JP2018537629A - 圧力降下ステーションのための制御システムおよび方法 - Google Patents

Abstract

パイプライン（７）内のガスを減圧するためのシステム（１）が記載されている。システムは、ガスを第１の圧力から第２の圧力に膨張させることによって機械的動力を発生させるように構成され配置された膨張機（１１）を含む。システムは、ヒートポンプ（２３）と、ヒートポンプ（２３）から熱を受け取り、熱交換器（９）を介してガスに熱を供給するために、内部で循環する熱伝達流体を収容する熱伝達回路（１９）と、をさらに含む。コントローラ（５１）がさらに設けられ、熱伝達回路（１９）内を循環する熱伝達流体の流量を、熱伝達流体からガスに伝達される発熱率の関数として、特に、熱交換器のガス入口側およびガス出口側におけるガスと熱伝達流体との間の温度差の関数として、変調するように構成され配置される。【選択図】図１

Description

本開示は、ガス輸送に関する。より具体的には、本開示は、加圧ガスがより低い圧力で分配網内に分配されるように減圧される、いわゆる圧力降下ステーションに関する。本明細書で開示される実施形態は、ガスの効率的な減圧および圧力エネルギーの少なくとも部分的な回収を提供するためのシステムおよび方法に関する。

ガスは、家庭用途だけでなく産業用途にも使用される主なエネルギー源の１つである。天然ガスは、通常は炭化水素の混合物で構成され、長距離にわたって輸送パイプラインを通して輸送され、分配網または分配グリッドに分配される。

ガスは、比較的高圧、例えば５５〜６５バールの範囲で輸送パイプラインで輸送される。ガスが最終ユーザに分配される分配網において、ガスは、地元の法律に応じて、実質的により低い圧力、例えば６〜２４バールの範囲内にある。圧力降下ステーションが使用され、必要に応じてガスの圧力を降下させながらガスが輸送パイプラインから分配網に向かって流れる。

一般的に使用される圧力降下ステーションでは、ガスはジュールトムソン（ＪＴ）バルブとも呼ばれる圧力制御バルブ内で膨張される。圧力に関連するエネルギー全体が圧力制御バルブ内で散逸される。減圧中に、ジュールトムソン効果によりガスが冷却される。減圧プロセスの終了時に低すぎるガス温度に達した場合には、ガス中に存在するより重質の炭化水素が凝縮する可能性がある。凝縮および／または水和物の形成を防止するために、分配網の入口における最小許容温度は、通常、法律によって設定される。最低温度は通常約０〜５℃である。したがって、減圧の前に、ガスが加熱され、減圧後にその最終温度が分配網の入口における最小許容ガス温度以下に低下しないようにする。

圧縮ガスは通常、熱水による熱交換によって加熱され、熱水はボイラーで生成されるが、ボイラーでは分配網で輸送されるガスの一部が燃焼して熱を発生させる。第１の圧力すなわち輸送圧力から輸送圧力よりも低い第２の圧力すなわち分配圧力までガスを減圧することは、２つの要因によるエネルギー消費プロセスである。一方では、ガス中に存在する圧力エネルギーが散逸する。他方では、低圧ガスの温度が最低許容ガス温度以下に低下するのを防止するために、高圧ガスを加熱する目的のために一定量のガスを消費しなければならない。

ガスからの圧力エネルギーを回収することにより、減圧プロセスのエネルギー消費を少なくする試みがなされている。この目的のために、ガスをターボ膨張機、例えばラジアルタービンで膨張させ、ターボ膨張機は、ガス流に含まれる圧力エネルギーの少なくとも一部を機械的動力に変換する。後者は、それ自体として利用されるか、発電機によって電力に変換される。

しかしながら、圧力降下は同じであり、機械的動力を生成するターボ膨張機による膨張プロセスは、ＪＴバルブよりもはるかに高い温度低下を引き起こす。これは、ガス変換が断熱変換ではなく、膨張するガスの流れから動力が抽出される準等エントロピー変換になるという事実に単純に対応している。

したがって、ガス分配網の入口での温度要件を満たすためには、単純なＪＴバルブを減圧目的で使用する場合に必要な温度よりも高い温度で高圧ガスを加熱するために、より多くの熱出力を費やさなければならない。膨張機で発生した動力による収益と加熱のための余分な支出を考慮すると、結果的に余裕がないので、ターボ膨張機および発電機などの複雑な機械で必要とされる高い投資を正当化することはほとんどない。

米国特許第８，０２８，５３５号は、ガス減圧システムにおいてガスを加熱するための熱源として、トランスクリティカルヒートポンプを使用することを提案している。トランスクリティカルヒートポンプが、周囲温度と、減圧システムで膨張されるガスによって達成される必要がある高温との間で動作するときに達成することができる高い性能係数を考慮すると、トランスクリティカルヒートポンプの使用は、特定の運転条件下で、より効率的な減圧システムをもたらすことができる。

しかし、トランスクリティカルヒートポンプを使用する減圧システムは、特定の運転条件、すなわち膨張機を通る設計流量に対してガス流量が減少する場合には、得策ではないことが判明した。このエネルギー源の使用の種類のために、ガス流量は、例えば、夜間にはるかに少ない量のガスしか必要とされないなど、劇的な日々の変動を有することに留意されたい。寒い季節にガスの消費量が多いことや、年間を通じて変化する可能性のある産業活動の変動に関連したガス消費量の変動による、激しい年間の変動も考慮に入れなければならない。

同様の制限および欠点は、膨張機内の膨張前に加圧ガスを加熱するための加熱手段として標準的な、すなわち非トランスクリティカルなヒートポンプが使用される場合にも遭遇する。

