JP6352566B1 - Ｌｎｇ船の蒸発ガス再液化方法及びシステム - Google Patents

Abstract

【課題】ＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システムを開示する。【解決手段】本発明のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システムは、蒸発ガスを圧縮する圧縮機；蒸発ガスを冷媒として前記圧縮機で圧縮した蒸発ガスを熱交換し冷却する熱交換器；前記熱交換器で冷却した流体を膨張させる膨張手段；を備え、前記熱交換器は、高温流体と低温流体の熱交換が行われるコア；前記コアに流入する流体または前記コアから排出される流体を分散させる流体分散手段；を備え、前記コアは複数の拡散ブロックを備える。【選択図】図１０

Description

本発明は、ＬＮＧ船の貯蔵タンク内部で発生した蒸発ガスのうち、エンジンで使用されずに余った余剰蒸発ガスを、蒸発ガス自体を冷媒として使用して再液化する方法及びシステムに関する。

近年、液化天然ガス（ＬＮＧ）などの液化ガスの消費量が世界的に急増しつつある。ガスを低温で液化した液化ガスは、ガスに比べて体積が非常に減少するため、貯蔵及び移送効率が高まるという長所がある。また、ＬＮＧなどの液化ガスは、液化工程中に大気汚染物質が除去または軽減され、燃焼時に大気汚染物質の排出が少なく、環境にやさしい燃料である。

ＬＮＧは、メタン（ｍｅｔｈａｎｅ）が主成分である天然ガスを約−１６３℃に冷却し液化することで得られる無色透明な液体であり、天然ガスに比べて体積が約１／６００である。したがって、天然ガスを液化して移送すると非常に効率的な移送が可能となる。

しかし、天然ガスの液化温度は常圧で−１６３℃の極低温であり、ＬＮＧは温度変化に敏感であるからすぐ蒸発してしまう。そのため、ＬＮＧを貯蔵する貯蔵タンクには断熱処理が施されるが、外部熱が貯蔵タンクまで継続的に伝達されてＬＮＧの輸送過程で貯蔵タンク内では継続的にＬＮＧが自然気化して蒸発ガス（ＢＯＧ）が発生する。

蒸発ガスは損失の一つであって、輸送効率において重要な問題である。また、貯蔵タンク内に蒸発ガスが蓄積されたらタンク内圧が過度に上昇し、極端な場合にはタンク破損の虞もある。したがって、貯蔵タンク内で発生する蒸発ガスを処理する様々な方法が研究され、最近では蒸発ガスを処理するために、蒸発ガスを再液化して貯蔵タンクに戻す方法、蒸発ガスを船舶のエンジンなどの燃料消費先のエネルギー源として使用する方法などが利用されている。

蒸発ガスを再液化する方法には、別の冷媒を用いた冷凍サイクルを備えて蒸発ガスを冷媒と熱交換して再液化する方法、別の冷媒なしで蒸発ガス自体を冷媒にして再液化する方法などがある。特に、後者の方法を採用したシステムを部分再液化システム（Ｐａｒｔｉａｌ Ｒｅ−ｌｉｑｕｅｆａｃｔｉｏｎ Ｓｙｓｔｅｍ、ＰＲＳ）という。

また、船舶で一般的に使用するエンジンのうち、天然ガスを燃料として使用することができるエンジンには、ＤＦＤＥ、Ｘ−ＤＦエンジン、ＭＥ−ＧＩエンジンなどのガス燃料エンジンがある。

ＤＦＤＥは４ストローク機関であり、比較的低圧である６．５ｂａｒ程度の圧力の天然ガスを燃焼空気入口に注入して、ピストンが上昇しながら圧縮するオットーサイクル（Ｏｔｔｏ Ｃｙｃｌｅ）を採用している。

Ｘ−ＤＦエンジンは２ストローク機関であり、１６ｂａｒ程度の天然ガスを燃料として使用し、オットーサイクルを採用している。

ＭＥ−ＧＩエンジンは２ストローク機関であり、３００ｂａｒ程度の高圧天然ガスをピストンの上死点付近で燃焼室に直接噴射するディーゼルサイクル（Ｄｉｅｓｅｌ Ｃｙｃｌｅ）を採用している。

本発明は、再液化性能を安定化して再液化の効率と量を高めることができる、ＬＮＧ船の蒸発ガス再液化方法及びシステムを提供する。

前記目的を達成するため本発明の一実施形態では、蒸発ガスを圧縮する圧縮機；蒸発ガスを冷媒として前記圧縮機で圧縮した蒸発ガスを熱交換して冷却する熱交換器；前記熱交換器で冷却した流体を膨張させる膨張手段；を備え、前記熱交換器は、高温流体と低温流体の熱交換が行われるコア；及び前記コアに流入する流体または前記コアから排出される流体を分散させる流体分散手段；を備え、前記コアは複数の拡散ブロックを備える、ＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システムを提供する。

流体分散手段は流体に抵抗を与えて流体を分散させる。

流体分散手段は多孔板である。

前記熱交換器は、前記熱交換器に流入する高温流体を分散させて前記コアに送る高温流体流入ヘッド；前記コアから排出される高温流体を溜めて前記熱交換器の外部に排出する高温流体排出ヘッド；前記熱交換器に流入する低温流体を分散させて前記コアに送る低温流体流入ヘッド；前記コアから排出される低温流体を溜めて前記熱交換器の外部に排出する低温流体排出ヘッド；を備え、前記多孔板は、前記高温流体流入ヘッドと前記コアとの間、前記高温流体排出ヘッドと前記コアとの間、前記低温流体流入ヘッドと前記コアとの間、及び前記低温流体排出ヘッドと前記コアとの間のいずれか一か所以上に設置される。

前記多孔板に形成した孔の面積は、流体が流入または排出されるパイプ付近は狭く、前記パイプから離れるほど広くなる。

前記多孔板に形成した孔の形成密度は、流体が流入または排出されるパイプ付近は低く、前記パイプから離れるほど高くなる。

前記多孔板と前記コアとの距離が２０〜５０ｍｍである。

前記熱交換器は少なくとも１つ以上の隔壁をさらに備え、前記隔壁は前記多孔板と前記コアとの間に設置されて、前記多孔板によって分散された流体が再び集まることを防止する。

前記隔壁は、内部空間を複数の領域に分割する形状である。

前記隔壁は、複数の拡散ブロックとの間だけでなく、１つの拡散ブロック内でも冷媒が再び集まることを防止する。

前記隔壁は、前記多孔板と前記コアとの離隔を維持させる。

前記隔壁は、少なくとも１つ以上の一方向の格子と少なくとも１つ以上の他方向の格子とが互いに交差して内部空間を分割する形状である。

前記ＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システムは、前記膨張手段の下流に設置されて再液化された液化ガスと気体成分とを分離する気液分離器をさらに備える。

前記気液分離器で分離された気体成分は蒸発ガスと合流して前記熱交換器の冷媒として使用される。

前記圧縮機で圧縮した蒸発ガスは超臨界状態である。

前記圧縮機で圧縮した蒸発ガスの圧力は１００〜４００ｂａｒａである。

前記圧縮機で圧縮した蒸発ガスの圧力は１５０〜４００ｂａｒａである。

前記圧縮機で圧縮した蒸発ガスの圧力は１５０〜３００ｂａｒａである。

前記目的を達成するため本発明の他の実施形態は、蒸発ガスを圧縮する圧縮機；蒸発ガスを冷媒として前記圧縮機で圧縮した蒸発ガスを熱交換して冷却する熱交換器；前記熱交換器で冷却した流体を膨張させる膨張手段；を備え、前記熱交換器は、高温流体と低温流体の熱交換が行われるコアを備え、前記コアは複数の拡散ブロックを備え、前記複数の拡散ブロック間の温度差が４０〜５０℃以内であることを特徴とする、ＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システムを提供する。

前記目的を達成するため本発明のさらに他の実施形態は、蒸発ガスを圧縮する圧縮機；蒸発ガスを冷媒として前記圧縮機で圧縮した蒸発ガスを熱交換して冷却する熱交換器；前記熱交換器で冷却した流体を膨張させる膨張手段；を備え、前記熱交換器は、高温流体と低温流体の熱交換が行われるコアを備え、前記コアは複数の拡散ブロックを備え、前記複数の拡散ブロックにそれぞれ供給される流体の流量差、または前記複数の拡散ブロックからそれぞれ排出される流体の流量差が、４倍未満であることを特徴とする、ＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システムを提供する。

本発明は、再液化対象蒸発ガスの流量が変わっても再液化性能を安定的に維持する。

本発明の一実施形態では、熱交換器に供給される流体または熱交換器から排出される流体を分散させて、特定の拡散ブロックに冷媒が集中する現象を緩和する。

本発明の一実施形態では、複数の拡散ブロック間だけでなく、各々の拡散ブロック内でも冷媒が均等に分散し、多孔板とコアの離隔を維持できる。特に、多孔板とコアが接触し、流路が塞がって流体のコアへの流動が阻害されることを防止する。

本発明の一実施形態では、多孔板を熱伸縮の解消ができるように熱交換器と結合させるため、極低温の蒸発ガスとの接触によって収縮しても、多孔板の屈曲と破損、多孔板の連結部分の破損を防止する。

