JP6501527B2 - ボイルオフガスの再液化設備 - Google Patents
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Description
本発明は、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機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に関する。
ＬＮＧ（Ｌｉｑｕｅｆｉｅｄ Ｎａｔｕｒａｌ Ｇａｓ）を搬送する場合、当該ＬＮＧを貯留する貯留タンクを備えたＬＮＧ船舶にて搬送されることがある。貯留タンクは断熱処理がされているものの、外部の熱により貯留するＬＮＧが徐々に気化してボイルオフガス（ＢＯＧ）が発生する。発生したボイルオフガスは、貯留タンクの内部の圧力を上昇させるため、貯留タンクから取り出され、船舶の推進用主機関としての中速で回転するディーゼルエンジンの燃料として供給される。
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。
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。
上述した高圧噴射型エンジンは高効率であるため、従来型のエンジンと同程度の推進力を発揮する場合、燃料として必要とするボイルオフガスの量が低減し、余剰のボイルオフガスが増加するため、それらを処理する必要がある。ここで、貯留タンクから排出されるボイルオフガスを３０ＭＰａＧ程度の高圧に圧縮して高圧噴射型エンジンへ供給する船舶上のＢＯＧ再液化設備としては、ＬＮＧ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高圧噴射型エンジンへのエンジン供給圧力まで昇圧したボイルオフガスが圧送される高圧噴射型エンジンと、エンジン供給圧力まで昇圧したボイルオフガスの一部を分岐する分岐流路と、当該分岐流路を通流するボイルオフガスと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とを熱交換する熱交換器と、分岐流路で当該熱交換器を通過したあとの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の気液分離を行う気液分離器とを備えたものが知られている（特許文献１を参照）。
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。
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。
一方、余剰のボイルオフガスを処理する再液化設備として、現状の従来技術を考える場合、図５に示すような再液化設備が考えられる。当該再液化設備では、窒素等から成る非凝縮性の冷媒Ｎ２（例えば、窒素）を循環する冷凍サイクル回路Ｃが設けられており、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ＣＰと、当該冷媒圧縮コンプレッサＣＰで圧縮され昇温した冷媒Ｎ２を冷却するクーラーＥＸと、当該クーラーＥＸにて降温した後の冷媒Ｎ２を膨張する膨張タービンＥＰと、膨張タービンＥＰにて膨張した後の冷媒Ｎ２の冷熱を被冷却媒体としてのボイルオフガスへ供給する第１熱交換器ＥＸ１とが設けられている。
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Ｎ２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。
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Ｎ２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。
また、余剰のボイルオフガスを処理する再液化設備の他の例として、特許文献２に記載の如く、ＬＮＧを貯留する貯留タンクと、当該貯留タンクからの排出直後のボイルオフガスを被冷却媒体と熱交換する第１熱交換器と、第１熱交換器を通過した後のボイルオフガスを圧縮するボイルオフガス圧縮部（クーラー含む）と、当該ボイルオフガス圧縮部にて圧縮された後のボイルオフガスを冷却媒体と熱交換する形態で冷却して液化する第２熱交換器とを備えたものが知られている。
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として、冷媒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。
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として、冷媒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。
しかしながら、上記特許文献１に開示の技術に示される船舶上のＢＯＧ再液化設備では、ボイルオフガス圧縮部を出た後のボイルオフガスを冷却する冷熱源が、貯留タンクから排出された直後のボイルオフガスの冷熱（自己冷熱）のみであるので、ボイルオフガス圧縮部を出た後のボイルオフガスの過冷却が不十分となり、減圧弁にて減圧された後に発生するフラッシュ流の流量が多くなる。当該多量のフラッシュ流は、貯留タンクを出た後のボイルオフガスに混合されるため、当該フラッシュ流量が多くなるほど、ボイルオフガス圧縮部のボイルオフガス圧縮コンプレッサの圧縮動力が増加し、効率悪化を招く。
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のＴＱ線（図６で太実線）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（図６で細実線）は、図６に示すように略直線状になる。その結果、ボイルオフガスが凝縮し始める点でボイルオフガスと冷媒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。
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のＴＱ線（図６で太実線）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（図６で細実線）は、図６に示すように略直線状になる。その結果、ボイルオフガスが凝縮し始める点でボイルオフガスと冷媒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。