したがって、ガス温度を上昇させる熱源として膨張機およびヒートポンプを使用する圧力降下ステーションの効率をさらに改善するための必要性が存在する。

欧州特許第２３９０４７０号明細書

第１の態様によれば、パイプライン内のガスを減圧するためのシステムが本明細書で開示され、システムは、第１のより高い圧力から第２のより低い圧力までガスを膨張させることによって機械的動力を発生させるように構成され配置された膨張機を含む。このシステムはさらに、ヒートポンプと、ヒートポンプから熱を受け取り、熱交換器を介してガスに熱を供給するために、内部で循環する熱伝達流体を収容する熱伝達回路と、をさらに含む。システムはまた、熱伝達回路内を循環する熱伝達流体の流量を、熱伝達流体からガスに伝達される発熱率の関数として、特に、熱交換器のガス入口側およびガス出口側におけるガスと熱伝達流体との間の温度差の関数として、変調するように構成され配置されたコントローラを含む。

いくつかの実施形態では、熱交換器は、パイプライン内のガスの流れの方向に関して膨張機の上流に配置される。このようにして、ガスは膨張機内で膨張する前に加熱される。

ヒートポンプは、例えば、作動流体として二酸化炭素を使用するトランスクリティカルヒートポンプなどのトランスクリティカルヒートポンプとすることができる。トランスクリティカルヒートポンプは、作動流体が作業回路の少なくとも一部においてトランスクリティカル（遷移臨界）状態にあるようなヒートポンプである。

いくつかの実施形態によれば、ヒートポンプの最適な性能係数が達成されるように熱伝達流体の流量を設定するために、コントローラは、熱伝達流体の流量を、熱交換器のガス入口側およびガス出口側におけるガスと熱伝達流体との間の温度差の関数として変調するように構成され配置することができる。

さらなる態様によれば、パイプライン内のガスを減圧するための方法が本明細書で開示され、本方法は、
熱交換器および膨張機を通してガスを供給するステップと、
膨張機内でガスを第１の圧力から第２の圧力に膨張させ、膨張機により機械的動力を発生させるステップと、
熱伝達回路内を循環し、かつ、ガスおよびヒートポンプによって処理された作動流体と熱交換関係にある熱伝達流体を介してヒートポンプから熱を供給することによって、熱交換器内のガスを加熱するステップと、
熱伝達回路内の熱伝達流体の流量を、熱伝達流体からガスに伝達される発熱率の関数として、特に、熱交換器のガス入口側およびガス出口側におけるガスと熱伝達流体との間の温度差の関数として、変調するステップと
を含む。

特徴および実施形態が、本明細書で以下に開示されており、添付の特許請求の範囲においてさらに説明されている。添付の特許請求の範囲は、本明細書の必須の部分を形成する。上記の簡単な説明は、以下の詳細な説明をより深く理解できることを目的とし、さらに当該技術分野に対する本発明の寄与をより評価できるようにするために、本発明の種々の実施形態の特徴を記載している。もちろん本発明には他にも特徴があり、他の特徴は以下に説明され、添付の特許請求の範囲に記載される。この点で、本発明のいくつかの実施形態を詳細に説明する前に、本発明の種々の実施形態が、それらの応用において、以下の説明に記載され、あるいは図面に示される構成の詳細および構成要素の配置に制限されないことを理解されたい。本発明は、他の実施形態も可能であり、様々な方法で実施および実行することができる。また、本明細書で用いられる表現および用語は説明を目的とするものであり、限定とみなすべきではないことを理解されたい。

このように当業者ならば、本開示が基づく構想が、本発明のいくつかの目的を実行するための他の構造体、方法、および／またはシステムを設計する基礎として容易に利用することができることを理解するであろう。したがって、本発明の趣旨および範囲から逸脱しない限り、特許請求の範囲はこのような均等な構造を含むものとみなされるということが重要である。

本発明の開示された実施形態、および本発明の多くの付随する利点のより全面的な理解は、添付の図面と結び付けて検討される際、以下の詳細な説明を参照することにより、これらがよりよく理解される場合に容易に得られる。

本開示によるシステムの例示的な実施形態のブロック図である。 温度−エントロピー図におけるトランスクリティカルヒートポンプの熱力学的サイクルを示す図である。 図１のシステムの熱交換器における１つの動作条件での熱伝達を示す熱伝達曲線の図である。 図１のシステムの熱交換器における別の動作条件での熱伝達を示す熱伝達曲線の図である。 図１のシステムの熱交換器におけるさらに別の動作条件での熱伝達を示す熱伝達曲線の図である。

例示的な実施形態についての以下の詳細な説明では、添付の図面を参照する。異なる図面における同じ符号は、同一または類似の要素を示す。さらに、図面は必ずしも縮尺通りに描かれていない。また、以下の詳細な説明は、本発明を限定するものではない。代わりに、本発明の範囲は、添付の特許請求の範囲によって定められる。

本明細書全体を通して「一実施形態」「実施形態」または「いくつかの実施形態」への言及は、ある実施形態と結び付けて説明される特定の特徴、構造、または特性が、開示される主題の少なくとも１つの実施形態に含まれることを意味する。したがって、本明細書全体の様々な場所で「一実施形態では」「実施形態では」または「いくつかの実施形態では」という表現が現れても、必ずしも同じ実施形態（単数および複数）を指すものではない。さらに、特定の特徴、構造または特性は、１つまたは複数の実施形態において任意の適切な方法で組み合わせられてもよい。

本明細書では、トランスクリティカルヒートポンプを使用する本開示によるシステムの例示的な実施形態の詳細な説明が提供される。しかし、本明細書に開示したシステムおよび方法の特徴の少なくとも一部は、標準の、すなわち非トランスクリティカルなヒートポンプを使用する設備でも使用できることが理解されよう。

本明細書で使用される「トランスクリティカルヒートポンプ」という用語は、作動流体が周期的な熱力学的変換を受け、トランスクリティカル状態と亜臨界状態との間で変化するヒートポンプを示す。

本開示によるシステムの例示的な実施形態の概略図が、図１に示されている。

全体的に符号１で示すシステムは、高圧ガス輸送パイプライン３と低圧ガス分配網５との間に配置されている。システム１は、高圧ガス輸送パイプライン３に流体的に連結されたパイプライン７を含む。パイプライン７に沿って熱交換器９が配置されている。熱交換器９は、向流熱交換器とすることができる。

