JP2016061529A - ボイルオフガスの再液化設備 - Google Patents
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Abstract
【解決手段】抽気流路L2を通流するボイルオフガスBOGを貯留タンク10からボイルオフガス圧縮部20までを通流するボイルオフガスBOGと熱交換する形態で冷却する第1熱交換器EX9と、抽気流路L2で第1熱交換器EX9を通過したボイルオフガスBOGを冷凍サイクル回路Cを通流する冷媒N2にて冷却する第2熱交換器EX10と、抽気流路L2へ抽気するボイルオフガスBOGの抽気圧力を、エンジン供給圧力未満で、且つ抽気流路L2を通流するボイルオフガスBOGを第1熱交換器EX9にて液化可能な液化圧力以上に設定する圧力設定手段60aとを備える。
【選択図】図1
Description
近年、当該船舶の推進用主機関として、燃料が比較的高い圧力で供給される高圧噴射型エンジン(船舶用電子制御式ガスインジェクションディーゼルエンジン)が開発されている。当該高圧噴射型エンジンは、燃料を高圧で噴射する高圧噴射型エンジンであるため、当該高圧噴射型エンジンへボイルオフガスを燃料として供給する場合、ボイルオフガスを30MPaG程度まで昇圧した後に供給する必要がある。
当該船舶上のBOG再液化設備では、ボイルオフガス圧縮部にて圧縮されたボイルオフガスが、熱交換器にて貯留タンクから排出された後のボイルオフガスと熱交換する形態で冷却され、減圧された後、気液分離器にて液化され貯留タンクへ戻される。尚、気液分離器では、一部が液化されることなく気体のフラッシュ流として排出され、当該フラッシュ流は、再度、貯留タンクと熱交換器との間を通流するボイルオフガスに混合される。
因みに、図5に示す冷凍サイクル回路Cにあっては、クーラーEXにて降温された後の冷媒と、凝縮器としての第1熱交換器EX1を通過した後で冷熱を保有している冷媒N2とを熱交換する第2熱交換器EX2が設けられている。
余剰のボイルオフガスBOGは、冷凍サイクル回路Cの第1熱交換器EX1にて冷媒N2と熱交換する形態で冷却されて液化され、減圧弁Vにて減圧された後、気液分離器30へ導かれることとなる。
当該特許文献2に開示の技術にあっては、窒素等からなる非凝縮性の冷媒を循環する冷凍サイクル回路Cとして、冷媒N2を圧縮する冷媒圧縮コンプレッサと、当該冷媒圧縮コンプレッサで圧縮され昇温した冷媒を冷却するクーラーと、当該クーラーにて冷却された冷媒を被冷却媒体として第1熱交換器へ通流させた後、冷却媒体として第2熱交換器へ通流させる第1冷媒流路と、当該第1冷媒流路を通流した後の冷媒を膨張させ降温させる膨張タービンと、当該膨張タービンにて降温した後の冷媒を冷却媒体として第2熱交換器へ通流させ前記冷媒圧縮コンプレッサへ戻す第2冷媒流路とを備えたものが知られている。
尚、当該冷凍サイクル回路Cにあっては、第2熱交換器での熱交換効率を向上させる目的で、第1冷媒流路を通流する冷媒のうち一部を第1熱交換器をバイパスさせ第2熱交換器の一部へ通流させた後に、第1冷媒流路で第1熱交換器の下流側で第2熱交換器の上流側を通流する冷媒に合流させるバイパス流路が設けられている。
即ち、当該特許文献2に開示の技術にあっては、特に、第2熱交換器において、ボイルオフガスと第1熱交換器を通過した冷媒と第1熱交換器をバイパスした冷媒の3つの流体が熱交換する構成を採用することにより、冷媒のバイパス量を調整することで交換熱量に対する冷媒の温度変化率を調整し、熱交換効率の向上を図っている。
尚、当該フラッシュ流は、貯留タンクを出た後のボイルオフガスに混合せず、外部に排出する構成を採用する場合には、利用価値の高いメタンを多量に捨てることになるので経済性が悪化する。
一方、余剰のボイルオフガスを処理するべく、図5に示すような単純な再液化設備を採用する場合、冷凍サイクル回路Cの第1熱交換器EX1において、授熱側のボイルオフガスBOGと受熱側の冷媒N2とに関する温度と熱交換量との関係を示すTQ線図は、図6に示されるようになる。
