乙烯裝置裂解氣壓縮機組能耗與效率分析

黃心遠,劉 洋,劉龍海

(1. 中韓(武漢)石油化工有限公司,湖北 武漢 430082; 2. 杭州汽輪機械設備有限公司,浙江 杭州 310000)

乙烯裝置是石化工業的龍頭,是生產有機原料的基礎,其生產規模與技術水平是衡量一個國家石化工業發展水平的重要標志。乙烯裝置包括裂解急冷和壓縮分離兩部分,工藝流程長,設備種類多,三大機組(裂解氣、丙烯、乙烯)中裂解氣壓縮機組是核心設備,其通過增壓裂解氣為深冷分離創造條件【1】。

某企業80萬t/a乙烯裝置于2012年建成,采用的是脫丙烷前加氫工藝。2020年10月,該裝置進行大檢修,并同時進行了擴能改造,設計年產乙烯達到110萬t。改造后,滿負荷運行狀態下,裂解氣壓縮機機組(見圖1)汽輪機前軸振動大、負荷不匹配、真空度下降、能耗高,嚴重影響了機組長周期的穩定運行,也不符合“節能降耗,增產創效”的目標。針對上述問題,本文采用裂解氣機組高負荷運行參數中進、出透平(ST-201)的蒸汽溫度、壓力、流量與壓縮機吸入排出氣體的溫度、壓力、流量等參數,運用化工熱力學方法與ASPEN PLUS工藝模擬軟件構建五段壓縮機模型【2】,計算機組內效率、汽耗率、熱耗率以及機械效率,并與廠家提供的標準工況進行比較。同時,結合計算數據從汽輪機流通面積與凝汽器特性曲線等方面進行分析。

圖1 裂解氣壓縮機機組

1 裂解氣壓縮機組內效率與能耗和功率的計算

1.1 裂解氣壓縮機組內效率計算方法【3-4】

級的有效比焓降與理想比焓降之比稱為級的相對內效率,簡稱級效率。級的相對內效率表示級的能量轉換的完善程度,是用來衡量級經濟性的一個重要指標。其大小不僅與級的類型、選用的葉型、反動度、速比和葉高有關,還與蒸汽的性質、級的結構特點等有關。

1.1.1 高壓部分內效率的計算

(1)

式中:η高——高壓部分內效率,%;

H1——實際進汽焓值,kJ/kg;

H2′——理想抽汽焓值(等熵情況下絕熱膨脹到抽汽壓力),kJ/kg;

H2——實際抽汽焓值,kJ/kg。

以上所有狀態函數數值均通過查焓熵圖或esayquery2軟件得出。

1.1.2 低壓部分內效率的計算

(2)

式中:η低——低壓部分內效率,%;

H3′——理想排汽焓值(等熵情況下絕熱膨脹到排汽壓力),kJ/kg;

H3——實際排汽焓值,kJ/kg。

以上所有狀態函數數值均通過查焓熵圖或esayquery2軟件得出。理想排汽焓值可能會在濕蒸汽區,需先計算出干度X,再計算出濕蒸汽焓值。

(3)

式中:S2——實際抽汽熵值,J/(Mol·K);

S2′——完全飽和蒸汽狀態下實際排汽熵值,J/(Mol·K);

S2″——完全不飽和水狀態下實際排汽熵值,J/(Mol·K)。

以上實際排汽焓值根據凝汽器實際參數進行能量衡算所得。

目前計算透平做功的難點在于排汽狀態,因為排汽中既有飽和蒸汽也有濕蒸汽,需要通過計算求出干度。單憑排氣溫度與壓力無法確定排汽狀態,即無法直接求出低壓部分的排汽焓。本文根據凝汽器換熱負荷的能量守恒進行低壓排氣焓的計算。凝汽器為表面冷凝器,排汽的凝結水焓可通過查表得出。將冷凝水側的流量與進、出口溫度代入ASPENPLUS工藝模擬軟件,可得出實際排汽焓。

1.2 裂解氣壓縮機組汽耗率與熱耗率計算方法【5】

在電廠熱力系統中,汽耗率與熱耗率是考核汽輪機經濟運行性的主要指標之一,是對汽輪機的綜合效率衡量。

每產生1 kW·h的功所耗費的蒸汽量稱為汽耗率,用d表示(單位:kg/kW·h)。

d=D/N

(4)