膨張機１１、例えばラジアルターボ膨張機は、パイプライン７内のガスの流れの方向（矢印Ｆ）に関して、熱交換器９の下流に配置されている。膨張機１１の入口は、熱交換器９の出口に流体結合され、膨張機１１の出口は、低圧ガス分配網５に流体結合される。膨張機１１は、符号１１Ａで概略的に示す可変入口ガイドベーン（ＩＧＶ）を含むことができ、これは、後でより詳細に説明するように、膨張機１１を通るガス流量を調節するように制御することができる。膨張機１１は、そこを通る最大流量をサポートするように設計され、可変ＩＧＶ１１Ａは、低圧ガス分配網５からのガスの需要に応じて、流量を最小流量から前記最大流量まで調節するために使用される。

膨張機１１は、膨張機１１の上流の第１のより高い圧力から、膨張機１１の下流の第２のより低い圧力までガスを膨張させるように配置され構成されている。仕事がガス膨張により生成され、機械的動力は膨張機シャフト１３上で利用可能である。いくつかの実施形態では、機械的動力を電力に変換することができる。例えば、図１に示すように、膨張機シャフト１３は、膨張機１１によって生成された機械的動力を電力に変換する発電機１５に機械的に結合することができ、電力は配電網１７に、または１つもしくは複数の電気的負荷（図示せず）に直接供給される。

熱交換器９を流れるガスは熱伝達回路１９と熱交換関係にあり、例えばポンプ２１によって熱伝達流体が熱伝達回路１９を通して循環される。熱伝達流体は、液体、例えば水、または任意の他の適切な流体とすることができる。矢印ＨＴは、熱伝達回路１９における熱伝達流体の流れの方向を表す。熱伝達回路１９内の熱伝達流体は、パイプライン７および熱交換器９を流れるガスに熱を伝達する。熱伝達流体は、さらに、熱伝達流体が熱を受け取るヒートポンプ２３の高温側と熱交換関係にある。本明細書に記載された例示的な実施形態では、ヒートポンプ２３はトランスクリティカルヒートポンプである。

トランスクリティカルヒートポンプ２３は、符号２５で概略的に示す作動流体回路からなり、作動流体は、低温熱源、例えば空気、水または地面から熱を抽出するために周期的熱力学的変換を受け、熱伝達回路１９内を循環する熱伝達流体に対してより高い温度の熱を放出する。符号２７は、低温熱源と熱交換関係にあるトランスクリティカルヒートポンプ２３の低温熱交換器を模式的に示している。符号２９はトランスクリティカルヒートポンプ２３の高温熱交換器を模式的に示している。膨張バルブ３１および電動モータ３５により駆動される圧縮機またはポンプ３３は、作動流体回路２５を低圧側および高圧側に分割する。

トランスクリティカルヒートポンプ２３と熱交換器９との間に介在する熱伝達回路１９により、熱交換器９とパイプライン７とを別々にかつトランスクリティカルヒートポンプ２３から離れて配置することができる。

高圧ガス輸送パイプライン３からの高圧ガスは、入口圧力Ｐ_ｉｎおよび入口温度Ｔ_ｉｎでパイプライン７に入る。入口圧力Ｐ_ｉｎは、高圧ガス輸送パイプライン３の動作条件に依存し、入口温度Ｔ_ｉｎはとりわけ環境要因に依存するが、高圧ガス輸送パイプライン３を地中に配置することができるので、環境条件によって変動する可能性がある。

低圧ガス分配網５の入口、すなわち膨張機１１の下流では、実質的に一定のガス出口圧力を維持しなければならない。システム１は、ガス出口圧力Ｐ_ｏｕｔが圧力設定点Ｐｓの周りに維持されるように制御される。低圧ガス分配網５、すなわち膨張機１１の下流でより重い分子量を有するガス成分の凝縮を防止するために、膨張機１１の下流のガス温度Ｔ_ｏｕｔは最小ガス出口温度以下に低下してはならない。システム１は、ガス出口温度Ｔ_ｏｕｔが温度設定点Ｔｓ付近に維持されるように、または前記温度設定点を超えて維持されるように制御することができる。トランスクリティカルヒートポンプ２３によって供給される熱は、ガス出口温度Ｔ_ｏｕｔを温度設定点Ｔｓまたはそれ以上に維持することができるように、膨張機１１における膨張の前にガス温度を上昇させる。

温度設定点Ｔｓは、例えば、システム１が設置されている国で適用されている規則に準拠した、約０〜５℃、または他の任意の温度値であってもよい。規制によって許容される最低温度よりも高い温度が使用されても、好ましい実施形態では、膨張前にガスを加熱するのに必要な熱出力が最小になるように温度設定点Ｔｓを最小許容値に設定することが好ましい。温度制御ループを設けて、温度Ｔ_ｏｕｔを温度設定点Ｔｓの周りに維持することができる。

他の実施形態では、温度制御ループを省略することができ、温度Ｔ_ｏｕｔが常に最小温度設定点を上回るように膨張機１１の入口の温度を選択することができる。しかし、これはエネルギー節約の観点からは最適ではない。実際、膨張機が、減少したガス流量、すなわち設計点以下の流量で作動する場合には、電力量の減少が生じる一方、膨張前にガスを加熱するために過剰な熱エネルギーが消費されるので、膨張によって生成される電力とガスを予熱するために消費される電力との間の比が最適値以下に低下する。

いくつかの実施形態によれば、膨張機１１は、それを通る最大ガス流が、低圧ガス分配網５からの最大予想ガス流需要よりも低くなるように設計される。膨張機１１を通って許容される最大ガス流を超えるガスを供給するための補助ガス供給ダクトを設けることができる。図１に示す実施形態では、パイプライン７、熱交換器９および膨張機１１を含む回路は、高圧ガス輸送パイプライン３に流体結合された入口および低圧ガス分配網５に流体結合された出口を有するガス供給ダクト３７と並列に配置される。