ここで、当該図6において、ボイルオフガスはほぼメタン単体から成るガスであることから、授熱側のボイルオフガスBOGは温度が下がって凝縮し始める点で温度変化が不連続となる。そして気液混合状態になると等温変化をする。
一方で、受熱側の冷媒として一般的に用いられる非凝縮性の窒素N2を用いる場合、当該冷媒N2が状態変化をしない関係で、そのTQ線は、図6に示すように略直線状になる。その結果、ボイルオフガスBOGが凝縮し始める点でボイルオフガスBOGと冷媒N2との温度差が最接近する(この点(図6でP1で示す点)をピンチポイントという)。このピンチポイントのために、冷媒N2の熱交換量に対する温度変化の割合(図6における傾きγ)はボイルオフガスBOGの温度変化に合わせて小さくなる(つまり冷媒N2の流量を増やす必要がある)。そのため、冷凍サイクル回路Cの冷媒圧縮コンプレッサCPの圧縮動力が増加し、効率悪化を招くことになる。
また、授熱側のボイルオフガスBOGの温度と受熱側の冷媒N2の温度との差(図6で、ΔT2やΔT3)が大きくなっており、これは、当該第1熱交換器EX1における熱交換効率が悪いことを示している。
また、当該特許文献2に開示の構成にあっては、単位ボイルオフガスあたりの『冷凍サイクル回路での圧縮動力>ボイルオフガス圧縮部の圧縮動力』の関係が成り立つが、第1熱交換器において、効率の悪い冷凍サイクル回路へボイルオフガスの冷熱が供給されているため、システム全体の効率の悪化を招いていた。
更に、冷凍サイクル回路は、第2熱交換器へ温度の異なる3つの流体を導くため、バイパス流路等を設ける複雑な回路構成をしているため、システム全体として構成が複雑となっていた。このような複雑な構成にあっては、第2熱交換器での熱交換効率を向上させるためには、バイパス流量等を適切に制御する必要があり、冷媒の流量制御も複雑になるという問題がった。
前記抽気流路が、前記ボイルオフガス圧縮部にて前記高圧噴射型エンジンのエンジン供給圧力まで昇圧される前のボイルオフガスを抽気するものであり、
前記抽気流路を通流するボイルオフガスを前記貯留タンクから前記ボイルオフガス圧縮部までを通流するボイルオフガスと熱交換する形態で冷却する第1熱交換器と、
前記抽気流路で前記第1熱交換器を通過したボイルオフガスを前記冷凍サイクル回路を通流する冷媒にて冷却する第2熱交換器と、
前記抽気流路へ抽気するボイルオフガスの抽気圧力を、前記エンジン供給圧力未満で、且つ前記抽気流路を通流するボイルオフガスを前記第1熱交換器にて液化される液化圧力以上に設定する圧力設定手段とを備える点にある。
そして、抽気流路を通流するボイルオフガス(以下、昇圧後のボイルオフガスと略称することがある)は、第1熱交換器にて、貯留タンクからボイルオフガス圧縮部までを通流するボイルオフガス(以下、昇圧前のボイルオフガスと略称することがある)と熱交換する形態で、昇圧前のボイルオフガスの自己冷熱により冷却された後に、第2熱交換器にて、冷凍サイクル回路を通流する冷媒と熱交換する形態で、冷却される。
特に、本発明にあっては、圧力設定手段が、抽気圧力を、エンジン供給圧力未満に設定するから、上述した様に、例えば、昇圧後のボイルオフガスを第1熱交換器及び第2熱交換器で冷却した後、減圧して気液分離する際に発生するフラッシュ流の流量を低減できる。
更に、ここで、ボイルオフガスを液化する過程で消費される動力としては、ボイルオフガス圧縮部での圧縮動力(具体的には、ボイルオフガス圧縮部にてボイルオフガスを圧縮するボイルオフガス圧縮コンプレッサの圧縮動力)と、冷凍サイクル回路での圧縮動力(具体的には、冷凍サイクル回路にて冷媒を圧縮する冷媒圧縮コンプレッサの圧縮動力)とがあるが、第2熱交換器での熱交換損失等をも考慮すると、抽気圧力が本発明にて設定される抽気圧力よりも十分に小さい場合には、単位ボイルオフガスあたりにおいて、『冷凍サイクル回路での圧縮動力>ボイルオフガス圧縮部の圧縮動力』の関係が成り立つ。
