JP4976426B2 - 冷凍サイクル系統、天然ガス液化設備、及び冷凍サイクル系統の改造方法 - Google Patents

Description

本発明は、冷凍サイクル系統、天然ガス液化設備、及び冷凍サイクル系統の改造方法に関する。

気体の天然ガスを輸送に適した液化天然ガスにするためには、天然ガスを加圧した状態で−１５０℃程度の低温まで冷却してから外気圧近傍まで膨張させる必要がある。この冷却は、プロパンや混合冷媒等の複数の冷凍サイクルの組合せにより実現されている。これらの冷凍サイクルの起動の際には、プロセス内の冷媒の温度・圧力が定格運転時と異なるため、冷媒圧縮機の起動に必要なトルク（以下、起動トルクという）が定格運転時よりも大きくなり、駆動源のトルク特性によっては冷媒圧縮機が起動できなくなる可能性が指摘されている。この問題の解決のため、（ａ）冷媒圧縮機の吸い込みラインに絞り機構を設置して起動時に吸い込み流量を絞る方法、（ｂ）予め容量が大きい駆動源を設置する方法、（ｃ）冷媒圧縮機の吐出側に放出口を設けて冷媒を外部に排出する方法が一般に知られている。特許文献１によると、圧縮機の吸い込みラインに設置した絞り機構の開度を圧縮機の回転数に応じて操作して圧縮機を起動する方法が示されている。

特開２００２−３２２９９６号公報

冷媒圧縮機の吸い込み部における冷媒の温度と圧力は、上流側の蒸発器で蒸発させた冷媒の温度と、その温度に対応する飽和圧力に等しい。上記特許文献１に記載された技術を含め、起動時に圧縮機の吸い込み流量を絞る方法は質量流量を低減できるので起動トルクの低減には有効であるが、定常運転時には絞り装置が圧縮機の吸い込みラインの抵抗となって圧縮機の軸動力増大に繋がるので省エネルギの観点では望ましくない。また、冷媒が高温で飽和圧力が高い状態から起動させるため吸い込み流量が比較的大きく、起動トルクを軽減する効果が制限される。

特に、駆動機として冷媒圧縮機に直結された一軸のガスタービンを用いた場合、ガスタービンが発生し得るトルクは定格回転数以外では極限られており、吸気部の絞り機構の制御のみでは十分に対応することができず、起動トルクとして裕度の大きい駆動機を選定せざるを得ず設備コストが増大する傾向にあった。また、定格運転時だけでなく起動時のことを考慮して駆動機を選定する必要があるため、定格点が必ずしも駆動源の最適運転点にならず駆動機の効率が低下する場合があった。

そこで本発明は、冷媒圧縮機の起動時の必要動力を低減し、一軸のガスタービンを駆動源とした場合の冷媒圧縮機の起動安定化を図ることができる冷凍サイクル系統、天然ガス液化設備、及び冷凍サイクル系統の改造方法を適用することを目的とする。

上記目的を達成するため、本発明は、被冷却媒体を冷却した冷媒を冷媒圧縮機で圧縮し、凝縮された冷媒の一部を冷媒圧縮機の入口に戻すように構成し、冷媒圧縮機を駆動する一軸式のガスタービンが定格回転数に達するまでガスタービンの昇速率が目標値に近付くように冷媒圧縮機の入口に戻す冷媒の流量を制御する。

本発明によれば、冷媒圧縮機の起動時の必要動力を低減し、一軸のガスタービンを駆動源とした場合の冷媒圧縮機の起動安定化を図ることができる。

本発明の冷凍サイクル系統の第１実施例の概略図である。 本発明の冷凍サイクル系統の起動時から定常運転時にかけての各弁の開度及び冷媒圧縮機の入口圧、出口圧の時間変化を示したグラフである。 本発明の冷凍サイクル系統の第１実施例を用いた天然ガス液化設備の概略図である。 本発明の冷凍サイクル系統の第１実施例の他の構成例の概略図である。 本発明の冷凍サイクル系統の第１実施例のさらに他の構成例の概略図である。 本発明の冷凍サイクル系統の第２実施例の概略図である。 本発明の冷凍サイクル系統の第３実施例の概略図である。

符号の説明

３ 冷媒圧縮機
５ 受液器
６ 凝縮器
１２ 戻り流路
１３ 絞り弁
１４ 放風流路
１５ 放風弁
２５ 膨張部
２６ 蒸発部
２７ ガスタービン
３１ ＩＧＶ
３５ 回転数検出器
３６ 操作盤
４５ 可変静翼
５０ 真空ポンプ
６０ エジェクタ
１００ 主熱交換器
１２０ 混合冷媒冷凍サイクル系統
１３０ プロパン冷凍サイクル系統

以下に図面を用いて本発明の実施の形態を説明する。
本発明に係る冷凍サイクル系統は、冷媒と熱交換させることで被冷却媒体を冷却するものである。冷却後の被冷却媒体は、これを冷熱源として利用する熱利用施設に供給される。熱利用施設の一例としては、例えば気体の状態の天然ガスを冷却し液化する施設が挙げられる。天然ガスは液化することにより体積が減少し運搬効率が向上する。勿論、天然ガスを液化する施設に限らず冷却後の被冷却媒体を熱源として利用できる施設であれば、本発明の冷凍サイクル系統の被冷却媒体の利用先とすることができる。