本発明の一実施形態では、熱交換器が流体に抵抗を与える形状のチャネルを備えるため、流体を分散させる別の部材の追加がなくても、特定の拡散ブロックに冷媒が集中する現象を緩和または防止する。

本発明の一実施形態に係る蒸発ガス再液化の概念を説明するための基本的なモデルを示す図である。 本発明の一実施形態に係る蒸発ガス再液化システムにおいて、再液化対象蒸発ガスの圧力が３９ｂａｒａ、５０ｂａｒａ〜１２０ｂａｒａの範囲における１０ｂａｒａごとの各圧力である場合の高温流体と低温流体とのそれぞれの熱流量による温度変化を示したグラフである。 本発明の一実施形態に係る蒸発ガス再液化システムにおいて、再液化対象蒸発ガスの圧力が１３０ｂａｒａ〜２００ｂａｒａの範囲における１０ｂａｒａごとの各圧力、及び３００ｂａｒａである場合の高温流体と低温流体とのそれぞれの熱流量による温度変化を示したグラフである。 再液化対象蒸発ガスの圧力が３９ｂａｒａである場合における、本発明の一実施形態に係る蒸発ガス再液化システムの概略図である。 再液化対象蒸発ガスの圧力が１５０ｂａｒａである場合における、本発明の一実施形態に係る蒸発ガス再液化システムの概略図である。 再液化対象蒸発ガスの圧力が３００ｂａｒａである場合における、本発明の一実施形態に係る蒸発ガス再液化システムの概略図である。 表１の「再液化量」を３９ｂａｒａ〜３００ｂａｒａの圧力範囲で示したグラフである。 表１の「再液化量」を３９ｂａｒａ〜３００ｂａｒａの圧力範囲で示したグラフである。 従来のＰＣＨＥの概略図である。 本発明の第１実施形態に係る熱交換器の概略図である。 本発明の第２実施形態に係る熱交換器が備える第１隔壁又は第２隔壁の概略図である。 本発明の第２実施形態に係る熱交換器が備える第１隔壁と第１多孔板の概略図である。 本発明の第２実施形態に係る熱交換器が備える第２隔壁と第２多孔板の概略図である。 本発明の第２実施形態に係る熱交換器が備える第３隔壁又は第４隔壁の概略図である。 本発明の第２実施形態に係る熱交換器が備える第３隔壁と第３多孔板の概略図である。 本発明の第２実施形態に係る熱交換器が備える第４隔壁と第４多孔板の概略図である。 （ａ）は従来の熱交換器の冷媒の流れを示した概略図である。（ｂ）は本発明の好ましい第１実施形態に係る熱交換器の冷媒の流れを示した概略図である。（ｃ）は、本発明の好ましい第２実施形態に係る熱交換器の冷媒の流れを示した概略図である。 （ａ）は熱交換器の内部温度を測定するために設置した温度センサの位置を示した概略図である。（ｂ）は（ａ）に図示された位置で、温度センサがそれぞれ測定した熱交換器の内部の温度分布を示したグラフである。 本発明の好ましい第３実施形態に係る熱交換器の一部を示す概略図である。 図１９のＡ部分を拡大した概略図である。 本発明の好ましい第４実施形態に係る熱交換器の一部を示す概略図である。 図２１のＢ部分を拡大した概略図である。 （ａ）は熱交換器の全体形状の概略図である。（ｂ）は拡散ブロックの概略図である。（ｃ）は、チャネルプレートの概略図である。 （ａ）は図２３（ｃ）に図示された低温流体用のチャネルプレートをＣ方向から見た様子の概略図である。（ｂ）は従来の熱交換器の低温流体用のチャネルプレートのチャネルの概略図である。（ｃ）は本発明の好ましい第５実施形態に係る熱交換器の低温流体用のチャネルプレートのチャネルの概略図である。（ｄ）は本発明の好ましい第６実施形態に係る熱交換器の低温流体用のチャネルプレートのチャネルの概略図である。

以下、添付した図面を参照して、本発明の実施形態の構成と作用を詳細に説明する。本発明は、天然ガスを燃料として使用するエンジンを搭載した船舶と液化ガス貯蔵タンクを備えた船舶などに様々な応用と適用が可能である。また、下記実施形態は、様々な他の形態に変形が可能であり、本発明の範囲は下記の実施形態に限定されない。

後述する本発明の蒸発ガス処理システムは、低温液体貨物または液化ガスを貯蔵する貯蔵タンクが設置された全種類の船舶と海洋構造物、例えば、ＬＮＧ運搬船（ＬＮＧ Ｃａｒｒｉｅｒ）、液化エタンガス運搬船（Ｌｉｑｕｅｆｉｅｄ Ｅｔｈａｎｅ Ｇａｓ Ｃａｒｒｉｅｒ）、ＬＮＧ ＲＶなどの船舶をはじめ、ＬＮＧ ＦＰＳＯ、ＬＮＧ ＦＳＲＵなどの海上構造物に適用することができる。ただし、後述の実施形態では、説明の便宜上、代表的な低温液体貨物である液化天然ガスを例に説明し、ＬＮＧ船は、ＬＮＧ運搬船、ＬＮＧ ＲＶ、ＬＮＧ ＦＰＳＯ、ＬＮＧ ＦＳＲＵなどを含む概念である。

また、本発明の各ラインにおける流体は、システムの運用条件に応じて、液体状態、気液混合状態、気体状態、超臨界流体状態のいずれかの状態である。

図１は、本発明の一実施形態に係る蒸発ガス再液化の概念を説明するための基本的なモデルを示す。

図１を参照すると、本発明は、貯蔵タンクから排出された蒸発ガス（１）を熱交換器に送って冷媒として使用した後に圧縮機で圧縮し、圧縮機で圧縮した蒸発ガスはエンジンの燃料として使用し（２）、エンジンの要求量を超えて余った余剰蒸発ガス（３）を熱交換器送って、貯蔵タンクから排出された蒸発ガス（１）を冷媒として熱交換して冷却する。

圧縮機で圧縮した後に熱交換器で冷却した再液化対象蒸発ガスは、減圧手段（例えば、膨張バルブ、膨張機）を通過した後、気液分離器によって液体成分と気体成分とに分離される。気液分離器で分離された液体成分は貯蔵タンクに戻され、気液分離器で分離された気体成分は貯蔵タンクから排出された蒸発ガス（１）と合流し冷媒として再び熱交換器に供給される。

本発明は、蒸発ガスを再液化するために別の追加サイクルを使用するのではなく、貯蔵タンクから排出された蒸発ガス自体を冷媒として使用し蒸発ガスを再液化することを特徴とする。必要に応じて全蒸発ガスの再液化を保障するため、別の冷凍サイクルを備えることも可能である。別のサイクルを備えることで、追加装置と追加動力が必要となるのは短所であるが、ほぼ全量の蒸発ガスの再液化が保障される。

本発明のように蒸発ガス自体を冷媒として使用して蒸発ガスを再液化するシステムの再液化性能は、再液化される蒸発ガス（以下、「再液化対象蒸発ガス」という。）の圧力によって大幅に異なるが、再液化対象蒸発ガスの圧力による再液化性能を調べる実験（以下、「実験１」とする。）結果は下記の通りである。

（実験１）
再液化対象蒸発ガスの圧力による再液化性能評価実験の条件は、下記の通りである。

１．対象船舶：推進用エンジンである高圧ガス噴射エンジンと、発電用エンジンである低圧エンジンを備えたＬＰＧ運搬船。

２．プロセス計算プログラム：Ａｓｐｅｎ ＨＹＳＹＳ Ｖ８．０

３． 物性値の計算式：Ｐｅｎｇ−Ｒｏｂｉｎｓｏｎ方程式

４． 蒸発ガスの量：１７０，０００ＣＢＭ（ｃｕｂｉｃ ｍｅｔｅｒ）級のＬＰＧ運搬船で約３５００ｋｇ／ｈ〜４０００ｋｇ／ｈの蒸発ガスが発生するため、本実験では３８００ｋｇ／ｈを適用する。

５．蒸発ガスの成分：貯蔵タンクから排出された蒸発ガスと圧縮機で圧縮した蒸発ガスの両方に、窒素（Ｎ_２）１０％、メタン（ＣＨ_４）９０％の組成を適用する。

６．貯蔵タンクから排出された蒸発ガスの温度と圧力：圧力は１．０６ｂａｒａ、温度は−１２０℃を適用する。

７．エンジンの燃料消費量：実際の船舶運航の際には経済性を考慮して、エンジンを低負荷で運転するが、本実験では推進用エンジンと発電用のエンジンで使用する蒸発ガスの総量が、貯蔵タンクで発生する蒸発ガス（３，８００ｋｇ／ｈ）の７０％である２，６６０ｋｇ／ｈであると仮定する。

８．圧縮機の容量：通常の圧縮機容量は、貯蔵タンクで発生する蒸発ガスの１５０％を超えないが、本計算では圧縮機の吸込流量を基準に、貯蔵タンクで発生する蒸発ガスの１２０％（３８００ｋｇ／ｈ×１２０％＝４，６５０ｋｇ／ｈ）を適用する。