ここで、本発明にあっては、圧力設定手段が、抽気圧力を、抽気流路を通流するボイルオフガスが第1熱交換器にて液化可能な液化圧力以上に設定するから、第1熱交換器では、昇圧後の抽気流路を通流するボイルオフガスの全量液化を行うことができ、第2熱交換器には、全量液化されたボイルオフガスの過冷却のみを担わせている。これにより、第2熱交換器では、液化されたボイルオフガスの過冷却のみを実行できれば良いから、冷凍サイクル回路での圧縮動力(具体的には、冷凍サイクル回路での冷媒を圧縮する冷媒圧縮コンプレッサの圧縮動力)を低減することができ、設備全体としての効率向上を図ることができる。
更に、冷凍サイクル回路での圧縮動力を低減することができるから、液化効率を向上できるのみならず、容量の小さい冷媒圧縮コンプレッサを用いることができ、設備全体のコンパクト化を図ることができる。
以上より、構成の複雑化を避けながらも、フラッシュ流の流量を低減して効率向上を図りつつ、冷凍サイクル回路の圧縮動力低減による効率向上を実現し得るボイルオフガスの再液化設備を実現できる。
前記圧力設定手段は、前記抽気圧力を設定する際に、前記抽気圧力の下限圧力を前記ボイルオフガスの臨界圧力以上に設定する点にある。
これにより、抽気流路で第1熱交換器を通過するボイルオフガスの示すTQ線は、例えば、図6で太実線で示されるような線図から、図3で太実線で示されるような線図となる。結果、冷媒N2の流量を減らすことができ(TQ線図における冷媒N2の傾きを大きくでき)、冷媒圧縮コンプレッサの圧縮動力を小さくすることができる。また、熱交換量の全域において、授熱側のTQ線と受熱側のTQ線との温度差を小さくすることができ、熱交換効率を向上できる。
前記抽気流路で前記第2熱交換器を通過したボイルオフガスを減圧する減圧弁と、当該減圧弁にて減圧されたボイルオフガスを気液分離する気液分離器を備え、
前記圧力設定手段は、前記抽気圧力の上限圧力を、前記気液分離器から気体として排出されるフラッシュ流の流量が抑制されるフラッシュ流抑制圧力未満に設定する点にある。
前記ボイルオフガス圧縮部は、ボイルオフガスを圧縮するボイルオフガス圧縮コンプレッサを複数備え、
前記冷凍サイクル回路は、冷媒を圧縮する冷媒圧縮コンプレッサを備え、
前記圧力設定手段は、抽気されるボイルオフガスが再液化される過程において、複数の前記ボイルオフガス圧縮コンプレッサの圧縮動力のうち抽気されるボイルオフガスの抽気圧力に関連する圧縮動力と、前記抽気流路で前記第2熱交換器を通過するボイルオフガスを過冷却する時の前記冷媒圧縮コンプレッサの圧縮動力との合計動力が小さくなるように、前記抽気圧力を設定する点にある。
これに対し、本発明の構成にあっては、抽気されるボイルオフガスを再液化する場合、抽気圧力が所定の圧力までは、ボイルオフガス圧縮コンプレッサの圧縮動力が大きくなるほど、第1熱交換器での熱交換効率が向上し、第1熱交換器での熱交換量が大きくなる。これにより、第2熱交換器の熱交換量を小さくできる(図2参照)ので、冷媒圧縮コンプレッサの圧縮動力(図4で、■の凡例で示される動力)を小さくすることができる。
一方、抽気圧力が所定の圧力を超えると、ボイルオフガス圧縮コンプレッサの圧縮動力を大きくしても、第2熱交換器での熱交換量を小さくすることができない(図3参照)。
当該理由につき説明を加えると、貯留タンクから排出された昇圧前のボイルオフガスが、第1熱交換器への流入直前には、配管入熱等により、−120℃程度に昇温しており、当該−120℃程度のボイルオフガスでは、昇圧後のボイルオフガスを、せいぜい−110℃程度にまでしか冷却できない。このため、抽気圧力を高め、第1熱交換器での熱交換効率を高めたとしても、第1熱交換器では昇圧後のボイルオフガスを−110℃までしか冷却できない。言い換えると、ある抽気圧力以上では、第2熱交換器で必要な熱交換量は、昇圧後のボイルオフガスを−110℃から−160℃程度へ冷却する熱量となり、第2熱交換器での熱交換量は、ほとんど変化しないから、抽気圧力が所定の圧力を超えて、ボイルオフガス圧縮コンプレッサの圧縮動力を大きくしたとしても、第2熱交換器での熱交換量を小さくすることができないのである。
また、抽気圧力が所定の圧力を超えると、ボイルオフガスを気液分離する際のフラッシュ流の流量が大きくなるから、冷媒圧縮コンプレッサの圧縮動力は大きくなる。