（構成）
図１を用いて本発明に係る冷凍サイクル系統の第１実施例を説明する。

本冷却系統は、例えばプロパンを作動流体としており、冷媒圧縮機３、凝縮器６、受液器５、膨張部２５、蒸発部２６を有している。

冷媒圧縮機３は、一軸式のガスタービン２７と同軸に連結され、ガスタービン２７とともに一体となって回転軸４を中心に回転するロータを構成する。ガスタービン２７は、外気を吸い込んで圧縮する空気圧縮機１、この空気圧縮機１からの圧縮空気とともに燃料を燃焼して燃焼ガスを発生させる燃焼器（図示せず）、燃焼器からの燃焼ガスにより回転動力を得るタービン２を備えている。空気圧縮機１の入口にはＩＧＶ（インレットガイドベーン）３１が設けられており、空気圧縮機１への吸気流量が調整可能になっている。冷媒圧縮機３は、これに直結されたガスタービン２７の回転動力を駆動源としてガスタービン２７と同一回転数で回転し、蒸発部２６で被冷却媒体を冷却した後で配管２１〜２３を介して導かれた冷媒を圧縮する。

ＩＧＶ３１は操作盤３６からの指令信号Ｓ３１により開度調整される。操作者は、操作盤３６の操作による制御対象の手動操作も操作盤３６内に格納した自動運転プログラムによる自動運転も可能である。なお、操作盤３６の制御対象とは、代表的には、ＩＧＶ３１他、後述する各弁１３，１５，１６，１８，３１，４１，４２やガスタービン２７の燃焼器の燃料供給系統等が挙げられる。また、ガスタービン２７の回転数は回転数検出器３５により検出され、回転数検出器３５により検出された回転数の検出信号Ｓ３５は操作盤３６に出力される。回転数検出器３５は、一体となって回転するガスタービン２７及び冷媒圧縮機３のロータのどの部分の回転数を検出するようにしても良いが、図１では冷媒圧縮機３のロータの回転数を検出している。

操作盤３６は、内部に制御装置を備えており、回転数検出器３５からの検出信号Ｓ３５を基にガスタービン２７の回転数を演算する演算手段としての機能、制御対象であるＩＧＶ３１、各弁１３，１５，１６，１８，３１，４１，４２等に開度を操作者の操作に応じて指令する指令信号を出力する制御部としての機能、或いは格納した自動運転プログラムにより制御対象を自動制御する制御部としての機能を有する。これらの機能は同一の操作盤３６に持たせずに独立した複数の制御装置に分担させても良い。

上記凝縮器６は、冷媒圧縮機３の出口に配管２０を介して接続しており、配管１１を介して導かれた外気又は海水等の冷熱源と熱交換させることにより、冷媒圧縮機３で圧縮された冷媒を冷却して凝縮させる。

受液器５は、配管１７を介して凝縮器６に接続しており、凝縮器６で凝縮した冷媒を受け入れる。配管１７の途中には弁１６が設けられている。弁１６は操作盤３６からの指令信号Ｓ１６により開度調整される。

膨張部２５は、受液器５から供給された液体の冷媒を膨張させるものであり、本実施例では、高圧膨張弁１８、中圧膨張弁４１、低圧膨張弁４２の複数の膨張弁で構成することで、冷媒を段階的に膨張させ減温させるようになっている。膨張弁１８，４１，４２は操作盤３６からの指令信号Ｓ１８，Ｓ４１，Ｓ４２によりそれぞれ開度調整される。

蒸発部２６は、配管１０を通る被冷却媒体から熱を奪うとともに奪った熱で冷媒を蒸発させるものである。本実施例では、高圧蒸発器９、中圧蒸発器８、低圧蒸発器７の複数の蒸発器で蒸発部２６を構成することにより、膨張部２５で発生した低温冷媒と熱交換させて配管１０を流通する被冷却媒体を順次冷却すると同時に膨張部２５で膨張した冷媒を蒸発させる。

高圧蒸発器９は配管１９を介して受液器５に接続しており、高圧膨張弁１８は配管１９の途中に設けられている。中圧蒸発器８は配管２８を介して高圧蒸発器９に接続しており、中圧膨張弁４１は配管２８の途中に設けられている。低圧蒸発器７は配管２９を介して中圧蒸発器８に接続しており、低圧膨張弁４２は配管２９の途中に設けられている。蒸発器７〜９は、それぞれ配管２３，２２，２１を介し、冷媒圧縮機３の低圧段・中圧段・高圧段に接続している。

配管１０を流通する被冷却媒体は、例えば、メタン・エタン・プロパンからなる混合冷媒を作動流体とした混合冷媒サイクル系統（図示せず）から供給されており、高圧蒸発器９、中圧蒸発器８、低圧蒸発器７で順次冷却される。最終的に低圧蒸発器７で例えば−３５℃程度まで冷却された配管１０は、図示しない天然ガス冷却系統へ送られ、例えば天然ガスを冷却する冷熱源として利用される。

さらに、本実施例の冷凍サイクル系統においては、配管１７（凝縮器６の下流側）と冷媒圧縮機３の入口を接続する戻り流路１２、戻り流路１２の途中に設けた絞り弁１３、戻り流路１２から分岐して外気に連通した放風流路１４、及び放風流路１４の途中に設けた放風弁１５を有している。戻り流路１２は凝縮器６で凝縮された冷媒を冷媒圧縮機３の入口に戻す流路であり、絞り弁１３は戻り流路１２を流れる冷媒の流量を制御する絞り部である。放風流路１４は冷媒圧縮機３から吐出された圧縮冷媒の一部を大気へ放風（放出）する流路であり、放風弁１５は放風流路１４を流れる冷媒の流量（大気放出量）を制御する絞り部である。絞り弁１３及び放風弁１５の開度は操作盤３６からの指令信号Ｓ１３，Ｓ１５によりそれぞれ制御される。

