基于MRC天然氣液化流程能耗的影響因素分析

寧 蕾 傅 皓 中國成達工程有限公司 成都 610041

隨著煤和石油的短缺以及環境污染問題的日益加劇，天然氣作為一種集高熱值、低污染等優點于一身的優質清潔能源，已被世界各國廣泛應用。天然氣主要通過管道輸送，但對于管道無法抵達的區域，液化天然氣因其同質量的體積僅為氣態天然氣體積1/625的優勢，為天然氣遠距離運輸和存儲提供了極大的便利[1,2]。

目前，天然氣的液化流程根據制冷方式的不同，大致分為三種形式，即階式制冷循環、混合冷劑制冷循環和膨脹制冷循環[3,4]，其中混合冷劑制冷循環以其流程簡單、機組設備少、投資省、管理方便等優勢而應用最廣?；旌侠鋭┲评溲h工藝是以C1～C5的碳氫化合物以及N2等混合制冷劑為工質，進行逐級冷凝、蒸發、節流膨脹，從而得到不同溫度水平的制冷量，達到逐步冷卻和液化天然氣的目的[5]。

雖然混合冷劑循環制冷工藝應用很廣，但其存在能耗較高、混合冷劑配比困難等問題。故本文采用Aspen Hysys軟件對混合冷劑制冷循環工藝進行全流程模擬，并基于熱力學基礎分析流程的關鍵技術參數對壓縮機功耗、循環水用量等性能指標的影響。

1 混合冷劑循環制冷流程

1.1 天然氣組成及初始參數

此液化單元的流程模擬基于天然氣壓力為5.0MPa(G)，入口溫度為25℃，流量為30×104Nm3/h，組分參考《天然氣處理原理與工藝》(第二版)P5 表1-3中長慶氣田(蘇里格)的(干氣)組分。具體組成見表1。

表1 天然氣組成

1.2 冷劑組成及初始參數

冷劑組成及初始參數見表2。

表2 冷劑組成及初始參數

1.3 流程描述

圖1 混合冷劑循環制冷流程圖

2 模擬調整基準

混合冷劑中各組分對應的溫度區間如下:

氮氣：-140～-160℃

甲烷：-80～-120℃

乙烯：-60～-80℃

丙烷：-20～-60℃

異戊烷：0～-20℃

2）盡管英語專業大三學生的英語綜合能力較之低年級學生有較大提高和進步，但是由于語言環境的限制，他們用英語練習翻譯和交流的時間并不多，所以容易受漢語母語的影響，做漢譯英的翻譯練習時，不可避免地把漢語中的一些詞語，短語以及句型與英語相互聯系，導致他們的譯文里頻繁地出現“中國式”英語。學生們的譯文翻譯腔較重，譯文往往只是勉強達意，干癟生硬，缺乏可讀性。

冷箱的冷量損失為1%，對數平均溫差(LMTD)控制在4～5℃，LMTD越大，所需冷劑越多，能耗越高。

通過冷熱夾點溫度(最小溫差)判斷組分量的增減，最小溫差越大，能耗越高；最小溫差越小，則冷箱尺寸越大。從各冷箱供應商反饋的參數可知，最小溫差控制在3℃左右比較合適。在模擬調整過程中，若最小溫差<3℃，可減少對應溫區的組分；若最小溫差>3℃，可增加對應溫區的組分。

在調整過程中，必須保證冷箱最大溫差(天然氣進口和返流冷劑出口)不超過25℃，為操作留有余量。

3 壓縮機能耗和循環水用量等指標的影響因素分析

3.1 天然氣入口溫度的影響

壓縮機為兩級壓縮，一級壓縮出口壓力設置為11.4bar(G)，二級壓縮機出口壓力設置為35.6bar(G)。出冷箱的LNG減壓至3bar(G)得到LNG產品。

通過Aspen hysys的case study來模擬分析天然氣入口溫度變化對壓縮機功耗及冷卻水量、冷箱LMTD及最小溫差的影響，具體如圖2～5。

圖2 壓縮機功耗變化曲線

圖3 循環水用量變化曲線

圖4 冷箱LMTD變化曲線

圖5 冷箱最小溫差變化曲線

由圖2～5可知，天然氣進冷箱溫度越高，壓縮機功耗越高，其用冷卻水量越大；冷箱的LMTD在天然氣入口溫度不大于35℃時基本維持不變；當溫度大于35℃時，LMTD隨溫度升高急劇下降；冷箱的最小溫差隨天然氣入口溫度升高呈先增大后減小趨勢，在溫度為25℃時，冷箱的最小溫差達到峰值。