式中:D——主汽流量,kg/h;

N——機組發出的電功率, kW。

每產生1 kW·h所需要的熱量稱為熱耗率。用q表示[單位:kJ/(kW·h)]。

q=Q/N

(5)

汽耗率與熱耗率指標的考核與分析已得到電廠的普遍重視,成為監測汽輪機性能的重要手段之一。本文將壓縮機做功類比于電廠機組發電功率來對機組性能進行對比分析。

結合實際情況并按照以下方法計算裂解氣壓縮機組的汽耗率與熱耗率。

1.2.1 裂解氣透平汽耗率的計算

(6)

式中:D機——機組汽耗率,kg/kW·h;

F1——機組進汽流量即主蒸汽流量,kg/h;

W——透平輸出功率,kW。

1.2.2 裂解氣透平熱耗率計算

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(7)

式中:q機——機組熱耗率,kg/(kW·h);

F2——機組抽汽流量,kg/h;

F3——機組排汽流量,kg/h。

以上所有狀態函數數值均通過查焓熵圖或esayquery2軟件得出。

1.3 壓縮機側功率計算方法

以化工流程模擬軟件ASPEN PLUS(版本11.0)為優化平臺,建立裂解氣壓縮機K-201工藝模型。

其中,熱力學方法采用PENG-ROB狀態方程法,ASPEN完成二元交互系數計算和物性分析,并在SIMULATION中建立流程。以2022年1月11日作為標準,從DCS導出當日整點時刻的24組裂解氣壓縮機一段～五段吸入、排出運行參數(壓力、溫度、流量)并計算壓縮機側做功。同時,根據對應時刻汽輪機輸出功計算機組機械效率(壓縮機做功/汽輪機輸出功率)。

1.4 裂解氣壓縮機組能耗與效率計算的比較

根據廠家給出的裂解氣壓縮機組不同工況下的工藝參數,運用上述方法計算機組在標準工況下的理想效率與能耗(見表1)。由表1可見:高壓部分相對內效率在70.302%～72.213%之間,低壓部分相對內效率在77.503%～79.569%之間,機組整體相對內效率在74.251%～76.075%之間,該結果與廠家核算的內效率基本一致,說明計算方法準確;能耗方面,熱耗率在9 390.486～9 580.632 kJ/(kW·h)之間,汽耗率在7.623 6～8.356 5 kg/(kW·h)之間,該結果與50～100 MW汽輪機的性能參數一致。在2021年裝置大檢修開工后,裂解氣壓縮機組存在“使不上力”的情況,超高壓蒸汽用量與機組整體負荷不匹配,存在較大的能耗損失。以2022年1月11日機組最高負荷作為標準,從DCS導出當日整點時刻的24組運行參數(進汽、抽汽、排汽的壓力、溫度、流量),并根據運行參數計算實時工況下的機組相對內效率、汽輪機壓縮機做功、機械效率、汽耗率與熱耗率(見表2),結果顯示:機組高壓部分相對內效率在56.62%～60.61%之間,遠低于廠家給出的幾種標準工況下高壓部分的相對內效率,低壓部分相對內效率略有上升,整體相對內效率下降5～7%。結合機組前軸振動較高等因素,認為高壓部分葉輪可能出現了機械損傷、結垢、角度偏離等方面的問題,導致高壓部分流通面積減小、相對內效率下降。而根據壓縮機做功(47 500 kW左右)可得出機組整體機械效率不到80%,說明汽輪機側做了大量“無用功”。機組實時汽耗率為7.888 4 kg/(kW·h),比額定標況[7.623 6 kg/(kW·h)]下高出3.473 4%;熱耗率為10 372.199 kJ/(kW·h),比額定標況下[9 580.632 kJ/(kW·h)]高出8.262 2%,說明機組存在一定能耗損失。

表1 不同工況下汽輪機組標準相對內效率與熱耗率和汽耗率計算

表2 2022年1月11日裂解氣壓縮機組性能參數計算

2 原因分析

在汽輪機組運行的過程中,氣體做功和機組運行緊密相關,直接影響汽輪機組最終的能耗值大小。熱力學計算與ASPEN PLUS模擬結果表明:該乙烯裝置裂解氣壓縮機組高壓部分效率比設計值低,機組熱耗率、汽耗率較高,汽輪機與壓縮機負荷不匹配。流通性是影響機組能量消耗的關鍵。根據“弗留格爾公式”[見式(8)],同時結合廠家提供的”抽汽溫度變化曲線”(見圖2),并與實時工況數據進行對比,得出理論排汽溫度比實際工況低15 ℃的結論,說明第一膨脹段效率低于設計值,流通面積減小。