（定常運転時の動作）
図１及び図２を用いて本実施例の冷凍サイクル系統の定常運転状態の動作を説明する。以下の説明では、作動媒体にプロパンを用いた場合を例に挙げて説明し、各段階において考えられ得る冷媒や被冷却媒体の温度や圧力の一例を（括弧）内に記載する。また、以下の動作は、操作盤３６による手動操作によるものであっても、操作盤３６内に予め格納してある自動運転プログラムに順ずる操作盤３６内の制御装置の自動制御によるものであっても良い。

図２は本実施例の冷凍サイクル系統の起動時から定常運転時にかけての各弁の開度及び冷媒圧縮機３の入口圧、出口圧の時間変化を示したグラフである。

定常運転時すなわち定格負荷定格回転数（ＦＳＦＬ）に達した後は、回転数検出器３５からの検出信号Ｓ３５に応じて操作盤３６内で演算されたガスタービン２７の回転数を基に、ガスタービン２７の回転数が実質一定になるように絞り弁１３等の開度を制御する。具体的には、定常運転時に移行した後、絞り弁１３及び放風弁１５は操作盤３６からの指令信号Ｓ１３，Ｓ１５に応じて最小開度（例えば全閉〜１０％程度）に設定され、弁１６及び膨張弁１８，４１，４２は指令信号Ｓ１６，Ｓ１８，Ｓ４１，Ｓ４２によりそれぞれ最大開度に設定される。ＩＧＶ３１も最大開度である。これにより冷媒圧縮機３で圧縮された冷媒は全て又は大部分が配管１７を介し受液器５に導かれて一時貯留される。この場合、配管１７を介して受液器５へ導かれた冷媒流量と同量の冷媒が配管１９を介して受液器５から高圧蒸発器９へ供給され、受液器５→膨張部２５→蒸発部２６→冷媒圧縮機３→受液器５の経路の閉ループをなす。受液器５は外気によって外気温度程度（温度Ｔ０）に温められ、仮に外気温度が４０℃の時には、受液器５内のプロパンの圧力は４０℃のプロパンの飽和圧力（１．４ＭＰａ）程度になる。

本冷凍サイクル系統では、受液器５に貯蔵された液体プロパン冷媒（４０℃，１．４ＭＰａ）が配管１９を流通し、高圧膨張弁１８を通過する際に概ね所定の圧力Ｐ１（０．６３ＭＰａ）まで減圧され、断熱膨張することにより圧力Ｐ１のプロパンの飽和温度に対応した温度Ｔ１（９℃）の気液混合状態となる。

高圧蒸発器９では、温度Ｔ１のプロパン冷媒のうち、液相部分が蒸発し蒸発潜熱を奪うことにより、配管１０を流通する被冷却媒体（４０℃）を冷却する。その後、気相のプロパン冷媒は配管２１を介して冷媒圧縮機３の高圧段に供給され、回転駆動する冷媒圧縮機３により冷媒圧縮機３の出口圧力Ｐout（１．５ＭＰａ）まで圧縮される。一方、高圧蒸発器９内の液相のプロパン冷媒は、配管２８を流通し中圧膨張弁４１を通過する際に断熱膨張することにより、圧力Ｐ１より低い圧力Ｐ２（０．２５ＭＰａ）に減圧し、圧力Ｐ２の飽和温度である温度Ｔ２（−１９℃）の気液混合状態となる。

中圧蒸発器８では、温度Ｔ２（−１９℃）のプロパン冷媒のうち、液相部分が蒸発して蒸発潜熱を奪うことにより被冷却媒体をさらに低温まで冷却する。その後、気相のプロパン冷媒は、配管２２を介して冷媒圧縮機３の中圧段に供給され、最終的に冷媒圧縮機３の出口圧力Ｐout（１．５ＭＰａ）まで圧縮される。一方、中圧蒸発器８内の液相のプロパン冷媒は、配管２９を流通し低圧膨張弁４２を通過する際に断熱膨張することにより、圧力Ｐ２より低い圧力Ｐ３（０．１ＭＰａ）に減圧し、圧力Ｐ３の飽和温度である温度Ｔ３（−４１℃）の気液混合状態となる。

低圧蒸発器７では、温度Ｔ３（−４１℃）のプロパン冷媒の全てを蒸発させて、被冷却媒体を目標温度Ｔｍ（−３５℃）程度まで冷却する。蒸発したプロパン冷媒は配管２３を介して冷媒圧縮機３の低圧段（吸気部）に供給され、冷媒圧縮機３の出口圧力Ｐout（１．５ＭＰa）にまで圧縮される。冷媒圧縮機３の吸気部において、プロパン冷媒は吸気圧Ｐinに対応した飽和状態にあるが、冷媒圧縮機３で圧縮されるにつれて圧縮動力を得て冷媒圧縮機３の出口では高圧高温状態の過飽和状態になる。冷媒圧縮機３で圧縮された過飽和状態の冷媒は、配管２０を介して凝縮器６に供給され、配管１１から供給された外気又は海水等の冷熱源により外気温度程度に冷却される。