冷箱入口天然氣溫度越高，其摩爾焓值越高，但目標狀態LNG-1的溫度、壓力等參數均為設定的某一定值，而焓值又為狀態函數，故LNG-1的焓值不變。冷箱入口天然氣與冷箱出口LNG-1的焓差增大，液化等量天然氣需要的冷量增加。

在混合冷劑流量一定時，混合冷劑出壓縮機的狀態參數一定，則混合冷劑進冷箱前的焓值不變，為匹配由于天然氣進料溫升帶來的冷量增加，出冷箱的冷劑焓值需相應增加，即出冷箱的冷劑溫度升高。冷劑壓縮機進出口焓差增加，壓縮機的總功耗增加。因壓縮機一級壓縮入口溫度升高，壓比不變，則一級壓縮出口溫度相應升高，一級壓縮冷卻器需要的循環水量增加；二級壓縮進出口狀態不變，則二級壓縮冷卻器循環水量不變，總循環水量增加。

由此可見，天然氣入口溫度越低，壓縮機總功耗越低，循環水用量越少。但天然氣入口溫度受上游預處理工藝影響不可能很低，從冷箱性能曲線圖4～5可以看出，天然氣入口溫度為25℃時最為適宜。

3.2 天然氣入口壓力的影響

混合冷劑流量及組成不變，壓縮機一級壓縮和二級壓縮出口壓力不變(壓比不變)，同3.1。分析天然氣入口壓力變化對壓縮機功耗及冷卻水量、冷箱LMTD及最小溫差的影響，具體如圖6～9。

圖6 壓縮機功耗變化曲線

圖7 循環水用量變化曲線

圖8 冷箱LMTD變化曲線

圖9 冷箱最小溫差變化曲線

由圖6～9可知，天然氣進冷箱壓力越高，壓縮機功耗越低，壓縮機用冷卻水量越小；冷箱的LMTD隨壓力升高急劇上升；冷箱的最小溫差隨天然氣入口壓力升高而急劇上升。但在天然氣入口壓力達到50bar(G)時，冷箱的對數平均溫差基本維持在3℃左右不變。

冷箱入口天然氣壓力越高，其摩爾焓值越低，但目標狀態LNG-1的溫度、壓力等參數均為設定的某一定值，而焓值又為狀態函數，故LNG-1的焓值不變。冷箱入口天然氣與冷箱出口LNG-1的焓差減小，液化等量天然氣需要的冷量減少。

在混合冷劑流量一定時，混合冷劑出壓縮機的狀態參數一定，則混合冷劑進冷箱前的焓值不變。為匹配由于天然氣進料壓力升高帶來的冷量減少，出冷箱的冷劑焓值需相應減少，即出冷箱的冷劑溫度降低。冷劑壓縮機進出口焓差減小，壓縮機的總功耗降低。因壓縮機一級壓縮入口溫度降低，壓比不變，則一級壓縮出口溫度相應降低，一級壓縮冷卻器需要的循環水量減少；二級壓縮進出口狀態不變，則二級壓縮冷卻器循環水量不變，總循環水量減少。

由此可見，天然氣入口壓力越高，壓縮機總功耗越低，循環水用量越少。但天然氣壓力越高，對管材的質量要求也越高，管壁要求更厚，這就提高了管道的建設成本和運輸成本[6]。同時在溫度一定時，壓力越高，天然氣內重組分越容易液化，甚至凝固，可能導致管道及冷箱的堵塞。故結合冷箱性能曲線圖8～9及操作經驗，天然氣入口壓力取50bar(G)最為適宜。