更に、特許文献２に開示の技術にあっては、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流体が熱交換する構成を採用しているものの、当該構成にあっては、ボイルオフガスの熱交換量に対する温度変化率に、冷媒の熱交換量に対する温度変化率を十分に追従させることができない虞があった。
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あった。
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あった。
本発明は、上述の課題に鑑みてなされたものであり、その目的は、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、熱交換器での熱交換効率を向上、更には、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提供することにある。
上記目的を達成するための本発明のボイルオフガスの再液化設備は、
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、その特徴構成は、
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、
前記冷凍サイクル回路が、冷媒を圧縮する冷媒圧縮部と、当該冷媒圧縮部にて圧縮された冷媒を膨張する膨張部と、当該膨張部にて膨張された冷媒と前記抽気流路を通流するボイルオフガスとを熱交換する第１熱交換器とを有し、
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、前記冷凍サイクル回路で前記冷媒圧縮部から前記膨張部までを通流する冷媒とを熱交換する第２熱交換器を備え、
前記冷媒圧縮部で圧縮された冷媒は、前記冷媒圧縮部の出口から前記第２熱交換器に至る流路を経ることで、当該流路に配置された前記膨張部及び前記第１熱交換器を経て前記第２熱交換器に供給され、
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、且つ前記ボイルオフガスの臨界圧力以上に設定する圧力設定手段を備える点にある。
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、その特徴構成は、
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、
前記冷凍サイクル回路が、冷媒を圧縮する冷媒圧縮部と、当該冷媒圧縮部にて圧縮された冷媒を膨張する膨張部と、当該膨張部にて膨張された冷媒と前記抽気流路を通流するボイルオフガスとを熱交換する第１熱交換器とを有し、
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、前記冷凍サイクル回路で前記冷媒圧縮部から前記膨張部までを通流する冷媒とを熱交換する第２熱交換器を備え、
前記冷媒圧縮部で圧縮された冷媒は、前記冷媒圧縮部の出口から前記第２熱交換器に至る流路を経ることで、当該流路に配置された前記膨張部及び前記第１熱交換器を経て前記第２熱交換器に供給され、
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、且つ前記ボイルオフガスの臨界圧力以上に設定する圧力設定手段を備える点にある。
上記特徴構成によれば、ボイルオフガス圧縮部からボイルオフガスを抽気する抽気流路が、ボイルオフガス圧縮部にて高圧噴射型エンジンのエンジン供給圧力まで昇圧する前のボイルオフガスを抽気するものであるから、抽気圧力をエンジン供給圧力未満の低い圧力とすることができ、例えば、当該ボイルオフガスを液化した後、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。
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、冷凍サイクル回路で冷媒圧縮部にて圧縮され第２熱交換器で昇圧前のボイルオフガスの冷熱を回収した後に膨張部にて膨張され降温した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。
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１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。
そして、圧力設定手段が、抽気圧力を設定する際に、抽気圧力の下限圧力をボイルオフガスの臨界圧力以上に設定するから、抽気流路で第１熱交換器を通過するボイルオフガスのＴＱ線図において、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線のうち、液体と気体との気液混合状態である湿り飽和蒸気が示す等温線の幅（図６でＡで示す幅）を小さくするように（あるいはなくすように）、抽気圧力を設定できる。
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２、３で太実線で示されるような線図となる。結果、冷媒の流量を減らすことができ（ＴＱ線図における冷媒の傾きを大きくでき）、冷媒圧縮コンプレッサの圧縮動力（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）を小さくすることができ、設備全体としての効率向上を図ることができる。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。
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。
また、本発明によれば、冷凍サイクル回路において、特許文献２に開示の技術のようにバイパス流路を設けることのないシンプル構成を採用することができ、冷凍サイクル回路を通流する冷媒の流量制御もシンプルな制御にすることができる。
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。
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、冷凍サイクル回路で冷媒圧縮部にて圧縮され第２熱交換器で昇圧前のボイルオフガスの冷熱を回収した後に膨張部にて膨張され降温した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。