以上の関係から、ボイルオフガスを再液化する過程において、複数のボイルオフガス圧縮コンプレッサの圧縮動力のうち抽気されるボイルオフガスの抽気圧力に関連する圧縮動力と、冷媒圧縮コンプレッサの圧縮動力との合計動力は、図4に示されるように、所定の抽気圧力幅(図4で、ΔPで示される幅)の間において、最小となる。
上記特徴構成によれば、当該合計動力が小さくなるように、抽気圧力を設定することで、ボイルオフガスの再液化を適切に実行しながらも、フラッシュ流の発生を抑制しつつ、設備全体の効率を向上することができる。
以下、本発明の実施形態に係るボイルオフガスの再液化設備100を、図面に基づいて説明する。
貯留タンク10とボイルオフガス圧縮部20とは、ボイルオフガス排出路L1にて接続されており、貯留タンク10にて発生したボイルオフガスBOGは、ボイルオフガス排出路L1を介して、ボイルオフガス圧縮部20へ導かれる。
即ち、ボイルオフガス排出路L1からボイルオフガス圧縮部20に導かれるボイルオフガスBOGは、第1ボイルオフガス圧縮コンプレッサCP1にて圧縮された後、第1クーラーEX1にて冷却され、当該第1クーラーEX1にて冷却されたボイルオフガスBOGは、第2ボイルオフガス圧縮コンプレッサCP2にて圧縮された後、第2クーラーEX2にて冷却され、当該第2クーラーEX2にて冷却されたボイルオフガスBOGは、第3ボイルオフガス圧縮コンプレッサCP3にて圧縮された後、第3クーラーEX3にて冷却され、当該第3クーラーEX3にて冷却されたボイルオフガスBOGは、第4ボイルオフガス圧縮コンプレッサCP4にて圧縮された後、第4クーラーEX4にて冷却され、当該第4クーラーEX4にて冷却されたボイルオフガスBOGは、第5ボイルオフガス圧縮コンプレッサCP5にて圧縮された後、第5クーラーEX5にて冷却され、例えば、30MPaG以上のエンジン供給圧力まで昇圧された後、高圧噴射型エンジン40に供給される。当該高圧噴射型エンジン40は、舶用電子制御式ガスインジェクションディーゼルエンジンを採用しており、LNG運搬船50の推進用のプロペラに直結され、且つ低速で回転する2サイクルエンジンである。
尚、本発明の高圧噴射型エンジン40は、比較的高圧の燃料を噴射するエンジンであればよく、2サイクルエンジンに限定されるものではない。
説明を追加すると、ボイルオフガス圧縮部20には、第2ボイルオフガス圧縮コンプレッサCP2で圧縮された後で、第2クーラーEX2にて冷却されたボイルオフガスBOGの一部を分離して抽気する第1分岐機構D1が設けられており、当該第1分岐機構D1で分岐されたボイルオフガスBOGは、各種のガス燃焼器で燃焼される。
尚、当該抽気流路L2へは、貯留タンク10から排出されるボイルオフガスBOGの量が、高圧噴射型エンジン40にて燃料として必要とされるボイルオフガスBOGの量を超える場合に、その超過分のボイルオフガスBOGが導かれることとなる。
説明を追加すると、抽気流路L2には、当該抽気流路L2を通流するボイルオフガスBOGを、貯留タンク10からボイルオフガス圧縮部20までを接続するボイルオフガス排出路L1を通流するボイルオフガスBOGとの熱交換により冷却する第1熱交換器EX9と、抽気流路L2を通流するボイルオフガスBOGを、冷凍サイクル回路Cを循環する冷媒N2との熱交換により冷却する第2熱交換器EX10と、当該第2熱交換器EX10を通過した後のボイルオフガスBOGを減圧する減圧弁V1と、当該減圧弁V1にて減圧した後のボイルオフガスBOGの気液分離する気液分離器30とが設けられる。
抽気流路L2は、気液分離器30の下方側部位と貯留タンク10とを接続しており、気液分離器30にて気液分離された液化ボイルオフガスBOG(L)が、当該抽気流路L2を介して貯留タンク10へ戻される。一方、気液分離器30にて気液分離された気体のボイルオフガス(G)は、フラッシュ流として気液分離器30から排出される。