９．熱交換器の性能：対数平均温度差（ＬＭＴＤ；Ｌｏｇａｒｉｔｈｍｉｃ Ｍｅａｎ Ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ Ｄｉｆｆｅｒｅｎｃｅ）１３℃以上、最小二乗法（Ｍｉｎｉｍｕｍ Ａｐｐｒｏａｃｈ）３℃以上を適用する。

熱交換器を設計する際には、熱交換器に流入する低温流体と高温流体の温度と熱流量は各々固定し、冷媒として使用する流体の温度が冷却する流体の温度より高くならないようにして（すなわち、熱流量による温度を示したグラフで、低温流体のグラフと高温流体のグラフが交差しないように）、対数平均温度差（ＬＭＴＤ；Ｌｏｇａｒｉｔｈｍｉｃ Ｍｅａｎ Ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ Ｄｉｆｆｅｒｅｎｃｅ）を可能な限り小さくする。

対数平均温度差（ＬＭＴＤ）は、高温流体と低温流体が互いに反対方向から注入して反対側に排出される熱交換方式の対向流である場合、低温流体が熱交換器を通過する前の温度をｔｃ１、低温流体が熱交換器を通過した後の温度をｔｃ２、高温流体が熱交換器を通過する前の温度をｔｈ１、高温流体が熱交換器を通過した後の温度をｔｈ２、ｄ１＝ｔｈ２−ｔｃ１、ｄ２＝ｔｈ１−ｔｃ２であるとした場合、（ｄ２−ｄ１）／ｌｎ（ｄ２／ｄ１）で表現される数値であり、対数平均温度差が小さいほど熱交換器の効率は高くなる。

熱流量による温度を示したグラフにおける対数平均温度差（ＬＭＴＤ）は、冷媒として使用する低温流体と、冷媒と熱交換されて冷却する高温流体の間隔で表し、低温流体と高温流体の間隔が狭いほど対数平均温度差（ＬＭＴＤ）が少ないことを意味し、対数平均温度差（ＬＭＴＤ）が少ないのは熱交換器の効率が高いことを意味する。

前記１〜９の実験条件の熱力学計算は、再液化対象蒸発ガスの高圧圧縮が再液化性能に与える影響を定量的に提示するために実施した。蒸発ガスの圧力による再液化性能と熱交換器の冷却曲線の特性を検証するために、再液化対象蒸発ガスの圧力は、３９ｂａｒａ、５０ｂａｒａ〜２００ｂａｒａの範囲における１０ｂａｒａごとの各圧力、２５０ｂａｒａ及び３００ｂａｒａで各圧力別の再液化量と熱交換器の冷却曲線を熱力学的に計算した。

図２は、本発明の一実施形態に係る蒸発ガス再液化システムにおいて、再液化対象蒸発ガスの圧力が３９ｂａｒａまたは５０ｂａｒａ〜１２０ｂａｒａの範囲における１０ｂａｒａごとの各圧力である場合の高温流体と低温流体との各々の熱流量による温度変化を示したグラフである。図３は、本発明の一実施形態に係る蒸発ガス再液化システムにおいて、再液化対象蒸発ガスの圧力が１３０ｂａｒａ〜２００ｂａｒａの範囲における１０ｂａｒａごとの各圧力または３００ｂａｒａである場合の高温流体と低温流体の各々の熱流量による温度変化を示したグラフである。

また、図４は、再液化対象蒸発ガスの圧力が３９ｂａｒａである場合の本発明の一実施形態に係る蒸発ガス再液化システムの概略図である。図５は、再液化対象蒸発ガスの圧力が１５０ｂａｒａである場合の本発明の一実施形態に係る蒸発ガス再液化システムの概略図である。図６は、再液化対象蒸発ガスの圧力が３００ｂａｒａである場合の本発明の一実施形態に係る蒸発ガス再液化システムの概略図である。

表１は、本発明の一実施形態に係る蒸発ガス再液化システムで、再液化対象蒸発ガスの圧力による再液化性能の計算値を示す。

また、図７及び図８は、前記表１の「再液化量」を３９ｂａｒａ〜３００ｂａｒａの圧力範囲で示したグラフである。

図２〜図８及び表１を参照した結果、再液化対象蒸発ガスの冷却曲線において、たとえ蒸発ガスの圧縮圧力が超臨界状態の区間であっても、５０ｂａｒａ〜１００ｂａｒａの範囲では３９ｂａｒａの場合に見られた潜熱区間のような水平区間が徐々に減少しつつも存在することが確認され、圧縮圧力１６０ｂａｒａで最大液化量（膨張前の冷却温度−１２２．４℃、再液化量１１７４．６ｋｇ／ｈ、再液化量の相対比率２０８．４％）を示すことが確認された。

再液化対象蒸発ガスが低圧の場合と高圧の場合において最も大きい差は膨張前の冷却温度である。図８から分かるように、圧力による冷却曲線の差のため、低圧の場合には膨張前の冷却温度で限界が発生して冷却温度を大幅に下げることができないのに対し、高圧の場合には貯蔵タンクから排出される蒸発ガスの温度近くまで冷却が可能である。

この差は、蒸発ガスの主成分であるメタン（ｍｅｔｈａｎｅ、ＣＨ_４）の物性値の特性上、臨界圧力（純粋なメタンの場合は約４７ｂａｒａ）以下では潜熱区間が存在し、その臨界圧力以上で潜熱区間と類似な区間が存在するが、減少していることがわかる。したがって、再液化量の観点では、蒸発ガスを再液化する場合には臨界圧力の４７ｂａｒａ以上で実施することが好ましい。

一方、ＭＥ−ＧＩエンジンは燃料ガスの供給圧力が１５０ｂａｒａ〜４００ｂａｒａ（主に３００ｂａｒａで運転）の範囲であるが、図７及び表１の結果のように、再液化対象蒸発ガスの圧力が１５０〜１７０ｂａｒａ付近である場合に再液化量が最大値を示し、１５０〜３００ｂａｒａの間では液化量の変化がほぼないという点で、ＭＥ−ＧＩエンジンに燃料を供給しながら蒸発ガスを再液化する場合には、再液化や燃料供給の制御が容易になるという利点がある。

表１の「再液化量」は、図４〜図６において、圧縮機（１０）、熱交換器（２０）、及び減圧装置（３０）を通過した後に気液分離器（４０）で分離した再液化された液化天然ガスの流量を示し、「再液化量の相対比率」は、再液化対象蒸発ガスが３９ｂａｒａである場合の再液化量に比べて各圧力における再液化量の相対比率（％）を表す。

一方、「再液化率」で再液化性能を示すことも可能であり、再液化率は再液化された液化天然ガスの流量を再液化対象蒸発ガス全体の流量で割った値を示す。すなわち、「再液化量」は再液化された液化天然ガスの絶対量を表し、「再液化率」は全体の再液化対象蒸発ガスのうち再液化された液化天然ガスの割合を表す。

一例として、船舶の速度が低くて推進用エンジンで蒸発ガスの使用量が少なくなると、再液化対象蒸発ガスの量が増加し、「再液化量」も増加する。しかし、前記実験１の条件では、冷媒として使用される流体である、貯蔵タンクから排出される蒸発ガスと気液分離器で分離した気体成分の合計が圧縮機の容量制限によりほぼ一定であるため、「再液化率」は減少する。

前記実験１で圧縮機に流入する冷媒の流量は、貯蔵タンクで発生する蒸発ガス３８００ｋｇ／ｈの１２０％である４５６０ｋｇ／ｈであり、この中で、エンジンの使用量２６６０ｋｇ／ｈ（ＭＥ−ＧＩエンジン２０４２ｋｇ／ｈ＋ＤＦＤＧ６１８ｋｇ／ｈ）を除いた１９００ｋｇ／ｈが再液化対象蒸発ガスとなる。

再液化対象蒸発ガスの圧力を４００ｂａｒａまで高めて実験しても３００ｂａｒａの場合と大差はなく、１５０ｂａｒａの場合と４００ｂａｒａの場合の再液化流量差は４％以内であった。

一方、図２及び図３の各グラフにおいて、破線（上）で表示された高温流体は再液化対象蒸発ガスを意味し、実線（下）で表示された低温流体は貯蔵タンクから排出された蒸発ガス、すなわち冷媒を意味する。

図２及び図３の各グラフで、熱流量は変化するが温度変化がない直線区間が潜熱区間であり、メタンは超臨界流体の状態で潜熱区間がない特性があるため、超臨界流体であるか否かによって再液化量は大幅に異なる。すなわち、再液化対象蒸発ガスが超臨界流体である場合には熱交換時に潜熱区間がないため、再液化流量及び再液化率が高くなる。

以上の結果をまとめると、再液化対象蒸発ガスが超臨界状態である場合に再液化性能が高く、特に１００ｂａｒａ〜４００ｂａｒａの範囲で、好ましくは１５０ｂａｒａ〜４００ｂａｒａの範囲で、より好ましくは１５０ｂａｒａ〜３００ｂａｒａの範囲で再液化性能が高かった。