蒸発器９，８，７で順次冷却された被冷却媒体は、配管１０を通って天然ガス液化プラント等の熱利用施設（図示せず）に冷媒として供給される。

（起動時の動作）
次に本実施例の冷凍サイクル系統の起動時の動作を説明する。

起動時すなわちガスタービン２７が定格負荷定格回転数（ＦＳＦＬ）に達するまでは、回転数検出器３５からの検出信号Ｓ３５に応じて操作盤３６内で演算されたガスタービン２７の回転数を基に、ガスタービン２７の昇速率が目標値（例えば図２中の最上段のグラフに示す傾き）に近付くように絞り弁１３等の開度を制御する。また、ガスタービン２７の回転数（演算結果）に応じてＩＧＶ３１の開度を増加させ、ＩＧＶ３１が最大開度になった後に絞り弁１３の開度を増加させる。

順番に説明すると、起動時には、高圧膨張弁１８、中圧膨張弁４１、低圧膨張弁４２の開度は、操作盤３６からの指令信号Ｓ１８，Ｓ４１，Ｓ４２に応じ、定格運転時における各弁１８，４１，４２の出口圧力Ｐ１〜Ｐ３がそれぞれ設定圧力（例えば、０．６３ＭＰａ、０．２５ＭＰａ、０．１ＭＰａ）程度になるように予め調整されている。

ＩＧＶ３１の制御は次の通りである。

駆動源としてのガスタービン２７は、回転数が低速領域（例えば定格回転数の７０％以下の範囲）にある間、空気圧縮機１のサージングを回避するためにＩＧＶ３１の開度を最小として空気圧縮機１の吸気流量を絞って起動する。ガスタービン２７の回転数は回転数検出器３５から入力される回転数の検出信号Ｓ３５により操作盤３６でモニタすることができる。ＩＧＶ３１の開度は操作盤３６からの指令信号Ｓ３１により設定される。自動運転の場合、操作盤３６内の制御装置が自動運転プログラムにしたがって検出信号Ｓ３５に応じてＩＧＶ３１への指令信号Ｓ３１を演算し出力するようにする。

その後、ガスタービン２７の回転数が上昇したら、回転数が所定範囲（例えば７０％から９０％の範囲）にある間は回転数の増加に比例させてＩＧＶ３１の開度を徐々に大きくする。本例の場合、ガスタービン２７の回転数が９０％以上の範囲では、ＩＧＶ３１の開度は変わらず実質一定（最大開度）である。ここでは、無負荷定格回転数（ＦＳＮＬ）に達した後、基本的に燃料流量の制御のみでガスタービン２７の出力を制御することを想定した。冷媒圧縮機３の負荷が許容範囲以下であれば、回転数が所定時間（例えば５分程度）で定格負荷定格回転数（ＦＳＦＬ）に達する。

各弁の制御は次の通りである。

ここで説明する弁１３，１５，１６，１８，４１，４２の開度は、回転数検出器３５からのガスタービン２７の回転数の検出信号Ｓ３５に応じて操作盤３６から順次出力される（又は操作者の操作により操作盤３６から適宜出力される）指令信号Ｓ１３，Ｓ１５，Ｓ１６，Ｓ１８，Ｓ４１，Ｓ４２にしたがって制御される。ガスタービン２７の回転数は、既述したように回転数検出器３５からの検出信号Ｓ３５を基に操作盤３６内の制御装置にて演算される。

起動前の時点では、膨張弁１８，４１，４２と弁１６は最小開度又は全閉になっており、高圧のプロパン冷媒が冷凍サイクル系統全体に充満しないように、受液器５の前後でプロパン冷媒の流通が遮断されている。受液器５内の冷媒温度は外気によって温度Ｔ０まで温められており、例えば温度Ｔ０が４０℃程度であれば、受液器５内の冷媒の圧力は４０℃のプロパン冷媒の飽和圧力である１．４ＭＰａ程度になっている。このとき、放風弁１５を開放しておくことで、冷凍サイクル系統内に残留したプロパン冷媒が大気放出され、冷媒圧縮機３の内部圧力が外気圧付近にまで減圧される。ガスタービン２７の回転数が無負荷定格回転数（ＦＳＮＬ）に達して冷媒圧縮機３の内部圧力が外気圧よりもやや高くなった時点で放風弁１５を最小開度とする。このとき、放風弁１５を全閉とせず微開（例えば１０％開度）にし、微量のプロパン冷媒を大気放出し冷凍サイクル系統への外気の流入を防止すると良い。

絞り弁１３は、ガスタービン２７の回転数が無負荷定格回転数（ＦＳＮＬ）に達するまで開けておき、凝縮器６で冷却されたプロパン冷媒が配管１２を介して冷媒圧縮機３の入口へ戻されるようにしておく。この間、絞り弁１３の開度はガスタービン２７の回転数の上昇とともに小さくしていく。無負荷定格回転数（ＦＳＮＬ）に達するまでは、放風弁１５が開放され凝縮器６の下流側が大気開放されてほぼ一定圧となっているため、絞り弁１３の開度が小さくなると絞り弁１３の前後差圧が増大し冷媒圧縮機３の入口圧力が次第に低下する。このようにして入口圧力を低下させていくことにより冷媒圧縮機３の圧縮動力を軽減し、図２に示したような単調に増加する目標又はそれに近い昇速率でガスタービン２７及び冷媒圧縮機３を定格回転数に到達させていく。