当該冷凍サイクル回路Cは、冷媒N2を圧縮する冷媒圧縮コンプレッサCP6、CP7、CP8の複数(当該実施形態では、3つ)を、ボイルオフガスBOGの流れ方向で記載の順に備えると共に、当該冷媒圧縮コンプレッサCP6、CP7、CP8にて圧縮され昇温した後のボイルオフガスBOGを他の冷媒と熱交換する形態で冷却するクーラーEX6、EX7、EX8が、冷媒N2の流れ方向で各冷媒圧縮コンプレッサCP6、CP7、CP8の下流側出口に、冷媒圧縮コンプレッサCP6、CP7、CP8の夫々に1つずつ対応する状態で、ボイルオフガスBOGの流れ方向で記載の順に配設されている。
説明を追加すると、冷媒N2は、第6冷媒圧縮コンプレッサCP6にて圧縮された後、第6クーラーEX6にて冷却され、当該第6クーラーEX6にて冷却された冷媒N2は、第7冷媒圧縮コンプレッサCP7にて圧縮された後、第7クーラーEX7にて冷却され、当該第7クーラーEX7にて冷却された冷媒N2は、第8冷媒圧縮コンプレッサCP8にて圧縮された後、第8クーラーEX8にて冷却される。
更に、冷凍サイクル回路Cは、第8クーラーEX8にて冷却された冷媒N2を、第2熱交換器EX10を通過した後の冷媒N2と熱交換する形態で冷却する第3熱交換器EX11と、当該第3熱交換器EX11を通過した後の冷媒N2を膨張させるエキスパンダEP1とを備えている。
これにより、冷凍サイクル回路Cを循環する冷媒N2は、複数の冷媒圧縮コンプレッサCP6、CP7、CP8にて記載の順に圧縮されながら複数のクーラーEX6、EX7、EX8にて記載の順に冷却され、第3熱交換器EX11にて更に冷却された後、エキスパンダEP1にて膨張し、ボイルオフガスBOGを過冷却可能な温度(例えば、−170℃以下の温度)まで降温した後、第2熱交換器EX10を通過する形態で、冷凍サイクル回路Cを循環する。
このため、ボイルオフガスBOGが凝縮し始める点でボイルオフガスBOGと冷媒N2との温度差が最接近する(この点(図6でP1で示す点)をピンチポイントという)。このピンチポイントのために、冷媒N2の熱交換量に対する温度変化の割合(図6における傾きγ)はボイルオフガスBOGの温度変化に合わせて小さくなる。(つまり冷媒N2の流量を増やす必要がある)。そのため、冷凍サイクル回路Cの冷媒圧縮コンプレッサCP6、CP7、CP8の圧縮動力が増加し、効率悪化を招くことになる。
また、授熱側のボイルオフガスBOGの温度と受熱側の冷媒N2の温度との差(図6で、ΔT2やΔT3)が大きくなっており、これは、当該第1熱交換器EX9及び第2熱交換器EX10における熱交換効率が悪いことを示している。
即ち、圧力設定部60aは、ボイルオフガスBOGの抽気圧力を、従来の窒素冷媒サイクルを備えた船上ボイルオフガスBOG再液化システムにおける一般的な抽気圧力よりも高めることで、図6の太実線のボイルオフガスBOGのTQ線において、気液混合状態で等温変化を示す幅Aを小さくすることができる。つまり、図6の太実線で示すTQ線から、図2で太破線で示すTQ線(抽気圧力5MPaG)、更には、図2で太実線で示すTQ線(抽気圧力7MPaG)へと変化させる。これにより、冷媒N2の流量を減らすことができ(TQ線図における冷媒N2の傾きを大きくでき)、冷媒圧縮コンプレッサCP6、CP7、CP8の圧縮動力を小さくすることができる。
図2に示すTQ線図は、ボイルオフガスBOGの抽気圧力を5MPaGと抽気圧力7MPaGとした場合の第1熱交換器EX9及び第2熱交換器EX10におけるTQ線図であるが、ボイルオフガスBOGの抽気圧力が5MPaGの場合、飽和蒸気線(図2でグラフ中央付近の太破線)と過熱蒸気線(図2でグラフ右側付近の細破線)との傾きの差が、7MPaGに比較して大きくなる(グラフのうねりが大きくなる)。これは、抽気圧力を7MPaGに設定する場合よりも、抽気圧力を5MPaGに設定する場合のほうが、授熱側であるボイルオフガスBOGが示すTQ線と受熱側の熱媒(第1熱交換器EX9では昇圧前のボイルオフガスBOG、第2熱交換器EX10では冷媒N2)が示すTQ線との温度差が大きくなり、熱交換効率が悪いことを示している。