3.3 天然氣組成

因天然氣組成較復雜(以上述天然氣組成為例)，故僅考慮天然氣總量不變，甲烷和乙烷總含量為97%(v)(以下含量均為體積分數)，改變甲烷和乙烷的相對組成(通過調整甲烷的摩爾流量)，甲烷含量變化區間為50%～97%，分析其對壓縮機功耗、壓縮機冷卻水量、冷箱LMTD和冷箱最小溫差的影響，具體如圖10～13。

圖10 壓縮機功耗變化曲線

圖11 循環水用量變化曲線

圖12 冷箱LMTD變化曲線

圖13 冷箱最小溫差變化曲線

由圖10～13可知，天然氣中甲烷含量小于84.3%時，壓縮機的總功耗和循環水用量基本保持不變；當天然氣中甲烷含量大于84.3%時，壓縮機功耗和冷卻水用量隨甲烷含量的增加而呈先減少后增加趨勢；冷箱的LMTD和最小溫差變化不大。

天然氣中甲烷含量增加，表明低沸點的組分含量增加，天然氣在相同的儲存條件下不易被液化[7]，所以,在天然氣總量不變的情況下，未液化的天然氣量增加，LNG產品量降低。

甲烷的摩爾焓值比乙烷的摩爾焓值大，當甲烷含量增加，乙烷含量減少時，天然氣的焓值增加。但天然氣消耗的冷量即冷箱入口天然氣的焓值- LNG產品焓值略有下降[7]，故壓縮機的總功耗和循環水量均下降。當甲烷含量大于93.5%時，隨著甲烷含量的進一步增加，天然氣更難被液化，此時液化天然氣需要的冷量增加占主導地位，混合冷劑進冷箱焓值不變，則出冷箱的焓值應相應增加，即溫度相應增大，故壓縮機的功耗及循環水量均增加。但從上圖可知，天然氣中甲烷含量變化雖然會影響壓縮機總功耗和循環水用量，但影響幅度很小。

3.4 高壓冷劑(深冷冷劑)壓力影響

高壓冷劑壓力為壓縮機出口壓力?，F保持混合冷劑組成不變，天然氣組成、溫度、壓力等參數均不變，分析高壓冷劑壓力變化對壓縮機功耗及冷卻水量、冷箱LMTD及最小溫差的影響，具體如圖14～17。

圖14 壓縮機功耗變化曲線

圖15 循環水用量變化曲線

圖16 冷箱LMTD變化曲線

圖17 冷箱最小溫差變化曲線

由圖14～15可知，高壓冷劑壓力越高，壓縮機的總功耗和循環水用量都增大。

在天然氣進冷箱流量、溫度、壓力不變時，LNG-1出冷箱流量、溫度、壓力不變，則天然氣液化消耗的冷量基本不變?；旌侠鋭┝髁坎蛔?，進冷箱壓力升高，由熱力學知識可知，冷劑進冷箱的焓值降低，為了保證冷劑提供的冷量不變，則冷劑出冷箱的焓值相應降低。冷劑出冷箱的壓力由JT閥決定，JT閥設定的節流后壓力一定，故出冷箱冷劑的壓力恒定。若要保證焓值降低，則出冷箱冷劑的溫度需降低。在冷劑壓縮機一級壓縮入口壓力不變、溫度降低、壓比不變時，則一級壓縮功耗不變，循環水用量降低。在二級壓縮入口壓力不變、溫度不變、二級壓縮出口壓力升高、壓比升高時，則二級壓縮功耗增大，循環水用量增加，且壓縮機壓比升高帶來的溫升導致循環水用量增加值大于冷劑出冷箱溫度降低導致的一級壓縮冷卻器循環水用量降低值。故壓縮機總功耗增加，壓縮機的循環水用量增加。

由圖16～17可知，當高壓冷劑壓力為35bar(G)時，冷箱的LMTD值為～5°C，冷箱的最小溫差為～3°C，與經驗值比較吻合。故為了保證壓縮機總功耗和循環水用量不至于過高，同時冷箱的性能達到最佳，高壓冷劑的壓力取值為35bar(G)最為適宜。