ガスタービン２７の回転数が無負荷定格回転数（ＦＳＮＬ）に達したら、放風弁１５を最小開度にするのに前後して（或いは同時に）徐々に高圧膨張弁１８を開けていき、冷媒圧縮機３を循環するプロパン冷媒の流量を増やしていく。高圧膨張弁１８の開度が小さい間は、高圧膨張弁１８による圧力損失で蒸発器９，８，７を通った後の冷媒圧力は定格値よりも低くなる場合があるが、高圧膨張弁１８の開度の増加とともに冷媒圧縮機３の入口圧力Ｐinは高くなる。回転数を一定として考えると、高圧膨張弁１８が開けて入口圧力Ｐinが上昇した分だけ冷媒圧縮機３の出口圧力Ｐoutが上昇し、高圧膨張弁１８の開度増大とともに入口圧力Ｐin及び出口圧力Ｐoutとも定常運転時の定格値に近付いていく。

このとき、ＩＧＶ３１が最大開度となった後、無負荷定格回転数（ＦＳＮＬ）から定格負荷定格回転数（ＦＳＦＬ）に達するまでの間、配管１２を通過するプロパン冷媒の質量流量が増大するため、配管１２の絞りが利き過ぎて冷媒圧縮機３の作動状態がサージングにならないように絞り弁１３の開度を次第に大きくしていく必要がある。そして、冷媒圧縮機３の出口圧力Ｐoutが受液器５の内部圧Ｐ０（例えば１．４ＭＰａ）を超えた時点で、絞り弁１３を最小開度（全閉又は微開（例えば１０％））として弁１６を開放しプロパン冷媒を受液器５へ送り込む。弁１６を開放した時点で定格負荷定格回転数に達するので、その後は絞り弁１３及び放風弁１５は最小開度（例えば全閉〜１０％程度）、弁１６及び膨張弁１８，４１，４２は最大開度を保ち、先に説明した定常運転に移行する。

（作用効果）
本実施例の冷凍サイクル系統により得られる作用効果を説明する。

一般に冷媒圧縮機は入口での媒体密度が小さいほど質量流量が減って圧縮動力が低下するため、絞り弁１３を閉じて吸気圧を低くすることで起動時の圧縮動力を低減する効果が得られる。定格運転時には、冷媒圧縮機３は、所定の圧力比α（例えば１５）の圧縮機として働くため、起動時に放風弁１５を開いて凝縮器６の下流側を大気開放しつつ絞り弁１３を絞って定格回転数（ＦＳＮＬ）で運転した場合、外気圧の１／α（圧力比１５の場合は１／１５、０．００７ＭＰa程度）まで冷媒圧縮機３の入口圧力Ｐinを下げることができる。したがって、非常に低い入口圧力Ｐinで冷媒圧縮機３を作動させることができ、冷媒圧縮機３の動力を入口圧力Ｐinが外気圧程度の状態で作動させた場合の１／αに低減することができる。

図２の最下段には本発明の冷媒圧縮機３及び比較例の圧縮動力が示されている。この比較例は、本実施例の冷凍サイクル系統における戻り流路１２及び絞り弁１３を省略したもので、冷媒圧縮機の入口圧力Ｐinを定格条件０．１ＭＰaで一定に設定し、受液器５から連続的に冷媒を供給して圧縮後の冷媒を冷媒圧縮機の出口で放風する起動方法を想定している。

同図に示すように、本発明の場合、定格回転数に達するまでの所要圧縮動力を比較例に比べて大幅に削減することができる。よって、定格回転時以外の出力が小さいガスタービンを駆動機として一軸に冷媒圧縮機３を直結した場合であっても、補助動力を設置することなく冷媒圧縮機３を安定に起動し目標又はそれに近い昇速率で定格回転数にまでガスタービン２７及び冷媒圧縮機３を昇速することができる。

また本実施例では、冷媒圧縮機３の起動時に冷媒圧縮機３で圧縮されて高温化されたプロパン冷媒が配管１２を介して吸気側へ戻る閉ループを構成しているが、その途中の凝縮器６において外気温度相当にまでプロパン冷媒が冷却されるため、圧縮動力で作動媒体が高温化されることを防ぐことができる。起動時に凝縮器６に供給されるプロパン冷媒は、外気圧程度の低圧プロパンであるため、凝縮器６で外気温度まで冷却されたとしても液化することはない。

また、本発明の場合、放風して消費するプロパン冷媒は、大部分が起動時に冷媒圧縮機３の内部に残ったプロパンであり、起動時に冷媒圧縮機３で圧縮されるプロパン冷媒は配管１２を通って循環する。よって、起動時に連続的に冷媒を消費する比較例に比して冷媒の消費が小さく経済的である。

（改造方法）
本発明の冷凍サイクル系統の場合、最も特徴的な構成要素が戻り流路１２及び絞り弁１３と簡便なものであるため、冷媒圧縮機を有する既存の冷凍サイクル系統に、戻り流路１２と絞り弁１３に相当する部材を追加することで構成可能である。放風流路１４・放風弁１５に相当する部材が既存の冷凍サイクル系統にない場合、これも追加することが好ましい。

このとき、戻り流路を介して圧縮後の冷媒を冷媒圧縮機に戻すことによりサイクル全体の流体条件（圧力・流量等）も変化する。そのため、ガスタービン及び冷媒圧縮機の少なくとも一方を戻り流路が追設された後の冷凍サイクルの流体条件に相応したものに交換する必要がある。既存の冷凍サイクル系統は、戻り流路がなくても起動可能なサイクルであるため、戻り流路を設けて冷媒圧縮機の入口圧を低下させなくても起動できるように補助の駆動源を別途用意したりしているのが通常である。したがって、改造後には、補助動力を省略したり補助動力を小型のものに代替したりすることができる。

（天然ガス液化設備）
図３は本実施例の冷凍サイクル系統を用いた天然ガス液化設備の全体構成図である。図３を用いて本実施例の冷凍サイクル系統の天然ガス液化設備への適用例を説明する。