圖2 抽汽溫度變化曲線

分析原因有以下幾點:1)內缸中分面安裝葉片處的中分面螺栓未擰緊,蒸汽產生內漏;2)該段通流汽封片磨損,間隙大于設計值;3)葉片結垢或沖蝕;4)角型環密封不佳,導致漏汽量較大。汽輪機理論計算做功和壓縮機ASPEN模擬耗功計算值相差較大,機械效率較低,說明汽輪機可能受到了安裝和運行因素的影響,具體為:1)汽輪機內缸平衡活塞處中分面螺栓未擰緊,較多蒸汽從平衡活塞中分面通過平衡管未做功即漏入排缸;2)平衡活塞汽封片因各種原因磨損較大,密封效果變差,較多蒸汽通過平衡管未做功即漏入排缸【6-8】。

(8)

式中:GA、GB——工況變化前、后主蒸汽流量,t/h;

P0A、P1A——工況變化前、后調節級壓力,MPa;

P0B、P1B——工況變化前、后第一抽汽口壓力,MPa;

T0Ai、T0Bi——工況變化前、后各級溫度,℃;

i——級數。

汽輪機的真空運行具有較高的經濟性,能夠有效節約企業的生產成本。一旦汽輪機出現真空度下降故障,將會大大降低汽輪機的運行效率,增加生產成本。該乙烯裝置改造后,機組負荷大幅增加,排汽壓力由 0.015 MPa升高至 0.027 MPa,排汽溫度從57 ℃升高至69 ℃。真空度下降導致機組做功效率變低。技術人員通過涂抹肥皂的方法查找漏點,并用膠帶纏繞可能出現泄漏的法蘭等連接處,進一步消除隱患。采取上述措施后,經檢查,兩級射汽抽氣器工作正常,汽輪機軸封壓力正常。該乙烯裝置凝汽器為利舊換熱器,結合廠家提供的凝汽器參數,并根據工程熱力學計算結果繪制凝汽器(換熱面積4 400 m2)在實際工況下的理論特性曲線,同時,收集現場數據與擬合的特性曲線進行對比(選取冷凝水入口溫度為34 ℃與39 ℃兩種工況進行分析),結果表明: 目前凝汽器運行工況在特性曲線上方,已經嚴重偏離標準工況。凝汽器性能曲線與實時工況對比見圖3(a)～圖3(d)。由于凝液量(排汽量)的大小對真空度幾乎沒有影響,因此可以判斷,凝汽器出現結垢,使得換熱面積不足、換熱效率變低并導致真空度上漲是造成能耗增高、效率降低的原因【9】。

圖3 凝汽器性能曲線與實時工況對比

3 結論

采用化工熱力學與ASPEN PLUS構建流程模擬方法對高負荷工況下某乙烯裝置裂解氣壓縮機組的能耗與效率進行計算,并通過“弗留格爾公式”計算理論排汽溫度,通過擬合凝汽器特性曲線與凝汽器實際運行工況進行對比分析,為裝置機組運行提供數據參考與優化方向,結論如下:

1) 高壓部分相對內效率比標況低11%,低壓部分相對內效率略有上升,整體相對內效率下降5%～7%。機組實時汽耗率為7.888 4 kg/(kW·h),比額定標況下[7.623 6 kg/(kW·h)]高出3.473 4%;熱耗率為10 372.199 kJ/(kW·h),比額定標況下[9 580.632 kJ/(kW·h)]高出8.262 2%,存在一定能耗損失。機組負荷不匹配,壓縮機側做功47 500 kW,透平內功率61 000 kW,機組整體機械效率不到80%。

2) 機組前軸振動較高,高壓部分葉輪可能出現了機械損傷、結垢、角度偏離等方面的問題,導致高壓部分流通面積減小、相對內效率下降。

3) 機組凝汽器運行已偏離特性曲線,凝汽器可能出現了結垢、換熱面積不足、換熱效率變低等現象,導致真空度上漲,引起能耗增高、效率降低。