その結果、図2に示されるように、抽気圧力を5MPaGに設定する場合、抽気圧力を7MPaGに設定する場合に比べ、第1熱交換器EX9において、昇圧後のボイルオフガスBOGが昇圧前のボイルオフガスBOGから受ける冷熱量が小さくなる。これにより、第2熱交換器EX10において、冷媒N2から受ける冷熱量(過冷却量)をΔE1だけ増加させる必要があり、冷凍サイクル回路Cにおける冷媒圧縮コンプレッサCP6、CP7、CP8の圧縮動力が増加する。
つまり、抽気圧力を7MPaGとした場合、それより抽気圧力が低い場合より受熱側のボイルオフガスBOGを液化するのに必要な冷熱量の内、昇圧前のボイルオフガスBOGによる冷却量の割合が高く、冷凍サイクル回路Cによる冷却量の割合が低い。これは昇圧前のボイルオフガスBOGの持つ冷熱を有効利用できていることを示し、その分冷凍サイクル回路Cでの冷媒圧縮コンプレッサCP6、CP7、CP8の動力を小さくでき、液化システムとしての効率が向上すること意味する。
以上のことから、当該実施形態にあっては、圧力設定部60aは、ボイルオフガスBOGの抽気圧力の7MPaG以上に設定する。
因みに、ボイルオフガスBOGの抽気圧力を7MPaGとした場合のTQ線図の計算条件は、図1の概略構成図のボイルオフガス排出路L1及び抽気流路L2に示すP1〜P6において、以下の〔表1〕に示す流量、温度、圧力を示すものとする。尚、下線を付した値は、抽気圧力によらず、ほぼ一定の値である。また、タンク圧は、0MPaG以上0.035MPaG以下程度の圧力とする。
当該図3に示すTQ線図から、抽気圧力を7MpaGから30MPaGへ昇圧する場合、抽気圧力を7MpaG未満の範囲で増加させた時の如く、ボイルオフガス圧縮部20の圧縮動力を増加させても第2熱交換器EX10での冷却量(熱交換量)を低減できず、冷凍サイクル回路Cでの圧縮動力を低減できない。更には、抽気圧力の増加に伴うフラッシュ流の流量の増加を抑制する必要があるから、ボイルオフガスBOGの過冷却量を大きくする必要があるため、図3に示すように、抽気圧力を7MPaGに設定する場合に比べ、冷凍サイクル回路Cで第2熱交換器EX10への冷媒N2の入温度を、図3でΔT1にて示す温度だけ低温にする必要がある。これは、冷凍サイクル回路Cでの圧縮動力の増大を意味するから、再液化プロセスにおける効率の悪化を意味する。
一方で、抽気圧力を10MPaGに設定する場合、冷凍サイクル回路Cで第2熱交換器EX10への冷媒N2の入温度を、抽気圧力を7MPaGに設定する場合と略同温度に設定できている。これは、抽気圧力を10MPaGに設定する場合、冷凍サイクル回路Cで第2熱交換器EX10への冷媒N2の入温度を、抽気圧力を7MPaGに設定する場合と略同温度に設定したときでも、フラッシュ流の流量を十分に抑制できることを示している。更に、抽気圧力を10MPaGに設定する場合には、冷凍サイクル回路Cでの圧縮動力を一定に維持しながらも、授熱側である昇圧後のボイルオフガスBOGが示すTQ線を、直線状に近い状態へと変化させることができている。
そこで、当該実施形態にあっては、圧力設定部60aは、ボイルオフガスBOGの抽気圧力を、10MPaG以下に設定している。
図4に基づいて説明を追加すると、抽気されるボイルオフガスBOGが再液化される過程において、ボイルオフガスBOGの抽気圧力を0MPaGから徐々に昇圧させると、図4に示すように、ボイルオフガス圧縮コンプレッサCP1、CP2、CP3、CP4の圧縮動力のうち抽気されるボイルオフガスBOGの抽気圧力に関連する圧縮動力(図4で、▲の凡例で示される動力)は徐々に大きくなる。
これに対し、当該実施形態に係る構成にあっては、抽気されるボイルオフガスBOGを再液化する場合、抽気圧力が所定の圧力までは、ボイルオフガス圧縮コンプレッサCP1、CP2、CP3、CP4の圧縮動力が大きくなるほど(抽気圧力が高くなるほど)、第1熱交換器EX9での熱交換効率が向上し、第1熱交換器EX9での熱交換量が大きくなる。これにより、第2熱交換器EX10での熱交換量を小さくできる(図2参照)ので、冷媒圧縮コンプレッサCP6、CP7、CP8の圧縮動力(図4で、■の凡例で示される動力)を小さくすることができる。一方、抽気圧力が所定の圧力を超えると、ボイルオフガス圧縮コンプレッサCP1、CP2、CP3、CP4の圧縮動力を大きくしても、第2熱交換器EX10での熱交換量を小さくすることができない(図3参照)。