ＭＥ−ＧＩエンジンの要求圧力が１５０ｂａｒａ〜４００ｂａｒａである点を考慮すると、ＭＥ−ＧＩエンジンの要求圧力を満たすため圧縮した蒸発ガスを、そのまま再液化対象蒸発ガスとして使用する場合、再液化性能が高くなるため、ＭＥ−ＧＩエンジンに燃料を供給するシステムと蒸発ガス自体を冷媒として使用する蒸発ガス再液化システムとを連携させると非常に有利な利点があることを確認できる。

一方、上述した実験１は再液化対象蒸発ガスの圧力による再液化性能をシミュレーションプログラムによって評価したものであり、続いてこの結果が熱交換器を使用する実際の再液化装置で同じ結果を示すか否かを調べるために、ＰＣＨＥ（Ｐｒｉｎｔｅｄ Ｃｉｒｃｕｉｔ Ｈｅａｔ Ｅｘｃｈａｎｇｅｒ）を使用して実験（以下、「実験２」という。）した。

（実験２）
実際の運航条件では蒸発ガスの発生量は一定であるが、エンジンで使用する蒸発ガスの量が変化するため、エンジンで使用されず余った再液化対象蒸発ガスの流量が変化する。したがって、実験２では、再液化対象蒸発ガスの流量を変えながら、実際の再液化装置の再液化性能を評価した。実験の便宜上、爆発性を有するメタンに代えて一般的に多く使用される窒素を冷媒として利用し、使用される窒素の温度は貯蔵タンクから排出された蒸発ガスと同様に調整し、その他の条件も前記実験１の１〜９の条件と同様に調整した。

また、運航条件に応じて使用するＭＥ−ＧＩエンジンの燃料消費量が変化するため、実際のＬＮＧ運搬船を想定して実験した。前記実験１の条件で、ＬＮＧ運搬船のＭＥ−ＧＩエンジンの大きさを２５ＭＷ（１２．５ＭＷ、２機）であると想定して最高速度で運航すれば約１９．５ｋｎｏｔ（エンジンの燃料消費量は約３８００ｋｇ／ｈ）で運航することができ、経済的速度で運航すれば約１７ｋｎｏｔ（エンジンの燃料消費量は約２６６０ｋｇ／ｈ）で運航することになる。したがって、実際の運航条件を考慮すると、最高運航速度の１９．５ｋｎｏｔ、経済的運航速度の１７ｋｎｏｔ及び停泊状態（ＭＥ−ＧＩエンジンの燃料消費量０、ＤＦＤＧの燃料消費量６１８ｋｇ／ｈ）がほとんどの運航条件になる。実験２では、これらの条件で各々の再液化性能を実験した。

冷媒と再液化対象蒸発ガスとして窒素を使用する場合には、再液化対象蒸発ガスの流量に関係なく、再液化性能が前記実験１の計算値とほぼ同じ水準であることが確認された。すなわち、ＬＮＧ運搬船の運航速度に応じて推進用エンジンの蒸発ガス消費量が異なるため、再液化対象蒸発ガスの流量も変わるが、冷媒及び再液化対象蒸発ガスとして窒素を使用する場合には再液化対象蒸発ガスの流量に関係なく再液化性能が安定的に維持された。

しかし、実際の蒸発ガス再液化システムでは、冷媒及び再液化対象蒸発ガスに窒素の代わりにメタン（すなわち、実際の貯蔵タンクで発生する蒸発ガス）を適用した場合には、ＬＮＧ運搬船が停泊状態や、最高運航速度の付近（最高運航速度の条件ではＬＮＧ貯蔵タンクで発生する蒸発ガスのほとんどを燃料として使用することもある。）で再液化性能が前記実験１の計算値とほぼ同じ結果を示し、経済的運航速度である最高運航速度の燃料消費量の７０％で船舶を運航する場合とその以下の速度で船舶を運航する場合には、再液化性能が理論的予想値の７０％以下を示し、運航速度区間によっては再液化性能がより低い場合も確認された。すなわち、冷媒及び再液化対象蒸発ガスとして窒素の代わりにメタン（すなわち、実際の貯蔵タンクで発生する蒸発ガス）を使用する場合には、再液化対象蒸発ガスの流量によって再液化性能が理論上の計算値に達しない区間が存在した。

具体的に、実際の蒸発ガス再液化システムの再液化性能が理論的な計算値に達しない区間を例示すると下記の通りである。

１．２５ＭＷのＭＥ−ＧＩエンジンを使用するＬＮＧ運搬船が１０〜１７ｋｎｏｔの速度で運航する場合。

２．貯蔵タンクで発生する蒸発ガスの流量が３８００ｋｇ／ｈであって、エンジン（推進用エンジンのＭＥ−ＧＩエンジン＋発電用エンジンのＤＦＤＧ）で燃料として使用する蒸発ガスの流量が１１００〜２６６０ｋｇ／ｈである場合。

３．貯蔵タンクで発生する蒸発ガスの流量が３８００ｋｇ／ｈであって、再液化対象蒸発ガスの流量が１９００〜３３００ｋｇ／ｈである場合。

４．冷媒として使用される蒸発ガス（気液分離器で分離した気体成分を含む。）の流量に対する再液化対象蒸発ガスの流量の比が０．４２〜０．７２の範囲である場合。

船舶の運航条件または再液化対象蒸発ガスの流量によって実際に測定される再液化量と理論的な計算値には大差があるため、この問題を解決する必要が生じた。再液化性能が低くなって再液化されない蒸発ガスが多くなると、蒸発ガスの外部排出と燃焼によるエネルギーの浪費、別の再液化サイクルによって再液化するなどの追加措置が必要になるという問題がある。このように、窒素と異なって蒸発ガスの再液化性能が理論的な予想値と大差があるのは、窒素と蒸発ガスの物性値の差に起因すると考えられる。

以上の結果からＬＮＧ運搬船の運航条件が変わっても、すなわち、再液化対象蒸発ガスの流量が変動しても、再液化性能を安定的に維持するステップが必要であることが分かる。

したがって、本発明の実施形態では、貯蔵タンクから排出される蒸発ガスを高圧で圧縮し、高圧圧縮蒸発ガスの全部または一部を分岐させて貯蔵タンクから排出される蒸発ガスと熱交換するステップ、及び熱交換した高圧圧縮蒸発ガスを減圧するステップを含む高圧ガス噴射エンジンを備えるＬＮＧ船の蒸発ガス再液化方法において、ＬＮＧ船の運航条件が変更、または再液化対象蒸発ガスの流量が変動しても、再液化性能を安定的に維持するステップを含むことを特徴とする、高圧ガス噴射エンジンを備えるＬＮＧ船の蒸発ガス再液化方法を提供する。

また、ＬＮＧ船に搭載されるエンジンが、高圧ガス噴射エンジンではなく、Ｘ−ＤＦエンジンなどの比較的低圧の蒸発ガスを燃料として使用する場合には、低圧エンジンの燃料として供給するために圧縮した蒸発ガスのうち再液化過程を経由する余剰蒸発ガスを更に加圧した後で再液化する場合に本発明の利点がある。

前記再液化方法は、ＬＮＧ船が１０〜１７ｋｎｏｔの速度で運航すること、エンジン（推進用エンジン＋発電用エンジン）の燃料として使用する蒸発ガスの流量が１１００〜２６６０ｋｇ／ｈであること、再液化対象蒸発ガスの流量が１９００〜３３００ｋｇ／ｈであること、または冷媒として使用する蒸発ガス（気液分離器で分離した気体成分を含む。）の流量に対する再液化対象蒸発ガスの流量の比が０．４２〜０．７２の範囲であることを特徴とする。

前記再液化性能を安定的に維持するステップは、熱交換器の比熱比（Ｈｅａｔ Ｃａｐａｃｉｔｙ Ｒａｔｉｏ）が０．７〜１．２の範囲である場合に、再液化性能が安定的に維持されることを特徴とする。

比熱比をＣＲ、高温流体（本発明では再液化対象蒸発ガス）の流量をｍ１、高温流体の比熱をｃ１、低温流体（本発明では冷媒として使用する蒸発ガス）の流量をｍ２、低温流体の比熱をｃ２とした場合、次式（１）を満足する。
ＣＲ＝（ｍ１×ｃ１）／（ｍ２×ｃ２） （１）

前記実験２では、冷媒として使用する蒸発ガス（気液分離器で発生する気体成分を含む。）の量は一定に維持されて再液化対象蒸発ガスの量が変化する場合、すなわち、前記式（１）のｍ２は一定に維持されてｍ１が変化する場合に再液化性能が計算値に達しないことが確認されたが、それだけでなく、冷媒として使用する蒸発ガス（気液分離器で発生する気体成分を含む。）の量が変化しても、すなわち、前記式（１）でｍ２が変化しても再液化性能が計算値に達しないことが確認された。

したがって、本発明の再液化性能を安定的に維持するステップは、冷媒として使用する蒸発ガス（気液分離器で発生する気体成分を含む。）の量と、再液化対象蒸発ガスの量のうちいずれか１つ以上が変動する場合に、熱交換器の比熱比０．７〜１．２の範囲である場合にも再液化性能が安定的に維持されることを特徴とする。

また、前記再液化性能を安定的に維持するステップは、前記実験１の計算条件の再液化量が計算値の５０％以上になるように維持することを特徴とする。好ましくは、前記計算値の６０％、さらに好ましくは７０％以上になるように維持することを特徴とする。再液化量が計算値の５０％以下になると、ＬＮＧ運搬船の運航時に運航条件によって、余った蒸発ガスをガス燃焼装置（ＧＣＵ）で燃焼して捨てなければならないという問題がある。