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１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。
そして、圧力設定手段が、抽気圧力を設定する際に、抽気圧力の下限圧力をボイルオフガスの臨界圧力以上に設定するから、抽気流路で第１熱交換器を通過するボイルオフガスのＴＱ線図において、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線のうち、液体と気体との気液混合状態である湿り飽和蒸気が示す等温線の幅（図６でＡで示す幅）を小さくするように（あるいはなくすように）、抽気圧力を設定できる。
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２、３で太実線で示されるような線図となる。結果、冷媒の流量を減らすことができ（ＴＱ線図における冷媒の傾きを大きくでき）、冷媒圧縮コンプレッサの圧縮動力（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）を小さくすることができ、設備全体としての効率向上を図ることができる。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。
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。
また、本発明によれば、冷凍サイクル回路において、特許文献２に開示の技術のようにバイパス流路を設けることのないシンプル構成を採用することができ、冷凍サイクル回路を通流する冷媒の流量制御もシンプルな制御にすることができる。
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。
本発明のボイルオフガスの再液化設備の更なる特徴構成は、
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とを備え、
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とを備え、
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。
上記特徴構成によれば、圧力設定手段は、抽気圧力を、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を抑制可能なフラッシュ流抑制圧力未満に設定するから、気液分離器から発生するフラッシュ流量を良好に抑制できる。
本発明のボイルオフガスの再液化設備の更なる特徴構成は、
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、
前記冷媒圧縮部は、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１熱交換器を通過するボイルオフガスを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。
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、
前記冷媒圧縮部は、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１熱交換器を通過するボイルオフガスを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。
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、ボイルオフガスの抽気圧力を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（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、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熱交換器でのボイルオフガスのＴＱ線は、図６の太実線に示すような温度変化が不連続なＴＱ線から、図２の太実線に示すような温度変化が連続した滑らかなＴＱ線へと変化する。これにより、第２熱交換器での冷媒のＴＱ線は、ボイルオフガスのＴＱ線の温度変化に合わせて、熱交換量に対する温度変化の割合を大きくできる（つまり冷媒の流量を削減できる）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する場合、第１熱交換器を通過した後で減圧弁にて減圧した際に発生するフラッシュ流の流量が多くなるため、当該フラッシュ流の流量を抑制するべく、第１熱交換器でのボイルオフガスの過冷却度を上げる必要が出てくる（図３の例では、ΔＴ１で示す温度だけ過冷却度を上げる必要が出てくる）ため、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。
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熱交換器でのボイルオフガスのＴＱ線は、図６の太実線に示すような温度変化が不連続なＴＱ線から、図２の太実線に示すような温度変化が連続した滑らかなＴＱ線へと変化する。これにより、第２熱交換器での冷媒のＴＱ線は、ボイルオフガスのＴＱ線の温度変化に合わせて、熱交換量に対する温度変化の割合を大きくできる（つまり冷媒の流量を削減できる）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する場合、第１熱交換器を通過した後で減圧弁にて減圧した際に発生するフラッシュ流の流量が多くなるため、当該フラッシュ流の流量を抑制するべく、第１熱交換器でのボイルオフガスの過冷却度を上げる必要が出てくる（図３の例では、ΔＴ１で示す温度だけ過冷却度を上げる必要が出てくる）ため、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。
本発明のボイルオフガスの再液化設備にあっては、
前記圧力設定手段は、前記抽気圧力を、１０ＭＰａＧ以上１３ＭＰａＧ以下に設定することが好ましい。
前記圧力設定手段は、前記抽気圧力を、１０ＭＰａＧ以上１３ＭＰａＧ以下に設定することが好ましい。
本発明の実施形態に係るボイルオフガスの再液化設備は、構造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、熱交換器での熱交換効率を向上し、更には、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ものである。