ガス供給ダクト３７に沿って、圧力制御バルブ装置３９およびヒータ装置４１を設けることができる。ヒータ装置４１は、圧力制御バルブ装置の下流に配置することができる。図面に示す他の現在好ましい実施形態では、ヒータ装置４１は、ガス供給ダクト３７を通るガス流の方向（矢印ＧＤ）に関して圧力制御バルブ装置３９の上流に配置されている。

以下の説明から明らかになるように、いくつかの動作条件の下では、ガスがガス供給ダクト３７を通って流れず、低圧ガス分配網５からのガス流需要全体がパイプライン７を介して供給されるように、圧力制御バルブ装置３９を閉じることができる。これは、低圧ガス分配網５が、膨張機１１の最大設計流量以下のガス流量を必要とする場合に特に起こる。逆に、低圧ガス分配網５によってより高いガス流量が要求される場合には、ガスはガス供給ダクト３７も通って流れる。

圧力制御バルブ装置３９は、図１に概略的に示すように、１つの圧力制御バルブ、または並列に配置された複数の圧力制御バルブ３９．１、３９．２、．．．３９．ｎを含むことができる。各圧力制御バルブ３９．１、３９．２、．．．３９．ｎは、ガス流量需要に応じて、選択的に開閉することができる。

ヒータ装置４１は、ヒータ４３と、二次熱伝達回路４５と、熱交換器４７と、から構成することができる。例えば、高圧ガス輸送パイプライン３によって供給されるガスを燃焼させることによって、ヒータ４３で発生した熱は、１つまたは複数の圧力制御バルブ３９．１〜３９．ｎが開かれたときに、二次熱伝達回路４５を通ってガス供給ダクト３７を流れるガスに伝達される。

以上説明したシステム１は、以下のように動作する。低圧ガス分配網５からの需要が、膨張機１１を通って流れることができる最大流量よりも低い場合には、ガスは、圧力制御バルブ３９．１〜３９．ｎが閉じられている間に、パイプライン７および膨張機１１を通ってのみ流れる。ガスは、入口圧力Ｐ_ｉｎ（あるいはパイプライン７および熱交換器９に沿った損失が考慮される場合は僅かに低い圧力）から圧力設定点Ｐｓの周りに維持される出口圧力Ｐ_ｏｕｔまで膨張機１１内で膨張する。膨張機１１の圧力降下は機械的動力を発生し、これは発電機１５によって電力に変換され、配電網１７上で利用可能である。

膨張機１１から出るガスは出口温度Ｔ_ｏｕｔを有し、出口温度Ｔ_ｏｕｔは温度設定点Ｔｓの付近に維持されなければならない。膨張したガスの温度が温度設定点Ｔｓより低下するのを防止するために、トランスクリティカルヒートポンプ２３によって提供された熱Ｑは、熱交換器９を通ってパイプライン７を流れるガスに伝達される。熱交換器９で交換される熱Ｑは、熱交換器９のガス入口側のガス入口温度Ｔ１から熱交換器９のガス出口側のガス出口温度Ｔ２にガス温度を上昇させる。図１に示す実施形態では、熱交換器９は向流熱交換器である。したがって、熱伝達流体は入口温度Ｔ３でガス出口側の熱交換器９に入り、温度Ｔ４でガス入口側の熱交換器９を出る。

図３は、水平軸上の熱流に対する垂直軸上の２つの流体の温度を示す熱対温度線図を示す。線Ｗは熱伝達流体、例えば水の温度を表し、線Ｇはガスの温度を表す。図３の線ＣＯ２は、トランスクリティカルヒートポンプ２３内の作動流体、例えば二酸化炭素の温度を表す。Ｔ５およびＴ６は、それぞれ熱交換器２９内の作動流体の入口温度および出口温度であり、トランスクリティカルヒートポンプ２３の作動流体によって熱Ｑ２（図１）が熱伝達回路１９内の熱伝達流体に対して熱交換される。

図２は、トランスクリティカルヒートポンプ２３の作動流体回路２５内の作動流体の熱力学的サイクルを示す。高温の熱は、作動流体の温度が温度Ｔ５から温度Ｔ６まで低下する等圧線ＡＢに沿って作動流体から排除される。熱は、熱伝達回路１９内を循環する熱伝達流体に伝達される。この相の作動流体はトランスクリティカル状態にある。冷却後に、作動流体は膨張バルブ３１内で膨張し（図２の曲線ＢＣを参照）、より低い温度およびより低い圧力に達する。膨張した流体は、熱交換器２７での熱交換により加熱され、蒸発し、過熱状態を達成することができる（図２の曲線ＣＤＥ）。最後に、圧縮機３３は、必要な温度Ｔ５に達するまで作動流体を圧縮する（図２の曲線ＥＦを参照）。

図２の線図において、直線Ｗは、向流熱交換器２９内の作動流体に対して熱を交換する熱伝達流体の温度上昇を表す。

温度Ｔ２は、膨張後に、低圧ガス分配網５の入口におけるガス温度Ｔ_ｏｕｔが温度設定点Ｔｓ、例えば５℃近くになるように設定される。トランスクリティカルヒートポンプ２３によってガスに供給されるべき熱量Ｑは、ガス流量と、ガス入口温度Ｔ_ｉｎに依存する加圧ガスの初期温度Ｔ１と、に依存する。パイプライン７を通る所与のガス流量および熱伝達回路１９内の熱伝達流体の所与の流量に関して、トランスクリティカルヒートポンプ２３は、温度Ｔ_ｏｕｔが温度設定点Ｔｓの近くに維持されることを確実にする所要量の熱を提供する。

図１の線図において、符号Ｔ１、Ｔ２、Ｔ３、Ｔ４、Ｔ５、Ｔ６、Ｔ_ｏｕｔおよびＴ_ｉｎは流体回路の各点における流体の温度を表し、また、必要であれば、前記温度を測定するための温度トランスデューサを模式的に示す。同様に、Ｐ_ｉｎおよびＰ_ｏｕｔはそれぞれの圧力値を示し、圧力値を検出するための圧力トランスデューサを示すことができる。