以上の結果からＬＮＧ運搬船の運航条件が変わっても、すなわち、再液化対象蒸発ガスの流量が変動しても、再液化性能を安定的に維持するステップが必要であることが分かる。

また、再液化性能が理論的な予想値と大差がある原因の一つは、２つ以上のブロックを結合した形態の熱交換器が原因であることが分かった。

実際のＬＮＧ蒸発ガス再液化システムに適用する熱交換器は、再液化対象蒸発ガスが高圧である場合に有利であるＰＣＨＥであり、ＫＯＢＥＬＣＯ社、ＡＬｆａ Ｌａｖａｌ社、Ｈｅａｔｒｉｃ社などが製造していて、処理容量のため１つの拡散ブロック（Ｄｉｆｆｕｓｉｏｎ Ｂｌｏｃｋ）では限界があり、２つ以上の拡散（ｄｉｆｆｕｓｉｏｎ）ブロックを組み合わせて使用する必要がある。

拡散ブロックは、熱交換器、特にＰＣＨＥ（又はＤＣＨＥともいう）を構成し、流体を熱交換させるブロックを意味し、単に「ブロック」と表現することもできる。

２つ以上の拡散ブロックを結合して使用する必要のある場合の蒸発ガス処理容量を、「Ａ以上Ｂ以下」であるとした場合、Ａは１５００ｋｇ／ｈ、２０００ｋｇ／ｈ、２５００ｋｇ／ｈ、３０００ｋｇ／ｈ、３５００ｋｇ／ｈのいずれか１つであることもあり、Ｂは７０００ｋｇ／ｈ、６０００ｋｇ／ｈ、５０００ｋｇ／ｈのいずれか１つであることもある。一例として、２つ以上の拡散ブロックを結合して使用する必要のある場合の蒸発ガス処理容量は２５００ｋｇ／ｈ以上５０００ｋｇ／ｈ以下であることもある。

図９は、従来のＰＣＨＥの概略図である。

図９を参照すると、従来のＰＣＨＥは、高温流体流入パイプ（Ｈｏｔ Ｇａｓ Ｉｎｌｅｔ Ｐｉｐｅ、１１０）、高温流体流入ヘッド（Ｈｏｔ Ｇａｓ Ｉｎｌｅｔ Ｈｅａｄｅｒ、１２０）、コア（Ｃｏｒｅ、１９０）、高温流体排出ヘッド（Ｈｏｔ Ｇａｓ Ｏｕｔｌｅｔ Ｈｅａｄｅｒ、１３０）、高温流体排出パイプ（Ｈｏｔ Ｇａｓ Ｏｕｔｌｅｔ Ｐｉｐｅ、１４０）、低温流体流入パイプ（Ｃｏｌｄ Ｇａｓ Ｉｎｌｅｔ Ｐｉｐｅ、１５０）、低温流体流入ヘッド（Ｃｏｌｄ Ｇａｓ Ｉｎｌｅｔ Ｈｅａｄｅｒ、１６０）、低温流体排出ヘッド（Ｃｏｌｄ Ｇａｓ Ｏｕｔｌｅｔ Ｈｅａｄｅｒ、１７０）、及び低温流体排出パイプ（Ｃｏｌｄ Ｇａｓ Ｏｕｔｌｅｔ Ｐｉｐｅ、１８０）を備える。

熱交換器に供給された高温流体は、高温流体流入パイプ（１１０）を介して熱交換器の内部に流入した後、高温流体流入ヘッド（１２０）によって分散され、コア（１９０）に送られる。コア（１９０）に送られた高温流体は、コア（１９０）で低温流体と熱交換して冷却された後、高温流体排出ヘッド（１３０）に溜まって高温流体排出パイプ（１４０）を介して熱交換器の外部に排出される。

熱交換器に供給された低温流体は、低温流体流入パイプ（１５０）を介して熱交換器の内部に流入した後、低温流体流入ヘッド（１６０）によって分散されてコア（１９０）に送られる。コア（１９０）に送られた低温流体は、コア（１９０）で高温流体を冷却する熱交換の冷媒として使用された後、低温流体排出ヘッド（１７０）に溜まって低温流体排出パイプ（１８０）を介して熱交換器の外部に排出される。

本発明における熱交換器の冷媒として使用する低温流体は、貯蔵タンクから排出された蒸発ガス（気液分離器で分離した気体成分を含む。）であり、熱交換器で冷却される高温流体は圧縮した再液化対象蒸発ガスである。

一方、コア（１９０）は複数の拡散ブロックを備えることができ（図９は、３つの拡散ブロックを備える場合を示す。以下、本明細書において熱交換器のコアが３つの拡散ブロックを備える場合を説明するが、これに限定されない。）、熱交換器のコアが２つ以上の拡散ブロックを備えると、拡散ブロックの間に空間が存在し、拡散ブロックの間の空間に存在する空気が断熱層の役割をして、拡散ブロック間の熱伝導度が低下することになる。

後述する図１８（ｂ）グラフを参照すると、拡散ブロック間の断熱層又は断熱部（ギャップ（ｇａｐ）、バリアー空気等）により拡散ブロック間の温度分布が不均一であることが確認できる。

また、冷媒として蒸発ガスを使用する場合、特定の拡散ブロックに先に冷媒が流入すると、冷媒が先に流入した拡散ブロックに、後で供給される冷媒が偏る現象が生じ、先に冷媒が流入された拡散ブロックの温度が他のブロックの温度に比べてより低くなる。

冷媒が先に流入したブロックに冷媒が偏る現象とブロック間の熱伝導度が低下する現象が重なると、ブロック間の温度差が大きくなり、最終的には再液化性能が低下する結果となる。

図１０は、本発明の第１実施形態に係る熱交換器の概略図である。

図１０を参照すると、本実施形態の熱交換器は、図９に図示した従来のＰＣＨＥの構成に加えて、高温流体流入ヘッド（１２０）とコア（１９０）との間に設置される第１多孔板（２１０）、高温流体排出ヘッド（１３０）とコア（１９０）との間に設置される第２多孔板（２２０）、低温流体流入ヘッド（１６０）とコア（１９０）との間に設置される第３多孔板（２３０）、と低温流体排出ヘッド（１７０）とコア（１９０）との間に設置される第４多孔板（２４０）のうち少なくとも１つ以上をさらに備える。

本実施形態の熱交換器は、熱交換器に供給または熱交換器から排出される流体を分散させる手段を備えることを特徴として、流体を分散させるために流体の流れに抵抗を与える手段を使用することができる。本実施形態の多孔板（２１０、２２０、２３０、２４０）は流体を分散させる手段または流体の流れに抵抗を与える手段の一例であり、本実施形態の熱交換器が多孔板を備えることに限定されない。

本実施形態の多孔板（２１０、２２０、２３０、２４０）は、複数の孔が形成された薄い板部材であり、第１多孔板（２１０）は高温流体流入ヘッド（１２０）の断面と同じ大きさと形状を有することが好ましく、第２多孔板（２２０）は高温流体排出ヘッド（１３０）の断面と同じ大きさと形状を有することが好ましく、第３多孔板（２３０）は低温流体流入ヘッド（１６０）の断面と同じ大きさと形状を有することが好ましく、第４多孔板（２４０）は低温流体排出ヘッド（１７０）の断面と同じ大きさと形状を有することが好ましい。

本実施形態の多孔板（２１０、２２０、２３０、２４０）に形成された複数の孔はすべての面積が同じであることも可能であり、流体が流入または排出されるパイプ（１１０、１４０、１５０、１８０）付近の面積は狭く、パイプ（１１０、１４０、１５０、１８０）から離れるほど面積が広い孔が形成されることも可能である。

また、本実施形態の多孔板（２１０、２２０、２３０、２４０）に形成された複数の孔は、形成密度が均一であることも可能であり、流体が流入または排出されるパイプ（１１０、１４０、１５０、１８０）付近の形成密度は低く、パイプ（１１０、１４０、１５０、１８０）から離れるほど形成密度が高くなることも可能である。形成密度が低いというのは、同じ面積内により少ない孔が形成されていることを意味し、形成密度が高いというのは、同じ面積により多くの孔が形成されていることを意味する。

また、本実施形態の多孔板（２１０、２２０、２３０、２４０）は、第１多孔板（２１０）及び第３多孔板（２３０）を通過した流体がコア（１９０）に効果的に分散して流入するように、またはコア（１９０）から排出された流体が効果的に分散して第２多孔板（２２０）及び第４多孔板（２４０）を通過できるように、コア（１９０）から所定間隔を離して設置されることが好ましい。多孔板（２１０、２２０、２３０、２４０）とコア（１９０）との間の距離は、例えば約２０〜５０ｍｍである。

本実施形態の熱交換器は、第１〜第４多孔板（２１０、２２０、２３０、２４０）の少なくとも１つ以上によって流体を分散させるため、特定の拡散ブロックに冷媒が偏る現象が緩和される。