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。
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。
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は、図１に示すように、ＬＮＧ運搬船５０（水上構造物の一例）上に備えられるものであり、液化天然ガスＬＮＧを貯留する貯留タンク１０と、当該貯留タンク１０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２０と、当該ボイルオフガス圧縮部２０にて圧縮され液化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４０と、ボイルオフガス圧縮部２０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貯留タンク１０へ戻す抽気流路Ｌ２と、抽気流路Ｌ２を通流するボイルオフガスと熱交換してボイルオフガスを冷却する冷媒Ｎ２を循環する冷凍サイクル回路Ｃとを備えている。
貯留タンク１０は、外部空間と断熱する断熱構造が採用されており、内部に比較的低温（例えば，−１６３℃）のＬＮＧを貯留可能に構成されている。当該貯留タンク１０では、外部と断熱されているものの、外部から温熱が伝導される形態でＬＮＧが気化され、メタンを主成分とするボイルオフガスが発生する。
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。
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。
ボイルオフガス圧縮部２０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ＣＰ１、ＣＰ２、ＣＰ３、ＣＰ４、ＣＰ５の複数（当該実施形態では、５つ）を、ボイルオフガスの流れ方向で記載の順に備えると共に、ボイルオフガス圧縮コンプレッサＣＰ１、ＣＰ２、ＣＰ３、ＣＰ４、ＣＰ５にて圧縮され昇温した後のボイルオフガスを他の冷媒と熱交換する形態で冷却するクーラーＥＸ１、ＥＸ２、ＥＸ３、ＥＸ４、ＥＸ５が、ボイルオフガスの流れ方向で各ボイルオフガス圧縮コンプレッサＣＰ１、ＣＰ２、ＣＰ３、ＣＰ４、ＣＰ５の下流側出口に、ボイルオフガス圧縮コンプレッサＣＰ１、ＣＰ２、ＣＰ３、ＣＰ４、ＣＰ５の夫々に１つずつ対応する状態で、ボイルオフガスの流れ方向で記載の順に配設されている。
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、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、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。
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、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、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。
当該実施形態にあっては、ボイルオフガス圧縮部２０の圧縮過程において、エンジン供給圧力まで昇圧される前の比較的低圧のボイルオフガスが抽気可能に構成されている。
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は、各種のガス燃焼器で燃焼される。
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は、各種のガス燃焼器で燃焼される。
更に、ボイルオフガス圧縮部２０には、第４ボイルオフガス圧縮コンプレッサＣＰ４にて圧縮された後で、第４クーラーＥＸ４にて冷却されたボイルオフガスの一部を分岐して抽気する第２分岐機構Ｄ２が設けられており、当該第２分岐機構Ｄ２にて抽気されたボイルオフガスは、第２分岐機構Ｄ２に接続される抽気流路Ｌ２を通流する。
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の量を超える場合に、その超過分のボイルオフガスが導かれることとなる。
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の量を超える場合に、その超過分のボイルオフガスが導かれることとなる。
貯留タンク１０からボイルオフガス排出路Ｌ１へ排出された昇圧前のボイルオフガスは、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媒Ｎ２へ冷熱を与えると共に、ボイルオフガス圧縮部２０にて抽気圧力まで圧縮された後に抽気流路Ｌ２を通流する過程において、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されて再液化される。
ここで、まず、冷凍サイクル回路Ｃについて説明を加えると、冷凍サイクル回路Ｃは、非凝縮性の冷媒Ｎ２として窒素を循環させ、第１熱交換器ＥＸ１０でボイルオフガスを冷却して再液化するために設けられている回路である。
当該冷凍サイクル回路Ｃは、冷媒圧縮部７０として、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、冷媒Ｎ２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を、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、ボイルオフガスの流れ方向で記載の順に配設している。
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、ボイルオフガス排出路Ｌ１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２熱交換器ＥＸ９と、当該第２熱交換器ＥＸ９を通過した後の冷媒Ｎ２を膨張させるエキスパンダＥＰ１（膨張部の一例）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２熱交換器ＥＸ９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１熱交換器ＥＸ１０を通過して抽気流路Ｌ２を通流するボイルオフガスを冷却して再液化させる形態で、冷凍サイクル回路Ｃを循環する。