周知のように、トランスクリティカルヒートポンプ２３の性能係数（ＣＯＰ）は、Ｔ５とＴ６との間の平均温度の関数であり、前記平均温度が低下するにつれて増加する。実際、熱は、熱力学的サイクルの曲線ＤＡに沿って圧縮を行うために機械的な力を利用して、より低温の熱源（例えば周囲空気）からより高温のヒートシンク（熱交換器２９）に「ポンピング」されるので、必要とされる温度上昇が低いほど、必要とされる機械的動力の量が小さくなり、ひいてはトランスクリティカルヒートポンプ２３のＣＯＰが高くなることを十分に理解することができる。

トランスクリティカルヒートポンプ２３は、所与の温度Ｔ５に対してＣＯＰを最大にするように、作動流体回路２５内の条件を設定する内部ヒートポンプコントローラ２３Ｃを有する。方法およびアルゴリズムは、この目的のためにヒートポンプ製造業者によって開発されており、通常、ヒートポンプコントローラ２３Ｃによって実行される。

低圧ガス分配網５からのガス需要の変化は、出口圧力の変化を引き起こす。より具体的には、ガス需要が増加すると、圧力Ｐ_ｏｕｔが低下する傾向がある。逆に、低圧ガス分配網５からのガスの需要が少ない場合、圧力Ｐ_ｏｕｔが増加する傾向がある。出口圧力Ｐ_ｏｕｔを制御し、圧力設定点Ｐｓの近くに前記圧力を維持するために、圧力制御ループを特徴とするコントローラ５１が設けられる。圧力トランスデューサ（図１のＰ_ｏｕｔに模式的に示す）は、出口圧力Ｐ_ｏｕｔの実際の値を測定することができる。測定された出口圧力値Ｐ_ｏｕｔは、コントローラ５１によって圧力設定点Ｐｓと比較される。圧力制御ループは、測定値Ｐ_ｏｕｔと圧力設定点Ｐｓとの間の誤差を計算し、圧力誤差信号Ｅｐを生成する。圧力誤差信号Ｅｐは、例えば誤差信号Ｅｐに応じて可変ＩＧＶ１１Ａを開閉する適切なアクチュエータを介して、膨張機１１の可変ＩＧＶ１１Ａに作用するために使用することができる。

圧力Ｐ_ｏｕｔが圧力設定点Ｐｓより下に降下する傾向がある場合には、圧力誤差信号Ｅｐは、可変ＩＧＶ１１Ａを開くことにより膨張機１１を通るガス流量を増加させる。逆に、圧力Ｐ_ｏｕｔが圧力設定点Ｐｓより上に上昇する傾向がある場合には、圧力誤差信号Ｅｐにより可変ＩＧＶ１１Ａが部分的に閉じて、ガス流量を減少させる。

熱交換器９を通るガス流量が変化するので、膨張機入口におけるガス温度Ｔ２、ひいてはガス出口温度Ｔ_ｏｕｔも変化する。温度Ｔ_ｏｕｔは、ガス流量に依存する膨張機１１の効率によってさらに影響される。

温度制御ループは、ガス出口温度Ｔ_ｏｕｔが膨張機１１を通るガス流量の変化に起因する変動を打ち消すように、ガス出口温度Ｔ_ｏｕｔを制御するコントローラ５１によって特徴付けられ、ガス出口温度Ｔ_ｏｕｔが温度設定点Ｔｓの近くに維持される。コントローラ５１は、例えば適切な温度トランスデューサ（図１に符号Ｔ_ｏｕｔで表す）による実際の温度Ｔ_ｏｕｔに関する情報を受信し、測定されたＴ_ｏｕｔおよびガス温度設定点Ｔｓに基づいて温度誤差信号Ｅｔを生成する。温度誤差信号Ｅｔは、トランスクリティカルヒートポンプ２３のコントローラ２３Ｃに対する入力パラメータとして用いられる。

ガス需要が増加すると、より高いガス流量が膨張機１１を通って流れ、これは温度Ｔ_ｏｕｔの低下を引き起こす。温度誤差信号Ｅｔは、トランスクリティカルヒートポンプ２３から追加の出力を要求する。逆に、ガス需要が低下すると、パイプライン７を通って膨張機１１を流れるガスが少なくなり、したがって温度Ｔ_ｏｕｔが上昇する。したがって、コントローラ５１は温度誤差信号Ｅｔを生成し、トランスクリティカルヒートポンプ２３に、より少ない負荷（より少ない熱出力）が要求されていることを通知する。トランスクリティカルヒートポンプ２３は、トランスクリティカルヒートポンプ２３の動作点を変更することにより、温度誤差信号Ｅｔに反応する。トランスクリティカルヒートポンプ２３のコントローラ２３Ｃによって適用される制御方法は、ヒートポンプ製造業者によって使用される方法のいずれか１つであってもよい。

パイプライン７内のガス流量が変化すると、これまで説明した２つの制御ループのみを使用する場合には、トランスクリティカルヒートポンプ２３内の作動流体の温度Ｔ５、Ｔ６ならびに熱交換器９の入口側および出口側の入口温度および出口温度Ｔ１〜Ｔ４は、システム１の所与の動作条件に対して可能な限り最大のＣＯＰを提供しない新しい値の組に移動することができる。この現象は、図３、図４および図５を参照することによって最もよく理解することができる。

図４および図５は、図３に関連して既に説明したのと同じ曲線ＣＯ２、ＷおよびＧを示しているが、部分負荷条件、すなわち、パイプライン７を流れるガスに供給される熱量が、図３に示されている動作条件（全負荷）で必要とされる熱の約５０％である場合について示す。これは、例えば、低圧ガス分配網５からのガス需要の低下およびそれに伴う膨張機１１を通るガス流量の減少によるものであり得る。図４では、熱伝達回路１９内の熱伝達流体の流量は、図３の流量と同一である。図５では、図４と同じ熱量が、トランスクリティカルヒートポンプ２３によって熱伝達回路１９を通ってパイプライン７内のガスに伝達されるが、その中を循環する熱伝達流体の異なる流量を用いている。