本発明の第２実施形態に係る熱交換器は、図１０に図示した第１実施形態の熱交換器を備える構成に加えて、第１多孔板（２１０）とコア（１９０）との間に設置される第１隔壁（３１０）、コア（１９０）と第２多孔板（２２０）との間に設置される第２隔壁（３２０）、第３多孔板（２３０）とコア（１９０）との間に設置される第３隔壁（３３０）、及びコア（１９０）と第４多孔板（２４０）との間に設置される第４隔壁（３４０）を備える。

図１１は、本発明の第２実施形態に係る熱交換器が備える第１隔壁又は第２隔壁の概略図である。図１２は、本発明の第２実施形態に係る熱交換器が備える第１隔壁と第１多孔板の概略図である。図１３は、本発明の第２実施形態に係る熱交換器が備える第２隔壁と第２多孔板の概略図である。

本実施形態の第１〜第４隔壁（３１０、３２０、３３０、３４０）はそれぞれ、第１〜第４多孔板（２１０、２２０、２３０、２４０）によって分散された流体が再び集まることを防止する。

図１１及び図１２を参照すると、本実施形態の第１隔壁（３１０）は、第１多孔板（２１０）の周縁部を所定の高さで囲み、囲まれた内部空間を複数の領域に分割する形状である。図１１（ａ）及び図１２（ａ）には、第１多孔板（２１０）の周縁部を所定の高さで囲んだ内部空間を４個に分割した形状が示され、図１１（ｂ）及び図１２（ｂ）には８個に分割した形状が示されている。

図１１（ｂ）及び図１２（ｂ）に図示した第１隔壁（３１０）は、第１多孔板（２１０）の周縁部を所定の高さで囲んだ内部空間を、図１１（ａ）及び図１２（ａ）に示したように一方向の格子で分割するだけではなく、他方向の格子でも分割する。すなわち、図１１（ａ）及び図１２（ａ）に図示した第１隔壁（３１０）において、第１多孔板（２１０）の周縁部を所定の高さで囲んで内部空間を分割する部材を垂直部材（１）であるとすれば、図１１（ｂ）及び図１２（ｂ）に図示した第１隔壁（３１０）は、複数の垂直部材（１）だけでなく、各垂直部材（１）との間の空間を分割する複数の水平部材（２）を備え、一方向の格子と他方向の格子が互いに交差して内部空間を分割する。

図１１（ｂ）及び図１２（ｂ）に示すように、第１多孔板（２１０）の内部空間を他方向で更に分割した場合、流体をより分散することができ、特に、複数の拡散ブロック間だけでなく、１つの拡散ブロック内に冷媒が再び集まることを防止する。

また、第１多孔板（２１０）の内部空間を他方向で更に分割した場合、第１多孔板（２１０）とコア（１９０）との離隔をより安定的に維持できるという長所がある。特に、第１多孔板（２１０）を通過する流体の圧力によって第１多孔板（２１０）が屈曲してコア（１９０）と接触することを防止することができる。第１多孔板（２１０）とコア（１９０）が接触すると、接触した部分では流体の正常な供給ができなくなり熱交換効率が低下する虞がある。

図１１及び図１２を参照すると、高温流体流入パイプ（１１０）を介して流入した高温流体は、高温流体流入ヘッド（１２０）、第１多孔板（２１０）、及び第１隔壁（３１０）を順次に通過してコア（１９０）に流入する。

図１１及び図１３を参照すると、本実施形態の第２隔壁（３２０）は、第２多孔板（２２０）の周縁部を所定の高さで囲み、囲まれた内部空間を複数の領域に分割する形状である。図１１（ａ）及び図１３（ａ）には、第２多孔板（２２０）の周縁部を所定の高さで囲んだ内部空間を４個に分割した形状が示され、図１１（ｂ）及び図１３（ｂ）には８個に分割した形状が示されている。

図１１（ｂ）及び図１３（ｂ）に図示した第２隔壁（３２０）は、第２多孔板（２２０）の周縁部を所定の高さで囲んだ内部空間を、図１１（ａ）及び図１３（ａ）に示すように一方向の格子で分割するだけではなく、他方向の格子でも分割する。すなわち、図１１（ａ）及び図１３（ａ）に図示した第２隔壁（３２０）において、第２多孔板（２２０）の周縁部を所定の高さで囲んだ内部空間を分割する部材を垂直部材（１）とすれば、図１１（ｂ）及び図１３（ｂ）に図示された第２隔壁（３２０）は、複数の垂直部材（１）だけでなく、各垂直部材（１）との間の空間を分割する複数の水平部材（２）を備えて、一方向の格子とは他方向の格子が互いに交差して内部空間を分割する。

図１１（ｂ）及び図１３（ｂ）に示すように、第２の多孔板（２２０）の内部空間を他方向で更に分割した場合、流体をより分散することができ、特に、複数の拡散ブロック間だけでなく１つの拡散ブロック内に冷媒が再び集まることを防止する。

また、第２多孔板（２２０）の内部空間を他方向で更に分割した場合、第２多孔板（２２０）とコア（１９０）の離隔をより安定的に維持できるという長所がある。特に、第２多孔板（２２０）を通過する流体の圧力によって第２多孔板（２２０）が屈曲してコア（１９０）と接触することを防止することができる。第２多孔板（２２０）とコア（１９０）が接触すると、接触した部分では流体の正常な排出ができなくなり熱交換効率が低下する恐れがある。

図１０及び図１３を参照すると、コア（１９０）から排出された高温流体は、第２隔壁（３２０）、第２多孔板（２２０）、及び高温流体排出ヘッド（１３０）を順次に通過して高温流体排出パイプ（１４０）を介して排出される。

図１４は、本発明の第２実施形態に係る熱交換器が備える第３隔壁又は第４隔壁の概略図である。図１５は、本発明の第２実施形態に係る熱交換器が備える第３隔壁と第３多孔板の概略図である。図１６は、本発明の第２実施形態に係る熱交換器が備える第４隔壁と第４多孔板の概略図である。

図１４及び図１５を参照すると、本実施形態の第３隔壁（３３０）は、第３多孔板（２３０）の周縁部を所定の高さで囲み、囲まれた内部空間を複数の領域に分割する形状である。図１４（ａ）及び図１５（ａ）には、第３多孔板（２３０）の周縁部を所定の高さで囲んだ内部空間を４個に分割した形状が示され、図１４（ｂ）及び図１５（ｂ）には８個に分割した形状が示される。

図１４（ｂ）及び図１５（ｂ）に図示された第３隔壁（３３０）は、第３多孔板（２３０）の周縁部を所定の高さで囲んだ内部空間を、図１４（ａ）及び図１５（ａ）に示すように一方向の格子で分割するだけではなく、他方向の格子でも分割する。すなわち、図１４（ａ）及び図１５（ａ）に図示された第３隔壁（３３０）において、第３多孔板（２３０）の周縁部を所定の高さで囲んだ内部空間を分割する部材を垂直部材（１）とすれば、図１４（ｂ）及び図１５（ｂ）に図示された第３隔壁（３３０）は、複数の垂直部材（１）だけでなく、各垂直部材（１）との間の空間を分割する複数の水平部材（２）を備えて、一方向の格子とは他方向の格子が互いに交差して内部空間を分割する。

図１４（ｂ）及び図１５（ｂ）に示したように、第３多孔板（２３０）の内部空間を他方向で更に分割した場合、流体をより分散することができ、特に複数の拡散ブロックとの間だけでなく、１つの拡散ブロック内でも冷媒が再び集まることを防止する。

また、第３多孔板（２３０）の内部空間を他方向で更に分割した場合、第３多孔板（２３０）とコア（１９０）の離隔をより安定的に維持できるという長所がある。特に、第３多孔板（２３０）を通過する流体の圧力によって第３多孔板（２３０）が屈曲してコア（１９０）と接触することを防止することができる。第３多孔板（２３０）とコア（１９０）が接触すると、接触した部分では流体の正常な供給ができなくなり熱交換効率が低下する恐れがある。

図１０及び図１５を参照すると、低温流体流入パイプ（１５０）に沿って流入した低温流体は、低温流体流入ヘッド（１６０）、第３多孔板（２３０）、及び第３の隔壁（３３０）を順次に通ってコア（１９０）に流入する。

図１４及び図１６を参照すると、本実施形態の第４隔壁（３４０）は、第４多孔板（２４０）の周縁部を所定の高さで囲み、囲まれた内部空間を複数の領域で分割する形状である。図１４（ａ）及び図１６（ａ）には、第４多孔板（２４０）の周縁部を所定の高さで囲んだ内部空間を４個に分割した形状が示され、図１４（ｂ）及び図１６（ｂ）には８個に分割した形状が示される。

図１４（ｂ）及び図１６（ｂ）に図示された第４隔壁（３４０）は、第４多孔板（２４０）の周縁部を所定の高さで囲んだ内部空間を、図１４（ａ）及び図１６（ａ）に示すように一方向の格子で分割するだけではなく、他方向の格子でも分割する。すなわち、図１４（ａ）及び図１６（ａ）に図示された第４隔壁（３４０）において、第４多孔板（２４０）の周縁部を所定の高さで囲んだ内部空間を分割する部材を垂直部材（１）とすれば、図１４（ｂ）及び図１４（ｂ）に図示された第４隔壁（３４０）は、複数の垂直部材（１）だけでなく各垂直部材（１）との間の空間を分割する複数の水平部材（２）を備えて、一方向の格子と他方向格子が互いに交差して内部空間を分割する。