ここで、まず、冷凍サイクル回路Ｃについて説明を加えると、冷凍サイクル回路Ｃは、非凝縮性の冷媒Ｎ２として窒素を循環させ、第１熱交換器ＥＸ１０でボイルオフガスを冷却して再液化するために設けられている回路である。
当該冷凍サイクル回路Ｃは、冷媒圧縮部７０として、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、冷媒Ｎ２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を、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、ボイルオフガスの流れ方向で記載の順に配設している。
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、ボイルオフガス排出路Ｌ１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２熱交換器ＥＸ９と、当該第２熱交換器ＥＸ９を通過した後の冷媒Ｎ２を膨張させるエキスパンダＥＰ１（膨張部の一例）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２熱交換器ＥＸ９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１熱交換器ＥＸ１０を通過して抽気流路Ｌ２を通流するボイルオフガスを冷却して再液化させる形態で、冷凍サイクル回路Ｃを循環する。
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して再液化する第１熱交換器ＥＸ１０と、当該第１熱交換器ＥＸ１０を通過した後のボイルオフガスを減圧する減圧弁Ｖ１と、当該減圧弁Ｖ１にて減圧した後のボイルオフガスを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（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。
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（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。
当該実施形態のボイルオフガスの再液化設備１００にあっては、ボイルオフガスのボイルオフガス圧縮部２０からの抽気圧力を設定自在な圧力設定部６０ａ（圧力設定手段の一例）として機能する制御装置６０を備えており、当該制御装置６０は、ＬＳＩ等の集積装置からなるハードウェアと複数のプログラム群からなるソフトウエアとを協働可能に構成されている。
ここで、ボイルオフガスの抽気圧力が、従来の窒素冷媒サイクルを備えた船上ボイルオフガス再液化システムにおける一般的な抽気圧力（例えば、０．３ＭＰａＧ以上２．０ＭＰａＧ以下程度の圧力）の場合、第１熱交換器ＥＸ１０にて熱交換するボイルオフガスの熱交換量と温度との関係を示すＴＱ線図は、概略図６の太実線に示すような状態となる。即ち、ボイルオフガスの抽気圧力が低い場合、ボイルオフガス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。
このため、ボイルオフガスが凝縮し始める点でボイルオフガスと冷媒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ＥＸ１０における熱交換効率が悪いことを示している。
このため、ボイルオフガスが凝縮し始める点でボイルオフガスと冷媒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ＥＸ１０における熱交換効率が悪いことを示している。
そこで、圧力設定部６０ａは、抽気圧力の下限圧力を設定する際に、抽気圧力の下限圧力をボイルオフガスの臨界圧力（ボイルオフガスがメタンを主成分とするガスの場合、４．８ＭＰａＧを超える圧力、ボイルオフガスが純メタンの場合、４．５ＭＰａＧを超える圧力）以上に設定する。
より具体的には、圧力設定部６０ａは、ボイルオフガスの抽気圧力を、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７ＭＰａＧ）、更には、図２で太実線で示すＴＱ線（抽気圧力１０ＭＰａＧ）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、ボイルオフガスの抽気圧力を７ＭＰａＧと抽気圧力１０ＭＰａＧとした場合の第１熱交換器ＥＸ１０におけるＴＱ線図であるが、ボイルオフガスの抽気圧力が７ＭＰａＧ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、１０ＭＰａＧ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１０ＭＰａＧに設定する場合よりも、抽気圧力を７ＭＰａＧに設定する場合のほうが、冷媒Ｎ２の熱交換量に対する温度変化の割合が小さくなり（つまりＮ２流量が大きくなり）、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、効率が悪化していることを示す。また、授熱側であるボイルオフガスが示すＴＱ線と受熱側の冷媒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。
逆に言うと、抽気圧力を１０ＭＰａＧに設定する方が、抽気圧力を７ＭＰａＧに設定するよりも、第１熱交換器ＥＸ１０での熱交換効率を向上でき、第１熱交換器ＥＸ１０にて冷媒Ｎ２から与える冷熱量の損失を低減できるから、冷媒圧縮部７０の圧縮動力（冷媒圧縮コンプレッサの圧縮動力）を低減できる。
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２０での圧縮動力（具体的には、ボイルオフガス圧縮部２０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ＣＰ１、ＣＰ２、ＣＰ３、ＣＰ４の圧縮動力）と、冷凍サイクル回路Ｃでの圧縮動力（具体的には、冷凍サイクル回路Ｃにて冷媒Ｎ２を圧縮する冷媒圧縮コンプレッサＣＰ６、ＣＰ７、ＣＰ８の圧縮動力）とがあるが、第１熱交換器ＥＸ１０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Ｃでの圧縮動力＞ボイルオフガス圧縮部２０の圧縮動力』の関係が成り立つ。