ここで図４を参照すると、熱交換器９の入口および出口におけるガス温度は、それぞれＴ１’およびＴ２’と符号が付されている。熱伝達流体の入口温度および出口温度は、Ｔ３’およびＴ４’と符号が付されている。符号Ｔ５’およびＴ６’は、それぞれ、熱交換器２９の入口および出口でのトランスクリティカルヒートポンプ２３の作動流体の温度を示している。トランスクリティカルヒートポンプ２３の動作条件は、コントローラ５１によって設定された条件の下でトランスクリティカルヒートポンプ２３のＣＯＰが最大になるように、コントローラ２３Ｃによって制御される。温度Ｔ５’、Ｔ６’、したがって温度Ｔ３’、Ｔ４’は、コントローラ２３Ｃによって決定され、ガス温度Ｔ２’は、ガス出口温度Ｔ_ｏｕｔが温度設定点Ｔｓ付近に留まることを保証する。

線Ｇの傾斜角は、次式に比例し、

ここで、
ｍｇはガスの質量流量であり、
ｃｐｇはガスの比熱容量である。

同様に、線Ｗの傾斜角は、次式に比例し、

ここで、
ｍｗは熱伝達流体の質量流量であり、
ｃｐｗは熱伝達流体の比熱容量である。

熱交換器９を通るガスの質量流量は、図３に示す状態から図４に示す状態に減少するので、曲線Ｇの傾斜角は、図３のαから図４のα’に増加する。高圧ガス輸送パイプライン３内のガス温度が一定のままであると仮定すると、図４の温度Ｔ１は図３と同じままである。パイプライン３内のガス温度変化が膨張機１１を通るガス流量の変化よりもはるかに遅いので、この仮定が成立し得る。

熱伝達回路１９における熱伝達流体の流量は、図３の状態から図４の状態に移行する際に変化しないと仮定されているので、曲線Ｗの傾斜角βは、図３および図４において同じままである。

図４は、ガスの温度と熱伝達流体の温度との間の差が特定の点でゼロになることによって証明されるように、熱交換器９が実際にオーバーサイズである、すなわち、熱交換器の全表面の一部分のみが実際に利用されていることを示している。

熱伝達流体の流量を変えることによって、熱伝達回路１９の異なる動作条件下で、同じ量の熱（Ｑの５０％）を熱伝達流体からパイプライン７を流れるガスに伝達することができる。図５は、熱伝達回路１９内の熱伝達流体のより低い流量を使用して、図４と同じ熱量がパイプライン７を流れるガスに供給される状況を示す。熱伝達流体の流量の変化は、曲線Ｗの傾きβの変化に対応する。図３および図４の状況に対する熱伝達流体の流量を減少させることによって、曲線の傾きＷは図５のβからβ’に増加する。

図４と図５を比較することによって分かるように、熱伝達回路１９の流量が変化すると、熱伝達流体の入口温度Ｔ３’’および出口温度Ｔ４’’、ならびにトランスクリティカルヒートポンプ２３内の作動流体の対応する温度Ｔ５’’、Ｔ６’’もまた変化し、コントローラ２３Ｃによって、新しい動作条件に対して最大ＣＯＰを提供する値に設定される。

図４および図５を比較することによって、平均温度

が平均温度

よりも低いことが理解できる。

したがって、結論として、図４および図５の動作条件は、両方ともコントローラ５１によって特徴付けられる温度制御ループおよび圧力制御ループからの要求を満たし、両方ともＣＯＰを最大にするトランスクリティカルヒートポンプ２３の動作点に対応する。しかし、熱伝達回路１９内の熱伝達流体の流量を変更することによって、２つの異なるＣＯＰを達成することができ、その一方は熱伝達流体のより低い流量に対応するが、これは、ＡＢ線に沿うトランスクリティカルヒートポンプ２３の作動流体回路内の作動流体の平均温度がより低いからである。

コントローラ５１の圧力制御ループおよび温度制御ループは、膨張機１１の下流のガスの出口温度Ｔ_ｏｕｔおよび出口圧力Ｐ_ｏｕｔをそれぞれ温度設定点Ｔｓおよび圧力設定点Ｐｓの付近に維持するために、システム１の動作点を変化させる。より具体的には、圧力制御ループは、パイプライン７および膨張機１１を通るガス流量を変更する。温度制御ループは、熱交換器９の出口におけるガス温度Ｔ２を調整させる。熱伝達回路１９内の熱伝達流体の所与の流量に対して、ガス温度Ｔ２は、最大ＣＯＰを提供するトランスクリティカルヒートポンプ２３の一義的に決定された動作条件の下で達成することができ、前記一義的に決定された動作条件は、トランスクリティカルヒートポンプ２３のコントローラ２３Ｃにより設定される。

熱伝達回路１９内の熱伝達流体の流量はシステムのさらなる変数であり、これはトランスクリティカルヒートポンプ２３のＣＯＰをさらに最適化するよう作用することができる。

したがって、例えばポンプ２１の回転速度を変更することによって、熱伝達回路１９内の熱伝達流体の流量を制御するさらなる制御ループを設けることができる。このさらなる制御ループは、本明細書では流量制御ループと呼ばれる。流量制御ループは熱伝達回路１９内の熱伝達流体の流量を変化させて、トランスクリティカルヒートポンプ２３の最適な最大ＣＯＰに対応する最適値に流量を設定する。流量制御回路は、ポンプ２１に供給される流量制御信号Ｅｆ（図１を参照）を提供して、最適なＣＯＰ条件が達成されるまで熱伝達流体の流量を変化させることができる。

曲線ＧおよびＷが互いに平行である場合、すなわち、
ΔＴａ＝（Ｔ３−Ｔ２）＝（Ｔ４−Ｔ１）＝ΔＴｂ
である場合には、所与のガス流量に対する最適な動作条件が達成できることが発見されている。