当該理由につき説明を加えると、貯留タンク10から排出された昇圧前のボイルオフガスBOGが、第1熱交換器EX9への流入直前には、配管入熱等により、−120℃程度に昇温しており、当該−120℃程度のボイルオフガスBOGでは、昇圧後のボイルオフガスBOGを、せいぜい−110℃程度にまでしか冷却できない。このため、抽気圧力を高め、第1熱交換器EX9での熱交換効率を高めたとしても、第1熱交換器EX9では昇圧後のボイルオフガスBOGを−110℃までしか冷却できない。言い換えると、ある抽気圧力以上では、第2熱交換器EX10で必要な熱交換量は、昇圧後のボイルオフガスBOGを−110℃から−160℃程度へ冷却する熱量となり、第2熱交換器EX10での熱交換量は、ほとんど変化しないから、抽気圧力が所定の圧力を超えて、ボイルオフガス圧縮コンプレッサCP1、CP2、CP3、CP4の圧縮動力を大きくしたとしても、第2熱交換器EX10での熱交換量を小さくすることができないのである。
また、ボイルオフガスBOGを気液分離する際のフラッシュ流の流量が大きくなるから、当該フラッシュ流の流量を抑制するべく、第2熱交換器EX10での冷媒N2による冷却量(過冷却量)を増加させる必要があるために、冷媒圧縮コンプレッサCP6、CP7、CP8の圧縮動力は大きくなる。
これらの関係から、ボイルオフガスBOGを再液化する過程において、複数のボイルオフガス圧縮コンプレッサCP1、CP2、CP3、CP4の圧縮動力のうち抽気されるボイルオフガスBOGの抽気圧力に関連する圧縮動力と、冷媒圧縮コンプレッサCP6、CP7、CP8の圧縮動力との合計動力は、図4に示されるように、抽気圧力が7MPaG以上10MPaG以下の範囲(図4で、ΔPで示される幅)の間において、最小となる。
従って、当該実施形態に係る圧力設定部60aは、当該合計動力を小さくして、再液化の過程における効率向上を図るべく、抽気圧力を7MPaG以上10MPaG以下に設定するのである。
尚、シミュレーションの条件としては、本実施形態と、特許文献1に開示の技術と、特許文献2に開示の技術との夫々の液化装置への到着時温度(例えば、−120℃)において、ボイルオフガスBOGが2883kg/hが発生したものとし、主機関負荷が30%の場合では、発生したボイルオフガスBOGのうち、約1400kg/hを主機関へ送り、残りの一部を発電機へ送り、その残りを液化するという条件とした。
尚、発電機にて発電された電力は、船内電力と主機関等への燃料供給や冷媒サイクル駆動のためのコンプレッサ動力として用いられるものとした。また、液化動力が、本実施形態と、特許文献1に開示の技術と、特許文献2に開示の技術とで異なるので、発電機へ送るボイルオフガスBOGの量は、夫々で異なっている。
(1)上記実施形態では、ボイルオフガスの再液化設備100は、LNGを運搬するLNG運搬船50に設けられる例を示したが、別に、当該構成に限定されるものではない。
他の例としては、採掘されたLNGを海上で精製した後、直接液化させて貯留タンク10内に貯蔵し、必要に応じて、当該貯留タンク10内に保存されたLNGをLNG運搬船へ移載するために使用される設備であるLNG FPSO(Florting Production Strage and Off−loading)等の洋上プラントに設けられても良い。
しかしながら、抽気流路L2を通流するボイルオフガスBOGで、再液化されたボイルオフガスBOGは、必ずしも貯留タンク10へ戻す必要はなく、場合によっては、ボイルオフガスBOGの冷熱を空調や冷熱発電に利用するような構成を採用しても構わない。
また、冷媒圧縮コンプレッサの数についても、特に、限定されるものではなく、第2熱交換器EX10にて要求される温度及び冷熱量に応じて、適宜変更可能である。
そして、ボイルオフガス圧縮コンプレッサ及び冷媒圧縮コンプレッサの数に対応する状態で、クーラーの数も適宜変更可能である。