図示した天然ガス液化設備の主要な構成要素は、天然ガス導入配管１０１から導入した天然ガス（気体状態）を冷却して液化する主熱交換器１００、主熱交換器１００に低温の冷媒を供給する混合冷媒冷凍サイクル系統１２０、混合冷媒冷凍サイクル系統１２０の冷媒を冷却するプロパン冷凍サイクル系統１３０である。

プロパン冷凍サイクル系統１３０は、図１に示した本実施例における冷凍サイクル系統である。プロパンサイクル系統１３０の被冷却媒体を流通する配管１０は気液分離器１４０に接続しており、プロパン冷凍サイクル系統１３０により所定温度（例えば−３５℃）まで冷却された混合冷媒は気液分離器１４０によって気液分離され、液相成分は配管１４１を介して、気相成分は配管１４２を介してそれぞれ気液分離器１４０から主熱交換器１００内部に流通される。

気液分離器１４０から延びる配管１４１，１４２は、主熱交換器１００の内部を通った後で一旦主熱交換器１００の外部に取り出され、主熱交換器１００の内部に設置したノズル１０９，１１０に再び接続している。配管１４１，１４２の主熱交換器１００の外部に一旦導かれた部分には、それぞれ膨張弁１０７，１０８が設けられており、配管１４１，１４２を流通する被冷却媒体は膨張弁１０７，１０８で断熱膨張し温度を低下させ、これにより生成した低温冷媒（低温化された被冷却媒体）がノズル１０９，１１０から主熱交換器１００の内部に散布される。

主熱交換器１００は、伝熱経路１０２，１０３，１０４，１０５，１０６を内部に備えている。伝熱経路１０２は配管１４１の途中に設けられており、気液分離器１４０で気相成分と分離されたプロパン冷凍サイクル系統１３０における被冷却媒体の液相成分を主熱交換器１００内のさらに低温の冷媒と熱交換させる。伝熱経路１０３，１０４は配管１４２の途中に設けられており、気液分離器１４０からの上記被冷却媒体の気相成分を主熱交換器１００内の冷媒と熱交換させる。伝熱経路１０５，１０６は天然ガス導入配管１０１の途中に設けられており、配管１０１を流通する天然ガスを主熱交換器１００内の冷媒と熱交換させる。

なお、特に図示していないが、天然ガス導入配管１０１には、その上流側において、酸性ガス除去工程、水分除去工程など、液化工程に必要な前処理工程を終えた天然ガスが導かれる。また、天然ガス導入配管１０１は、主熱交換器１００を通った後、主熱交換器１００の外部に延在している。天然ガス導入配管１０１における主熱交換器１００の下流側には膨張弁１０７が設けられている。

混合冷媒冷凍サイクル系統１２０は、低圧圧縮機１２１、高圧圧縮機１２２、中間冷却器１２５、後置冷却器１２６、電動機１２７を備えている。低圧圧縮機１２１は配管１２３を介して主熱交換器１００に接続しており、主熱交換器１００内に一次貯留された被冷却媒体が配管１２３を介して低圧圧縮機１２１の入口に導かれる。低圧圧縮機１２１と高圧圧縮機１２２は配管１２４を介して接続しており、低圧圧縮機１２１から吐出された被冷却媒体は配管１２４を介して高圧圧縮機１２２の入口に導かれる。高圧圧縮機１２２の出口にはプロパン冷凍サイクル系統１３０を通る配管１０が接続しており、混合冷媒冷凍サイクル系統１２０を経た被冷却媒体は配管１０を流通してプロパン冷凍サイクル系統１３０に導かれる。中間冷却器１２５は配管１２４に設けられ、後置冷却器１２６は配管１０に設けられている。また、低圧圧縮機１２１及び高圧圧縮機１２２はその駆動装置である電動機１２７と同軸に連結される。電動機１２７は、図示しないガスタービン発電装置によって発電した電力により駆動される。

上記構成の天然ガス液化設備では、まずプロパン冷凍サイクル系統１３０において所定温度（例えば−３５℃）まで冷却された被冷却媒体のうち気液分離器１４０で気相成分と分離された液相成分は、配管１４１を流通して主熱交換器１００の伝熱経路１０２に導かれ所定温度（例えば−１００℃程度）まで冷却された後、膨張弁１０７で断熱膨張してさらに低い温度（例えば−１２０℃程度）まで冷却され、主熱交換器１００内のノズル１０９に供給される。ノズル１０９から散布された冷媒は、主熱交換器１００の内部で、比較的低位置に設けた伝熱経路を冷却する。これにより伝熱経路１０２を流通する液相混合冷媒、伝熱経路１０３を流通する気相混合冷媒、伝熱経路１０５を流通する天然ガスがそれぞれ冷却される。

気液分離器１４０で分離された被冷却媒体の気相成分は、配管１４２から主熱交換器１００の伝熱経路１０３に供給され所定温度（例えば約−１００℃程度）まで冷却される。さらに、下流側の伝熱経路１０４でノズル１１０から散布される低温（例えば約−１７０℃）の冷媒と熱交換して所定温度（例えば約−１５０℃）まで冷却されて大部分が凝縮する。凝縮された冷媒は、膨張弁１０８で断熱膨張してさらに低い温度（例えば−１７０℃程度）まで冷却され、主熱交換器１００のノズル１１０に供給される。ノズル１１０から散布された低温冷媒は、主熱交換器１００の内部で、比較的高位置に設けた伝熱経路を冷却する。これにより、伝熱経路１０４を流通する混合冷媒と、伝熱経路１０６を流通する天然ガスをそれぞれ所定温度（例えば−１５０℃程度）まで冷却する。