したがって、流量制御ループは、熱交換器９の入口および出口で測定されたガス温度および熱伝達流体温度を使用することができ、２つの温度差ΔＴａ、ΔＴｂの一方に基づいて、かつポンプ２１に作用することによって熱伝達流体の流量を反復的に変更することによって、２つの温度差値を等化することを目的とするアルゴリズムを実行することができる。例えば、
ΔＴａ＝（Ｔ３−Ｔ２）＜（Ｔ４−Ｔ１）＝ΔＴｂ
である場合には、流量制御信号Ｅｆは流量を減少させることができ、その逆も可能である。

上述の流量制御ループは、図１にＴ１、Ｔ２、Ｔ３、Ｔ４で概略的に示す温度センサによって行うことができる単純な温度測定に基づいているので、特に有効である。この方法は、トランスクリティカルヒートポンプ２３からのデータへのアクセスを必要とせず、複雑な熱力学的計算を必要としない。また、トランスクリティカルヒートポンプ２３の内部動作に関する情報を知る必要もない。

しかし、現時点であまり好ましくない実施形態では、流量制御ループを異なる方法で構成することもできる。例えば、トランスクリティカルヒートポンプ２３のＣＯＰは、所与の組の動作パラメータに対して計算することができる。流量制御ループは、例えば反復的摂動観測アルゴリズムに基づくことができ、熱伝達回路１９内の熱伝達流体の流量の段階的変化を引き起こすことができる。流量変化がＣＯＰの低下を引き起こす場合には、これは反対の変化が必要であり、次の反復ステップで適用されることを意味する。例えば、熱伝達流体の流量の増加がＣＯＰの低下を引き起こす場合には、次の反復ステップは、膨張機１１の所与の作用点に対して最大ＣＯＰが達成されるまで、流量を減少させる。

反対に、プロセスの反復ステップによって課せられる流量変化がＣＯＰの増加をもたらす場合には、次の反復ステップは同じ方向に流量変化を課す。

図１に示す実施形態では、膨張機１１は、システム１を通して供給可能な最大流量の一部のみであるガス流量をサポートするような大きさになっている。これは、部分負荷条件下で大部分の時間にわたって圧力降下システムが作動するという事実を考慮に入れている。したがって、低圧ガス分配網５によって要求することができる最大ガス流量をサポートするように膨張機１１およびトランスクリティカルヒートポンプ２３を設計することは効果的ではない。

低圧ガス分配網５から要求されたガス流量が膨張機１１を通る最大流量容量を超えて増加した場合、すなわち、圧力制御ループが膨張機１１の可変ＩＧＶ１１Ａを完全に開放した場合には、圧力制御バルブ装置３９のバルブ３９．１〜３９．ｎを選択的に開くことによって追加のガス流量を提供することができる。ジュールトムソン効果により、圧力制御バルブ３９．１〜３９．ｎを流れるガスの圧力が低下する。低圧ガス分配網５から要求される流量に応じて、１つまたは複数の圧力制御バルブ３９．１〜３９．ｎを完全に開くことができる。圧力制御バルブ３９．１〜３９．ｎのうちの１つが部分的に開放され、出口ガス圧力を要求された圧力設定点Ｐｓに維持しながら、低圧ガス分配網５からの要求を満たすように流量を動的に適合させるために使用される。ヒータ４１は、出口ガス温度Ｔ_ｏｕｔが温度設定点Ｔｓに維持されるように、圧力制御バルブ装置３９を流れるガスを加熱するために使用される。圧力制御バルブ装置３９およびヒータ４１の制御は、コントローラ５１とは別個のコントローラによってそれ自体公知の方法で行うことができる。

温度Ｔ_ｏｕｔは、図１に示すように、膨張機１１を流れるガスが圧力制御バルブ装置３９を流れるガスと混合する点の下流で実際に測定されることに留意されたい。実際には、重要であって制御されるものは、システム１の出口におけるガス温度であり、これは２つのガス流路７、３７を通る流量に依存する。

本明細書で説明される主題の開示された実施形態が図面に示され、いくつかの例示的な実施形態と結び付けて具体的および詳細に上で十分に説明されてきたが、多くの修正、変更、および省略が、本明細書に記載された新たな教示、原理、および概念、ならびに添付の特許請求の範囲に述べられる主題の利点から著しく逸脱することなく可能であることが当業者には明らかであろう。

例えば、ガス流Ｆの方向に関して膨張機１１の下流に熱交換器９を配置することによって、ガスをその上流ではなく膨張機１１の下流で加熱することができる。供給経路３７に沿ったヒータ装置４１および圧力制御バルブ装置３９についても同様である。

したがって、開示される技術革新の適切な範囲は、すべてのそのような修正、変更、および省略を含むように、添付の特許請求の範囲を最も広く解釈することによってのみ定められるべきである。また、いかなる方法または方法ステップの順序または並びは、代替的な実施形態によって変更、または再度順序付けすることもできる。

１ システム
３ 高圧ガス輸送パイプライン
５ 低圧ガス分配網
７ パイプライン、ガス流路
９ 熱交換器
１１ 膨張機
１３ 膨張機シャフト
１５ 発電機
１７ 配電網
１９ 熱伝達回路
２１ ポンプ
２３ トランスクリティカルヒートポンプ
２３Ｃ 内部ヒートポンプコントローラ
２５ 作動流体回路
２７ 熱交換器
２９ 向流熱交換器
３１ 膨張バルブ
３３ 圧縮機、ポンプ
３５ 電動モータ
３７ ガス供給ダクト、ガス流路、供給経路
３９ 圧力制御バルブ装置
４１ ヒータ装置、ヒータ
４３ ヒータ
４５ 二次熱伝達回路
４７ 熱交換器
５１ コントローラ

Claims (17)