図１４（ｂ）及び図１６（ｂ）に示すように、第４多孔板（２４０）の内部空間を他方向で更に分割した場合、流体をより分散することができ、特に、複数の拡散ブロック間だけでなく、１つの拡散ブロック内でも、冷媒が再び集まることを防止する。

また、第４多孔板（２４０）の内部空間を他方向にもう一度分ける場合には、第４多孔板（２４０）とコア（１９０）の離隔をより安定的に維持できるという長所がある。特に、第４多孔板（２４０）を通過する流体の圧力により第４多孔板（２４０）が屈曲してコア（１９０）と接触することを防止することができる。第４多孔板（２４０）とコア（１９０）が接触すると、接触した部分では流体の正常な排出ができなくなり熱交換効率が低下する虞がある。

図１０及び図１６を参照すると、コア（１９０）から排出された低温流体は、第４隔壁（３４０）、第４多孔板（２４０）、及び低温流体排出ヘッド（１７０）を順次に通って低温流体排出パイプ（１８０）を介して排出される。

図１７（ａ）は、従来の熱交換器の冷媒の流れを示した概略図である。図１７（ｂ）は本発明の第１実施形態に係る熱交換器の冷媒の流れを示した概略図である。図１７（ｃ）は本発明の第２実施形態に係る熱交換器の冷媒の流れを示した概略図である。

図１７（ａ）を参照すると、従来の熱交換器の場合、低温流体流入パイプ（１５０）に流入した低温流体が、低温流体流入パイプ（１５０）に近くに位置した中心部の拡散ブロックに集中して供給されることがわかる。三つの拡散ブロックを備えた従来の熱交換器の場合には、低温流体流入パイプ（１５０）の近くに位置した拡散ブロックで約７０％の冷媒が供給され、他の拡散ブロックにはそれぞれ約１５％の冷媒が供給されて、拡散ブロックとの間で冷媒流量の差が４倍以上に達することを確認した。

図１７（ｂ）を参照すると、本発明の第１実施形態の熱交換器の場合、低温流体流入パイプ（１５０）に流入した低温流体が第３多孔板（２３０）によって分散されて、従来の熱交換器に比べて、比較的複数の拡散ブロックにそれぞれ均等に流入することが分かる。しかし、依然としてある程度は低温流体流入パイプ（１５０）に近く位置した中心部の拡散ブロックで低温流体が集中する現象が残っていることを確認できる。

図１７（ｃ）を参照すると、本発明の第２実施形態の熱交換器の場合、低温流体流入パイプ（１５０）に流入した低温流体が第３多孔板（２３０）によって分散された後に第３隔壁（３３０）を通過して、従来の熱交換器に比べて、比較的複数の拡散ブロックにそれぞれ均等に流入することと、第１実施形態の熱交換器より均等に流入することが分かる。

図１８（ａ）は、熱交換器の内部温度を測定するために設置した温度センサの位置を示した概略図である。図１８（ｂ）は図１８（ａ）に図示した位置で各々の温度センサが測定した熱交換器の内部の温度分布を示したグラフである。また、図１８（ｂ）に図示した破線（１）は、従来の熱交換器内部の温度分布を示し、実線（２）は本発明の第２実施形態に係る熱交換器の内部の温度分布を示す。

図１８（ｂ）を参照すると、従来の熱交換器の場合には、中心部の拡散ブロックの温度が他の拡散ブロックの温度に比べて非常に低く、複数の拡散ブロック間の温度差が大きいことを確認できる。従来の熱交換器の場合には、最低温度部分と最高温度部分との温度差が約１３０〜１４０℃であることが確認された。

一方、第２実施形態の熱交換器の場合、複数の拡散ブロック間の温度差が比較的小さいことが確認できる。本実施形態の熱交換器の場合、最低温度部分と最高温度部分との温度差が約４０〜５０℃であり、従来の熱交換器に比べて拡散ブロック間の温度差が減少することを確認した。

本発明は、熱交換器の冷媒として蒸発ガスを使用し、熱交換器が複数の拡散ブロックを備えても、各拡散ブロックに供給される冷媒の流量を比較的均等に維持させることができ、各拡散ブロック間の温度差を減らして熱交換効率を高めることができ、再液化対象蒸発ガスの流量が変化しても安定した再液化性能を確保することができる。

また、多孔板はＳＵＳ材質で成形し、極低温の蒸発ガスとの接触で収縮されて冷媒が通過した後に再び元の状態に戻ることができる。薄い厚さの多孔板の熱交換器よりも熱容量が非常に少なく、多孔板と熱交換器を溶接する場合、熱容量の大きい熱交換器は蒸発ガスに接触しても収縮率が少なく、熱容量が小さい多孔板は蒸発ガスに接触すると収縮率が大きいため、多孔板が割れる虞がある。

したがって、多孔板を熱伸縮の解消ができるように熱交換器と結合させる必要があり、本発明の第４実施形態及び第５実施形態では熱伸縮解消ができるように結合させた多孔板の一例を説明する。

図１９は本発明の第３実施形態に係る熱交換器の一部を示す概略図であり、図２０は図１９のＡ部分を拡大した概略図である。

本実施形態の熱交換器も、第１実施形態と同様に、図９に図示された従来のＰＣＨＥに含まれている構成に加えて、高温流体流入ヘッド（１２０）とコア（１９０）との間に設置される第１多孔板（２１０）、高温流体排出ヘッド（１３０）とコア（１９０）との間に設置される第２多孔板（２２０）、低温流体流入ヘッド（１６０）とコア（１９０）との間に設置される第３多孔板（２３０）、及び低温流体排出ヘッド（１７０）とコア（１９０）との間に設置される第４多孔板（２４０）のうち少なくとも１つ以上をさらに備える。

図１９及び図２０を参照すると、本実施形態の第４多孔板（２４０）は低温流体排出ヘッド（１７０）に設置され、第４多孔板（２４０）が低温流体排出ヘッド（１７０）に直接溶接されるのではなく、二つの支持部材（４２０）が所定間隔で離隔して低温流体排出ヘッド（１７０）に溶接（４１０）され、第４多孔板（２４０）は二つの支持部材（４２０）の間に挟まれる。

第４多孔板（２４０）は、二つの支持部材（４２０）との間に挟まれた状態であり、完全に固定された状態ではないため、極低温の蒸発ガスとの接触により収縮しても屈曲または破損せず、連結部分が破損されない。

支持部材（４２０）は第４多孔板（２４０）の収縮を収容できる最小限の大きさであることが好ましく、支持部材（４２０）間の間隔も第４多孔板（２４０）の収縮で多少の遊動が可能な最小距離であることが好ましい。

本実施形態の第１〜第３多孔板（２１０、２２０、２３０）も第４多孔板（２４０）と同様に、第１多孔板（２１０）は高温流体流入ヘッド（１２０）に所定間隔で離隔して溶接された二つの支持部材の間に挟まれ、第２多孔板（２２０）は高温流体排出ヘッド（１３０）に所定間隔で離隔して溶接された二つの支持部材の間に挟まれ、第３多孔板（２３０）は低温流体流入ヘッド（１６０）に所定間隔で離隔して溶接された二つの支持部材の間に挟まれる。

図２１は、本発明の第４実施形態に係る熱交換器の一部を示す概略図であり、図２２は、図２１のＢ部分を拡大した概略図である。

本実施形態の熱交換器も、第１実施形態と同様に、図９に図示された従来のＰＣＨＥに含まれる構成に加えて、高温流体流入ヘッド（１２０）とコア（１９０）との間に設置される第１多孔板（２１０）、高温流体排出ヘッド（１３０）とコア（１９０）との間に設置される第２多孔板（２２０）、低温流体流入ヘッド（１６０）とコア（１９０）との間に設置される第３多孔板（２３０）、及び低温流体排出ヘッド（１７０）とコア（１９０）との間に設置される第４多孔板（２４０）のうち１つ以上をさらに備える。

図２１及び図２２を参照すると、本実施形態の第４多孔板（２４０）は、第３実施形態と同様に、低温流体排出ヘッド（１７０）に設置されるが、低温流体排出ヘッド（１７０）に直接溶接されない。

ただし、本実施形態の第４多孔板（２４０）は、第３実施形態とは異なり、両端部がコア（１９０）と平行に延長して、コア（１９０）から離れる方向に段差がある形状であり、二つの支持部材（４２０）との間に挟まれるのではなく、一つの支持部材（４２０）とコア（１９０）との間に挟まれる。

すなわち、一つの支持部材（４２０）がコア（１９０）と所定間隔に離隔して低温流体排出ヘッド（１７０）と溶接（４１０）され、コア（１９０）と平行に延長する第４多孔板（２４０）の両端部が支持部材（４２０）とコア（１９０）との間に挟まれ、第４多孔板（２４０）は支持部材（４２０）とコア（１９０）との間に位置した両端部からコア（１９０）と離れる方向に段差がある形状である。