所定温度（例えば−１５０℃程度）まで冷却された天然ガスは、主熱交換器１００を出て膨張弁１０７に導かれ、大気圧近くまで断熱膨張させて所定温度（例えば−１６２℃）の液化天然ガスとして取り出される。伝熱経路１０４，１０６を流通する流体と熱交換して温度上昇した混合冷媒は、下流側で伝熱経路１０２，１０３，１０５を流通する流体の冷却に再利用される。

伝熱経路１０２，１０３，１０５を冷却した後の混合冷媒は、配管１２３を介して混合冷媒冷凍サイクル系統１２０の低圧圧縮機１２１に供給される。以下、低圧圧縮機１２１による圧縮と中間冷却器１２５による冷却、高圧圧縮機１２２による圧縮と後置冷却器１２６による冷却を経て、所定の状態（例えば４０℃、５ＭＰａ）となった混合冷媒は、再びプロパン冷凍サイクル系統１３０に供給されて所定温度（例えば−３５℃程度）に冷却され、主熱交換器１００に供給される。

なお、本実施例においては、冷媒圧縮機３の吸気流量を調整する手段として戻り流路１２に絞り弁１３を設けたが、その代わりに、図４に示すように冷媒圧縮機３の吸気部に可変静翼４５（例えばＩＧＶ）を設け、可変静翼４５の開度を絞り弁１３と同じ要領で制御して起動時に冷媒圧縮機３の入口圧力を低下させることも考えられるし、図５に示すように絞り弁１３と可変静翼４５を併設することも考えられる。図４及び図５では操作盤３６及び操作盤３６が授受する信号を図示省略している。勿論、このように構成した冷凍サイクル系統であっても図３に示したように天然ガス液化設備に適用可能である。

図６を用いて本発明に係る冷凍サイクル系統の第２実施例を説明する。

図６に示した実施例の特徴は、第１実施例の系統に対し、冷媒圧縮機３の内部圧を低くするために放風流路１４における放風弁１５よりも下流側に真空ポンプ５０を設けたことにある。このように真空ポンプ５０を設けることにより、系統内の圧力を外気圧よりも低くできるようにした点で本実施例は第１実施例と相違する。その他の構成は第１実施例と同様である。

本実施例では、冷媒圧縮機３の起動の際、真空ポンプ５０を動作させ、冷媒圧縮機３の出口圧が外気圧以下になるよう系統内のプロパン冷媒を外部へ放出する。真空ポンプ５０を動作させるのは、主に冷媒圧縮機３が定格回転数に到達するまでの間でありプロパン冷媒の流れが配管１２を通る閉ループを構成しているときである。この間、弁１６や膨張弁１８は、第１実施例と同様に最小開度とする。本実施例によっても第１実施例と同様の効果を得ることができ、第１実施例と同じ要領で図３に示したように天然ガス液化設備に適用することも可能である。

加えて、真空ポンプ５０は、その内部および系統圧を真空状態（例えば５×１０−４ＭＰａ以下）にすることが可能であり、真空ポンプ５０を作動させることにより冷媒圧縮機３の起動時の必要動力をさらに小さくすることができる。真空ポンプ５０は、冷媒圧縮機３の起動前に、その内部及び系統圧を真空状態にすることのみに利用しても良いが、定格回転数に達するまでの間に継続して動作させた場合、定格回転数以前の高回転域における圧縮動力を削減することになり、起動時の広い範囲で圧縮動力をほぼ０（ゼロ）にすることができる。

図７を用いて本発明に係る冷凍サイクル系統の第３実施例を説明する。

図７に示した実施例の特徴は、第１実施例の系統に対し、冷媒圧縮機３の内部圧を低くするために放風流路１４における放風弁１５よりも下流側にエジェクタ６０を設けたことにある。エジェクタ６０には高圧流体を大気放出方向に噴出することにより系統内のプロパン冷媒が引っ張られ、系統内部の圧力を外気圧よりも低くすることができる。本実施例の場合、配管６１を介してエジェクタ６０と受液器５を接続し、エジェクタ６０を動作させるための高圧源として受液器５内のプロパンを利用することとした点も特徴的である。配管６１に設けた弁６２の開度を増加させることでエジェクタ６０内の高圧プロパンの噴射量が増加し、系統内部の圧力低減作用が高まる。弁６２を閉める（又は開度を小さくする）ことで、系統内の圧力低減作用がなくなる（又は弱まる）。

本実施例では、冷媒圧縮機３の起動の際、エジェクタ６０を動作させ、冷媒圧縮機３の出口圧が外気圧以下になるよう系統内のプロパン冷媒を外部へ放出する。エジェクタ６０を動作させるのは、主に冷媒圧縮機３が定格回転数に到達するまでの間でありプロパン冷媒の流れが配管１２を通る閉ループを構成しているときである。この間、弁１６や膨張弁１８は、第１実施例と同様に最小開度とする。本実施例によっても第１実施例と同様の効果を得ることができ、第１実施例と同じ要領で図３に示したように天然ガス液化設備に適用することも可能である。

加えて、エジェクタ６０は、その内部および系統圧を真空状態（例えば５×１０−４ＭＰａ以下）にすることが可能であり、エジェクタ６０を作動させることにより冷媒圧縮機３の起動時の必要動力をさらに小さくすることができる。エジェクタ６０は、冷媒圧縮機３の起動前に、その内部及び系統圧を真空状態にすることのみに利用しても良いが、定格回転数に達するまでの間に継続して動作させた場合、定格回転数以前の高回転域における圧縮動力を削減することになり、起動時の広い範囲で圧縮動力をほぼ０（ゼロ）にすることができる。