1. パイプライン（７）内のガスを減圧するためのシステム（１）であって、
   ガスを第１の圧力から第２の圧力に膨張させることによって機械的動力を発生させるように構成され配置された膨張機（１１）であって、前記第１の圧力は前記第２の圧力よりも高い、膨張機（１１）と、
   ヒートポンプ（２３）と、
   前記ヒートポンプ（２３）から熱を受け取り、熱交換器（９）を介して前記ガスに熱を供給するために、内部で循環する熱伝達流体を収容する熱伝達回路（１９）と、
   前記熱伝達回路（１９）内を循環する前記熱伝達流体の流量を、前記熱伝達流体から前記ガスに伝達される発熱率の関数として、特に、前記熱交換器（９）のガス入口側およびガス出口側における前記ガスと前記熱伝達流体との間の温度差の関数として、変調するように構成され配置されたコントローラ（５１）と
   を含むシステム（１）。
2. 前記熱交換器（９）は、前記パイプライン（７）内の前記ガスの流れの方向に関して前記膨張機（１１）の上流に配置される、請求項１に記載のシステム（１）。
3. 前記ヒートポンプ（２３）は、トランスクリティカルヒートポンプである、請求項１または２に記載のシステム（１）。
4. 前記コントローラ（５１）は、前記熱交換器（９）の前記入口および前記出口におけるガス温度を測定し、かつ、前記熱交換器（９）の前記入口および前記出口における熱伝達流体温度をさらに測定するように配置され構成された温度センサに機能的に接続される、請求項１乃至３のいずれか１項または複数の項に記載のシステム（１）。
5. 前記コントローラ（５１）は、前記熱交換器（９）の前記ガス入口におけるガスと熱伝達流体との間の第１の温度差と、前記熱交換器（９）の前記ガス出口における前記ガスと前記熱伝達流体との間の第２の温度差と、の差を最小にするように、前記熱伝達流体の前記流量を変調するように構成された流量制御ループを特徴とする、請求項１乃至４のいずれか１項または複数の項に記載のシステム（１）。
6. 前記流量制御ループは、前記ヒートポンプ（２３）の前記ＣＯＰを最大にするように、前記熱伝達回路（１９）内の前記熱伝達流体の前記流量を変更するように構成される、請求項５に記載のシステム（１）。
7. 前記コントローラ（５１）は、前記熱伝達流体から前記ガスへの前記発熱率に作用することによって、前記膨張機（１１）の下流のガス温度とガス温度設定点との間の差を最小にするように配置され構成された温度制御ループを特徴とする、請求項１乃至６のいずれか１項または複数の項に記載のシステム（１）。
8. 前記コントローラ（５１）は、前記膨張機（１１）を通る前記ガス流量に作用することによって、前記膨張機（１１）の下流のガス圧力とガス圧力設定点との間の差を最小にするように配置され構成された圧力制御ループを特徴とする、請求項１乃至７のいずれか１項または複数の項に記載のシステム（１）。
9. 前記膨張機（１１）は、可変入口ガイドベーンを有し、前記コントローラ（５１）は、前記可変入口ガイドベーンに作用することによって、前記膨張機（１１）を通るガス流量を調節するように構成され配置される、請求項１乃至８のいずれか１項または複数の項に記載のシステム（１）。
10. 前記膨張機（１１）および前記熱交換器（９）と並列に配置されたガス供給ダクト（３７）をさらに含み、前記ガス供給ダクト（３７）に沿って、圧力制御バルブ装置（３９）およびヒータ（４３）が配置され、前記ヒータ（４３）は、好ましくは、前記ガス供給ダクト（３７）内の前記ガス流方向に関して前記圧力制御バルブ装置（３９）の上流に配置され、前記圧力制御バルブ装置（３９）は、好ましくは、並列に配置された複数の圧力制御バルブからなる、請求項１乃至９のいずれか１項または複数の項に記載のシステム（１）。
11. パイプライン（７）内のガスを減圧するための方法であって、
    熱交換器（９）および膨張機（１１）を通してガスを供給するステップと、
    熱伝達回路（１９）内を循環し、かつ、前記ガスおよびヒートポンプ（２３）によって処理された作動流体と熱交換関係にある熱伝達流体を介して前記ヒートポンプ（２３）から熱を供給することによって、前記熱交換器（９）内の前記ガスを加熱するステップと、
    前記膨張機（１１）内で前記ガスを第１の圧力から第２の圧力に膨張させ、前記膨張機（１１）により機械的動力を発生させるステップと、
    前記熱伝達回路（１９）内の前記熱伝達流体の流量を、前記熱伝達流体から前記ガスに伝達される発熱率の関数として、特に、前記熱交換器（９）のガス入口側およびガス出口側における前記ガスと前記熱伝達流体との間の温度差の関数として、変調するステップと
    を含む方法。
12. 前記ヒートポンプ（２３）は、トランスクリティカルヒートポンプである、請求項１１に記載の方法。
13. 前記熱交換器（９）内の前記ガスを加熱する前記ステップは、前記膨張機（１１）内の前記ガスを膨張させる前記ステップの前に実行され、前記熱交換器（９）は、ガス流方向に関して前記膨張機（１１）の上流に配置される、請求項１１または１２に記載の方法。
14. 前記熱伝達流体の前記流量を、前記熱交換器（９）のガス入口側およびガス出口側における前記ガスと前記熱伝達流体との間の温度差の関数として変調するステップを含む、請求項１１乃至１３のいずれか１項または複数の項に記載の方法。
15. 前記熱交換器（９）の前記ガス入口におけるガスと熱伝達流体との間の第１の温度差と、前記熱交換器（９）の前記ガス出口における前記ガスと前記熱伝達流体との間の第２の温度差と、の差を最小にするように、前記熱伝達流体の前記流量を変調するステップを含む、請求項１１乃至１４のいずれか１項または複数の項に記載の方法。
16. 前記熱伝達流体から前記ガスへの前記発熱率に作用することによって、前記膨張機（１１）の下流のガス温度とガス温度設定点との間の差を最小にするステップを含む、請求項１１乃至１５のいずれか１項または複数の項に記載の方法。
17. 前記パイプライン（７）内の前記ガス流量に作用することによって、前記膨張機（１１）の下流のガス圧力とガス圧力設定点との間の差を最小にするステップを含む、請求項１１乃至１６のいずれか１項または複数の項に記載の方法。

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