本実施形態の第４多孔板（２４０）は、支持部材（４２０）とコア（１９０）との間に挟まれて完全に固定した状態ではないため、極低温の蒸発ガスとの接触により収縮しても屈曲または破損せず、接続部が破損されない。

本実施形態の支持部材（４２０）は、第４多孔板（２４０）の収縮に対応できる最小限の大きさであることが好ましく、支持部材（４２０）とコア（１９０）との間隔も第４多孔板（２４０）が収縮により多少の遊動が可能な最小距離であることが好ましい。また、コア（１９０）と平行に延長する第４多孔板（２４０）の両端部は、支持部材（４２０）とコア（１９０）との間に挟まれ、収縮による変形や遊動を許容できる最小の長さであることが好ましい。

本実施形態の第１〜第３多孔板（２１０、２２０、２３０）も第４多孔板（２４０）と同様に、両端部がコア（１９０）と平行に延長した後、コア（１９０）から離れる方向に段差がある形状であり、第１多孔板（２１０）は高温流体流入ヘッド（１２０）に溶接された支持部材とコア（１９０）との間に両端部が挟まれて、第２多孔板（２２０）は高温流体排出ヘッド（１３０）に溶接された支持部材とコア（１９０）との間に両端部が挟まれ、第３多孔板（２３０）は低温流体流入ヘッド（１６０）に溶接された支持部材とコア（１９０）との間に両端が挟まれる。

図２３（ａ）は、熱交換器の全体形状の概略図であり、図２３（ｂ）は拡散ブロックの概略図であり、図２３（ｃ）はチャネルプレートの概略図である。

図２３を参照すると、低温流体と高温流体の熱交換が行われるコア（１９０）は複数の拡散ブロック（１９２）で構成され、拡散ブロック（１９２）は複数の低温流体用のチャネルプレート（１９４）と、複数の高温流体用チャネルプレート（１９６）が交互に積層された構成である。各チャネルプレート（１９４、１９６）には、流体が流れるチャネルが複数形成される。

図２４（ａ）は図２３（ｃ）に図示された低温流体用のチャネルプレートをＣ方向から見た概略図であり、図２４（ｂ）は従来の熱交換器の低温流体用のチャネルプレートのチャネルの概略図であり、図２４（ｃ）は本発明の第５実施形態に係る熱交換器の低温流体用のチャネルプレートのチャネルの概略図であり、図２４（ｄ）は本発明の第６実施形態に係る熱交換器の低温流体用のチャネルプレートのチャネルの概略図である。

図２４を参照すると、チャネルプレートに形成されたチャネル（１９８）は、図２４（ｂ）に示すように幅が一定で直線であることが一般的であるが、本発明の第５実施形態及び第６実施形態に係る熱交換器、流体に抵抗を与える形状のチャネルを備える。

図２４（ｃ）を参照すると、第５実施形態の熱交換器は、流入部の幅が他の部分の幅に比べて狭い複数のチャネル（１９８）を備える。すなわち、本実施形態のチャネル（１９８）は、図２３（ｃ）のＣ方向からチャネルプレートを見た場合、流入部の断面積が他の部分に比べて狭く形成される。

チャネル（１９８）の流入部の断面積が小さくなると、流入する流体が抵抗を受けて流動が分散し、複数個のうち特定の拡散ブロックに流体が集中する現象を緩和または防止する。

図２４（ｄ）を参照すると、第６実施形態の熱交換器は、ジグザグ形状のチャネル（１９８）を複数備える。チャネル（１９８）をジグザグ状に形成すると、流体が抵抗を受けて流動が分散し、複数個のうち特定の拡散ブロックに流体が集中する現象を緩和または防止できる。

本発明の第５実施形態及び第６実施形態の熱交換器は、流体の抵抗を与える形状のチャネルを備えるため、流体を分散させる別の部材を追加しなくても、複数個のうち特定の拡散ブロックに冷媒が集中する現象を緩和または防止できるという長所がある。

本発明は、前記実施形態に限定されず、本発明の技術的要旨を逸脱しない範囲内で様々な修正または変形が可能であることは、本発明の属する技術分野における通常の知識を有する者において自明である。

１０…圧縮機、２０…熱交換器、３０…減圧装置、４０…気液分離器、１１０…高温流体流入パイプ、１２０…高温流体流入ヘッド、１３０…高温流体排出ヘッド、１４０…高温流体排出パイプ、１５０…低温流体流入パイプ、１６０…低温流体流入ヘッド、１７０…低温流体排出ヘッド、１８０…低温流体排出パイプ、１９０…コア、１９２…拡散ブロック、１９４…低温流体用のチャネルプレート、１９６…高温流体用のチャネルプレート、１９８…チャネル、２１０，２２０，２３０，２４０…多孔板、３１０，３２０，３３０，３４０…隔壁、４２０…支持部材。

Claims (19)

1. ＬＮＧ貯蔵タンクから排出される蒸発ガスを圧縮する圧縮機；
   前記ＬＮＧ貯蔵タンクから排出される蒸発ガスを冷媒として前記圧縮機で圧縮した蒸発ガスを熱交換して冷却する熱交換器；及び
   前記熱交換器で冷却した流体を膨張する膨張手段；を備え、
   前記熱交換器は、
   高温流体と低温流体の熱交換が行われるコア；及び
   前記コアに流入する流体または前記コアから排出される流体を分散させる流体分散手段；を備え、
   前記コアは複数の拡散ブロックを備え、
   前記複数の拡散ブロック間に断熱層又は断熱部が存在することを特徴とするＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
2. 前記流体分散手段は流体に抵抗を与えて流体を分散させることを特徴とする請求項１に記載のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
3. 前記流体分散手段は多孔板であることを特徴とする請求項２に記載のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
4. 前記熱交換器は、
   前記熱交換器に流入する高温流体を分散させて前記コアに送る高温流体流入ヘッド；
   前記コアから排出される高温流体を溜めて前記熱交換器の外部に排出する高温流体排出ヘッド；
   前記熱交換器に流入する低温流体を分散させて前記コアに送る低温流体流入ヘッド； 及び
   前記コアから排出される低温流体を溜めて前記熱交換器の外部に排出する低温流体排出ヘッド；を備えることを特徴とする請求項１に記載のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
5. 前記多孔板に形成される孔の面積は、流体が流入または排出されるパイプ付近は狭く、前記パイプから離れるほど広くなることを特徴とする請求項３に記載のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
6. 前記多孔板に形成された孔の形成密度は、流体が流入または排出されるパイプ付近は低く、前記パイプから離れるほど高くなることを特徴とする請求項３に記載のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
7. 前記多孔板と前記コアとの距離が２０〜５０ｍｍであることを特徴とする請求項３に記載のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
8. 前記熱交換器は少なくとも１つ以上の隔壁をさらに備え、
   前記隔壁は、前記多孔板と前記コアとの間に設置されて、前記多孔板によって分散された流体が再び集まることを防止することを特徴とする請求項３に記載のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
9. 前記隔壁は、内部空間を複数の領域に分割する形状であることを特徴とする請求項８に記載のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
10. 前記隔壁は、複数の拡散ブロックの間だけでなく、１つの拡散ブロック内でも冷媒が再び集まることを防止することを特徴とする請求項８に記載のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
11. 前記隔壁は、前記多孔板と前記コアとの離隔を維持させることを特徴とする請求項８に記載のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
12. 前記隔壁は、少なくとも１つ以上の一方向の格子と少なくとも１つ以上の他方向の格子とが互いに交差して内部空間を分割する形状であることを特徴とする請求項８に記載のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
13. 前記膨張手段の下流に設置されて再液化された液化ガスと気体成分とを分離する気液分離器をさらに備えることを特徴とする請求項１〜１２のいずれか１項に記載のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
14. 前記気液分離器で分離された気体成分は蒸発ガスと合流して前記熱交換器の冷媒として使用されることを特徴とする請求項１３に記載のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
15. 前記圧縮機で圧縮した蒸発ガスは超臨界状態であることを特徴とする請求項１〜１２のいずれか１項に記載のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
16. 前記圧縮機で圧縮した蒸発ガスの圧力は１００〜４００ｂａｒａであることを特徴とする請求項１〜１２のいずれか１項に記載のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
17. 前記圧縮機で圧縮した蒸発ガスの圧力は１５０〜４００ｂａｒａであることを特徴とする請求項１６に記載のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
18. 前記圧縮機で圧縮した蒸発ガスの圧力は１５０〜３００ｂａｒａであることを特徴とする請求項１７に記載のＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。
19. ＬＮＧ貯蔵タンクから排出される蒸発ガスを圧縮する圧縮機；
    前記ＬＮＧ貯蔵タンクから排出される蒸発ガスを冷媒として前記圧縮機で圧縮した蒸発ガスを熱交換して冷却する熱交換器；及び
    前記熱交換器で冷却した流体を膨張させる膨張手段；を備え、
    前記熱交換器は、高温流体と低温流体の熱交換が行われるコア及び前記コアに流入する流体または前記コアから排出される流体を分散させる流体分散手段を備え、
    前記コアは複数の拡散ブロックを備え、
    前記複数の拡散ブロック間に断熱層又は断熱部が存在し、
    前記複数の拡散ブロック間の温度差が４０〜５０℃以内であることを特徴とするＬＮＧ船の蒸発ガス再液化システム。

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