また、第２実施例のように真空化のために真空ポンプを使う場合、真空ポンプを駆動するモータ等の駆動源や発電設備が必要となるが、エジェクタの場合、図７に示したように系統内に存在する高圧プロパンを駆動源として利用することができ、設備の構成の簡素化、費用低減等の効果も大きい。

Claims (8)

1. 被冷却媒体を冷却する冷凍サイクル系統において、
   被冷却媒体を冷却した後の冷媒を圧縮する冷媒圧縮機と、
   この冷媒圧縮機で圧縮された冷媒を凝縮させる凝縮器と、
   前記冷媒圧縮機に直結された一軸式のガスタービンと、
   前記凝縮器の下流側と前記冷媒圧縮機の入口とを接続する戻り流路と、
   この戻り流路の流量を制御する絞り部と、
   前記ガスタービンの回転数を検出する回転数検出器と、
   この回転数検出器からの検出信号を基に前記ガスタービンの回転数を演算する演算部と、
   この演算部の演算結果を基に、前記ガスタービンが定格回転数に達するまでは昇速率が目標値に近付くように、前記ガスタービンが定格回転数に達した後は回転数が実質一定になるように、前記絞り部を制御する制御部と
   を備えたことを特徴とする冷凍サイクル系統。
2. 被冷却媒体を冷却する冷凍サイクル系統において、
   凝縮した冷媒を受け入れる受液器と、
   この受液器から供給された冷媒を膨張させる膨張部と、
   この膨張部で膨張した冷媒を被冷却媒体と熱交換させて蒸発させる蒸発部と、
   この蒸発部で被冷却媒体を冷却した後の冷媒を圧縮する冷媒圧縮機と、
   この冷媒圧縮機で圧縮された冷媒を凝縮させる凝縮器と、
   前記冷媒圧縮機に直結された一軸式のガスタービンと、
   前記凝縮器の下流側と前記冷媒圧縮機の入口とを接続する戻り流路と、
   この戻り流路の流量を制御する絞り部と、
   前記凝縮器の下流側を大気開放する放風流路と、
   この放風流路の流量を制御する放風弁と、
   前記ガスタービンの回転数を検出する回転数検出器と、
   この回転数検出器からの検出信号を基に前記ガスタービンの回転数を演算する演算部と、
   この演算部の演算結果を基に、前記ガスタービンが定格回転数に達するまでは昇速率が目標値に近付くように、前記ガスタービンが定格回転数に達した後は回転数が実質一定になるように、前記絞り部を制御する制御部と
   を備えたことを特徴とする冷凍サイクル系統。
3. 請求項１の冷凍サイクル系統において、
   前記ガスタービンの回転数を検出する回転数検出器と、
   この回転数検出器からの検出信号を基に前記ガスタービンの回転数を演算する演算部と、
   前記絞り部の開度を制御する制御部と
   を備えたことを特徴とする冷凍サイクル系統。
4. 請求項１の冷凍サイクル系統において、
   前記ガスタービンの吸気流量を制御する吸気流量調整手段と、
   前記ガスタービンの回転数を検出する回転数検出器と、
   この回転数検出器からの検出信号を基に前記ガスタービンの回転数を演算する演算部と、
   この演算部の演算結果を基に前記吸気流量調整手段の開度を増加させ、前記吸気流量調整手段が最大開度になった後に前記絞り部の開度を増加させる制御部と
   を備えたことを特徴とする冷凍サイクル系統。
5. 請求項２の冷凍サイクル系統において、前記放風流路における前記放風弁よりも下流側に設けた真空ポンプを備えることを特徴とする冷凍サイクル系統。
6. 請求項１の冷凍サイクル系統において、前記放風流路における前記放風弁よりも下流側に設けたエジェクタを備えることを特徴とする冷凍サイクル系統。
7. 請求項１〜８のいずれかの冷凍サイクル系統と、
   この冷凍サイクル系統で冷却された被冷却媒体を冷媒として天然ガスを冷却し液化する主熱交換器と、
   この主熱交換器で天然ガスを冷却した被冷却媒体を圧縮し前記冷凍サイクル系統に供給する混合冷媒冷凍サイクル系統と
   を備えた天然ガス液化設備。
8. 被冷却媒体を冷却した後の冷媒を圧縮する冷媒圧縮機、前記冷媒圧縮機に直結された一軸式のガスタービン、及び前記冷媒圧縮機で圧縮された冷媒を凝縮させる凝縮器を有する冷凍サイクル系統の改造方法において、
   前記凝縮器の下流側と前記冷媒圧縮機の入口とを接続する戻り流路、前記戻り流路の流量を制御する絞り部、前記ガスタービンの回転数を検出する回転数検出器、この回転数検出器からの検出信号を基に前記ガスタービンの回転数を演算する演算部、及びこの演算部の演算結果を基に、前記ガスタービンが定格回転数に達するまでは昇速率が目標値に近付くように、前記ガスタービンが定格回転数に達した後は回転数が実質一定になるように、前記絞り部を制御する制御部を追設し、
   前記ガスタービン及び前記冷媒圧縮機の少なくとも一方を前記戻り流路が追設された後の前記冷凍サイクルに相応したものに交換する
   ことを特徴とする冷凍サイクル系統の改造方法。

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