ex、pum、ev和c分別代表膨脹機、工質泵、蒸發器和冷凝器，bm表示綜合修正。

基于2016年化工設備經濟狀況下該ORC系統的總建設投資（Cost2016）如下所示：

式中CEPCI是化工設備成本指數。

系統的年投資模型（AN,K）如式下所示：

式中CRF表示回收因子；i表示年利率；time表示計算周期，取值為15年。

系統的單位發電成本（EPC）模型如式（27）所示：

式中fk表示考慮系統運行維護費用的因子，取值為1.65%；hfull-load表示年運行小時數，取值為7 500 h。

動態投資回收期（DPP）和年凈現值（Fn0）的計算如下所示：

式中k表示折舊率，取值為5%；Ep表示系統發電的售出電價，美元。需要指出的是，研究中默認膨脹后發電效率為1，因而將循環凈功作為凈發電量。

計算周期內凈現值（NPV）指在項目計算期內（以N=15年為例），按行業基準折現率計算的各年凈現金流量現值的代數和，代表項目盈利潛力，其值越大越優。計算方法如下所示：

表4 系統部件投資模型表

式中Fn表示考慮通貨膨脹率（r=2%）的第n年的凈現值，計算方法如下所示：

系統平均發電成本和系統投資回收周期隨工質蒸發壓力變化規律如圖6、7所示。由圖6、7可知，當工質蒸發壓力較低時（低于1.5 MPa），系統平均發電成本和系統投資收入均隨著工質蒸發壓力的升高而呈現下降的趨勢。對于不同工質，工質蒸發壓力對發電成本和投資回收周期影響程度不同，其中，使用工質R236fa時發電成本和回收周期受蒸發壓力影響最大，使用工質R11，R113和R123發電成本和回收周期受工質蒸發壓力影響次之。工質Cyclohexane蒸發壓力對系統發電成本和回收周期影響最小。在較高的蒸發壓力時，發電成本和動態投資成本隨著蒸發壓力的升高基本維持不變。考慮到當蒸發壓力較高時，系統的輸出功率是增加的。因此煙氣余熱回收帶來經濟效益也會增加。為了盡量獲得較高的經濟效益，應該選擇盡量高的工質蒸發壓力。

圖6 系統平均發電成本隨蒸發壓力的變化規律圖

圖7 系統投資回收期隨蒸發壓力的變化規律圖

綜合煙氣余熱發電系統能量分析以及經濟性分析，可對系統關鍵參數（工質、工質蒸發壓力、工質冷凝溫度和煙氣換熱后排氣溫度）進行優化選擇。對于常用的5種有機工質，由于使用工質R236fa時，系統凈輸出功最低，單位發電成本最高而成本回收周期最長，因此不考慮使用該工質。由于工質蒸發壓力升高時，系統凈輸出功增加（圖3），單位發電成本（圖6）和投資成本（圖7）均降低。因此蒸發壓力應該選擇工質最高允許的安全蒸發壓力。隨著工質冷凝溫度和煙氣換熱后排氣溫度的降低，余熱回收利用更為充分。因此系統輸出功會更大，但是考慮到冷卻負荷，冷凝溫度不宜選擇過低，優化后的冷凝溫度為308 K，煙氣換熱后排氣必須高于煙氣露點溫度，因此煙氣換熱后排氣溫度優化后選擇393 K。經過優化后煙氣余熱發電系統能量轉化及經濟效益如表5所示。

表5 系統優化參數及熱經濟性參數表

由表5可知，經過參數優化后的煙氣余熱發電可以獲得可觀的發電量，使用不同的工質，發電量為66.73～82.00 kW，可以滿足增壓站基本安全用電需求（約50 kW），能夠保障設備穩定安全運行。系統投資回收周期為3.2～3.8年，回收周期較短。在核算的15年內可實現盈利潛力為126.4萬～166.5萬美元，可獲得可觀的經濟效益。

3 結論

1）氣田生產中，四沖程燃氣式增壓機能量利用率較低，輸入能量中僅有30%左右轉化為有用功，約有33%的熱量以煙氣的形式排出，對煙氣余熱能進行回收利用具有明顯的節能效益。

2）采用有機朗肯循環技術回收四沖程燃氣式增壓機余熱并發電，發電功率和投資回收周期受工質種類、工質蒸發壓力和冷凝溫度、煙氣換熱后溫度影響較為明顯。針對所研究的工況，發電功率變化范圍為10～80 kW，投資回收周期為3.0～6.5年。為獲取較高的節能和經濟效益，必須根據余熱參數對有機朗肯循環工作參數進行優化。

3）基于所研究的四沖程燃氣式增壓機余熱參數，對有機朗肯循環工作參數進行優化，優化后的余熱發電功率為66.73～82.00 kW，可滿足增壓機工作基本供電需求，投資回收周期為3.2～3.8年。