3.5 冷劑組成

因冷劑組成較復雜(以上述混合冷劑組成為例)，故僅考慮冷劑總量不變，甲烷和丙烷總含量為38.536%(v)(以下含量均為體積分數)，其它組分不變。改變甲烷和丙烷(甲烷代表低溫區間，丙烷代表高溫區間)的相對組成，甲烷含量變化區間為10%～37%，從而分析冷劑組成變化對壓縮機功耗和冷卻水量、冷箱LMTD和冷箱最小溫差的影響，具體如圖18～21。

圖18 壓縮機功耗變化曲線

圖19 循環水用量變化曲線

圖20 冷箱LMTD變化曲線

圖21 冷箱最小溫差變化曲線

由圖18～19可知，隨著冷劑中甲烷含量增加、丙烷含量減小，冷劑壓縮機的總功耗和循環水用量均增加。

壓縮機功耗計算公式如下：

式中，W為壓縮機功耗；P1為介質進入壓縮機時壓力；P2為介質出壓縮機壓力；Vc為體積流量；k為絕熱指數，Cp/Cv。

改變甲烷和丙烷相對含量時，混合冷劑的體積流量不變，進出壓縮機的壓力一定，且壓縮機的多變系數為一設定值，而甲烷的絕熱指數k值大于丙烷的k值。故隨著甲烷含量增加，丙烷含量減少，混合冷劑的k值逐漸增大，壓縮機的功耗相應增加，壓縮機需要的冷卻水用量也隨之增加。

溫差代表了該點的傳熱推動力，即溫差越大，推動力越大。故適當增加混合冷劑中甲烷含量，冷箱的最小溫差逐漸增大(如圖21所示)，有利于提高冷箱的傳熱推動力，但當甲烷含量增加至19%時，最小溫差約為3℃，同時從圖20可知，此時冷箱的LMTD約為5℃，最小溫差和LMTD都達到峰值，故當混合冷劑中甲烷含量為19%時，冷箱處于最佳狀態，壓縮機功耗和循環水用量也均在可接受范圍內。

4 結語

本文通過對基于MRC的天然氣液化流程進行了模擬。分析了天然氣入口溫度、入口壓力、組成及高壓冷劑(深冷冷劑)壓力、組成對壓縮機功耗、循環水耗量、冷箱的對數平均溫差(LMTD)和冷箱最小溫差的影響，得出如下結論：

(1)天然氣入口溫度越高，壓縮機功耗越高，冷卻水用量越大；冷箱的LMTD在天然氣入口溫度不大于35℃時基本維持不變，約為5℃；冷箱的最小溫差在天然氣入口溫度為25℃時達到最佳值。故在其它參數不變的前提下，為保證壓縮機功耗及冷卻水用量相對較低，天然氣入口溫度取25℃為宜。

(2)天然氣入口壓力越高，壓縮機功耗越低，冷卻水用量越?。焕湎涞腖MTD隨天然氣入口壓力升高而升高；冷箱的最小溫差隨天然氣入口壓力先升高后基本維持不變。但天然氣入口壓力過高，會導致設備和管道的建設成本和運輸成本均增加。故從模擬參數及操作經驗來看，在其它參數不變的前提下，壓縮機入口壓力取50bar(G)為宜。

(3)天然氣總量不變，甲烷含量增加同時乙烷含量降低時，壓縮機功耗和冷卻水用量呈先減少后增加趨勢，但變化趨勢較平緩；冷箱的LMTD和最小溫差變化不大。故天然氣中甲烷含量變化會影響壓縮機總功耗和循環水用量，但影響幅度很小。

(4)高壓冷劑壓力越高，壓縮機的總功耗和循環水用量都增大。但冷箱的最小溫差在高壓冷劑壓力為35bar(G)前均為負值，沒有參考價值，但在高壓冷劑壓力大于或等于35bar(G)后，最小溫差基本維持不變。故在其它參數不變的前提下，為保證壓縮機功耗及冷卻水用量相對較低，高壓冷劑壓力取35bar(G)為宜。

(5)冷劑總量不變，增加冷劑中甲烷含量并同時降低丙烷含量時，冷劑壓縮機的總功耗和循環水用量均呈增加趨勢，冷箱的LMTD和最小溫差均呈先增大后減小趨勢。故在其它參數不變的前提下，為保證壓縮機功耗及冷卻水用量相對較低，混合冷劑中甲烷含量取19%為宜。