即ち、主機関としての高圧噴射型エンジン40の排熱を熱源とする吸収式冷凍機(図示せず)と、当該吸収式冷凍機にて発生する冷熱を回収すると共に回収した冷熱をボイルオフガス圧縮部20及び冷凍サイクル回路Cにおけるクーラーにて供給する熱媒体を循環可能な熱媒体循環回路(図示せず)を備える構成を採用しても構わない。
尚、熱媒体循環回路は、ボイルオフガス圧縮部20及び冷凍サイクル回路Cにおけるクーラーのすべてに冷熱を供給するように配設しても構わないし、その一部に冷熱を供給するように配設しても構わない。
20 :ボイルオフガス圧縮部
30 :気液分離器
40 :高圧噴射型エンジン
60a :圧力設定部
100 :再液化設備
BOG :ボイルオフガス
C :冷凍サイクル回路
CP1 :第1ボイルオフガス圧縮コンプレッサ
CP2 :第2ボイルオフガス圧縮コンプレッサ
CP3 :第3ボイルオフガス圧縮コンプレッサ
CP4 :第4ボイルオフガス圧縮コンプレッサ
CP5 :第5ボイルオフガス圧縮コンプレッサ
CP6 :第6冷媒圧縮コンプレッサ
CP7 :第7冷媒圧縮コンプレッサ
CP8 :第8冷媒圧縮コンプレッサ
EX10 :第2熱交換器
EX9 :第1熱交換器
L2 :抽気流路
LNG :液化天然ガス
N2 :冷媒
V1 :減圧弁
Claims (5)
- 液化天然ガスを貯留する貯留タンクと、当該貯留タンクから排出されるボイルオフガスを圧縮するボイルオフガス圧縮部と、当該ボイルオフガス圧縮部にて圧縮された液化ボイルオフガスの一部を燃料とする高圧噴射型エンジンと、前記ボイルオフガス圧縮部にて圧縮されたボイルオフガスの他部を抽気し再液化して前記貯留タンクへ戻す抽気流路と、前記抽気流路を通流するボイルオフガスと熱交換して当該ボイルオフガスを冷却する冷媒を循環する冷凍サイクル回路とを水上構造物上に備えるボイルオフガスの再液化設備であって、
前記抽気流路が、前記ボイルオフガス圧縮部にて前記高圧噴射型エンジンのエンジン供給圧力まで昇圧される前のボイルオフガスを抽気するものであり、
前記抽気流路を通流するボイルオフガスを前記貯留タンクから前記ボイルオフガス圧縮部までを通流するボイルオフガスと熱交換する形態で冷却する第1熱交換器と、
前記抽気流路で前記第1熱交換器を通過したボイルオフガスを前記冷凍サイクル回路を通流する冷媒にて冷却する第2熱交換器と、
前記抽気流路へ抽気するボイルオフガスの抽気圧力を、前記エンジン供給圧力未満で、且つ前記抽気流路を通流するボイルオフガスを前記第1熱交換器にて液化される液化圧力以上に設定する圧力設定手段とを備えるボイルオフガスの再液化設備。 - 前記圧力設定手段は、前記抽気圧力を設定する際に、前記抽気圧力の下限圧力を前記ボイルオフガスの臨界圧力以上に設定する請求項1に記載のボイルオフガスの再液化設備。
- 前記抽気流路で前記第2熱交換器を通過したボイルオフガスを減圧する減圧弁と、当該減圧弁にて減圧されたボイルオフガスを気液分離する気液分離器を備え、
前記圧力設定手段は、前記抽気圧力の上限圧力を、前記気液分離器から気体として排出されるフラッシュ流の流量が抑制されるフラッシュ流抑制圧力未満に設定する請求項1又は2に記載のボイルオフガスの再液化設備。 - 前記ボイルオフガス圧縮部は、ボイルオフガスを圧縮するボイルオフガス圧縮コンプレッサを複数備え、
前記冷凍サイクル回路は、冷媒を圧縮する冷媒圧縮コンプレッサを備え、
前記圧力設定手段は、抽気されるボイルオフガスが再液化される過程において、複数の前記ボイルオフガス圧縮コンプレッサの圧縮動力のうち抽気されるボイルオフガスの抽気圧力に関連する圧縮動力と、前記抽気流路で前記第2熱交換器を通過するボイルオフガスを過冷却する時の前記冷媒圧縮コンプレッサの圧縮動力との合計動力が小さくなるように、前記抽気圧力を設定する請求項1〜3の何れか一項に記載のボイルオフガスの再液化設備。 - 前記圧力設定手段は、前記抽気圧力を、7MPaG以上10MPaG以下に設定する請求項1〜4の何れか一項に記載のボイルオフガスの再液化設備。
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