ここで、圧力設定部６０ａが、抽気圧力を、１０ＭＰａＧ以上に設定することで、第１熱交換器ＥＸ１０を通過する昇圧後のボイルオフガスと冷媒Ｎ２との温度差を、第１熱交換器ＥＸ１０での交換熱量全域に亘って低減でき、冷凍サイクル回路Ｃでの圧縮動力（具体的には、冷凍サイクル回路Ｃでの冷媒Ｎ２を圧縮する冷媒圧縮コンプレッサＣＰ６、ＣＰ７、ＣＰ８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。
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、ボイルオフガスの抽気圧力の１０ＭＰａＧ以上に設定する。
因みに、ボイルオフガスの抽気圧力を１０ＭＰａＧ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。
より具体的には、圧力設定部６０ａは、ボイルオフガスの抽気圧力を、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７ＭＰａＧ）、更には、図２で太実線で示すＴＱ線（抽気圧力１０ＭＰａＧ）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、ボイルオフガスの抽気圧力を７ＭＰａＧと抽気圧力１０ＭＰａＧとした場合の第１熱交換器ＥＸ１０におけるＴＱ線図であるが、ボイルオフガスの抽気圧力が７ＭＰａＧ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、１０ＭＰａＧ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１０ＭＰａＧに設定する場合よりも、抽気圧力を７ＭＰａＧに設定する場合のほうが、冷媒Ｎ２の熱交換量に対する温度変化の割合が小さくなり（つまりＮ２流量が大きくなり）、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、効率が悪化していることを示す。また、授熱側であるボイルオフガスが示すＴＱ線と受熱側の冷媒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。
逆に言うと、抽気圧力を１０ＭＰａＧに設定する方が、抽気圧力を７ＭＰａＧに設定するよりも、第１熱交換器ＥＸ１０での熱交換効率を向上でき、第１熱交換器ＥＸ１０にて冷媒Ｎ２から与える冷熱量の損失を低減できるから、冷媒圧縮部７０の圧縮動力（冷媒圧縮コンプレッサの圧縮動力）を低減できる。
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２０での圧縮動力（具体的には、ボイルオフガス圧縮部２０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ＣＰ１、ＣＰ２、ＣＰ３、ＣＰ４の圧縮動力）と、冷凍サイクル回路Ｃでの圧縮動力（具体的には、冷凍サイクル回路Ｃにて冷媒Ｎ２を圧縮する冷媒圧縮コンプレッサＣＰ６、ＣＰ７、ＣＰ８の圧縮動力）とがあるが、第１熱交換器ＥＸ１０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Ｃでの圧縮動力＞ボイルオフガス圧縮部２０の圧縮動力』の関係が成り立つ。
ここで、圧力設定部６０ａが、抽気圧力を、１０ＭＰａＧ以上に設定することで、第１熱交換器ＥＸ１０を通過する昇圧後のボイルオフガスと冷媒Ｎ２との温度差を、第１熱交換器ＥＸ１０での交換熱量全域に亘って低減でき、冷凍サイクル回路Ｃでの圧縮動力（具体的には、冷凍サイクル回路Ｃでの冷媒Ｎ２を圧縮する冷媒圧縮コンプレッサＣＰ６、ＣＰ７、ＣＰ８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。
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、ボイルオフガスの抽気圧力の１０ＭＰａＧ以上に設定する。
因みに、ボイルオフガスの抽気圧力を１０ＭＰａＧ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。
一方で、ボイルオフガスの抽気圧力を高くし過ぎると、ボイルオフガス圧縮コンプレッサＣＰ１、ＣＰ２、ＣＰ３、ＣＰ４の圧縮動力が大きくなり効率低下を招くと共に、減圧弁Ｖ１にて減圧した際に発生するフラッシュ流量が増加し、気液分離器３０から捨てられる気体のボイルオフガス（Ｇ）が増加するため、好ましくない。
図３に、圧力設定部６０ａにて、ボイルオフガスの抽気圧力を、１３、３０ＭＰａＧの夫々に設定した場合のＴＱ線図を示している。
当該図３に示すＴＱ線図から、抽気圧力を１３ＭｐａＧから３０ＭＰａＧへ昇圧する場合、ボイルオフガス圧縮部２０の圧縮動力が大幅に増加するが、第１熱交換器ＥＸ１０での熱交換効率は更に向上する。ただし、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１３ＭＰａＧに設定する場合に比べ、冷凍サイクル回路Ｃで第１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１３ＭＰａＧに設定する場合、冷凍サイクル回路Ｃで第１熱交換器ＥＸ１０への冷媒Ｎ２の入温度を、抽気圧力を１０ＭＰａＧ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１３ＭＰａＧに設定する場合、冷凍サイクル回路Ｃで第１熱交換器ＥＸ１０への冷媒Ｎ２の入温度を、抽気圧力を１０ＭＰａＧ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１３ＭＰａＧ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、ボイルオフガスの抽気圧力を、１３ＭＰａＧ以下に設定している。
当該図３に示すＴＱ線図から、抽気圧力を１３ＭｐａＧから３０ＭＰａＧへ昇圧する場合、ボイルオフガス圧縮部２０の圧縮動力が大幅に増加するが、第１熱交換器ＥＸ１０での熱交換効率は更に向上する。ただし、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１３ＭＰａＧに設定する場合に比べ、冷凍サイクル回路Ｃで第１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１３ＭＰａＧに設定する場合、冷凍サイクル回路Ｃで第１熱交換器ＥＸ１０への冷媒Ｎ２の入温度を、抽気圧力を１０ＭＰａＧ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１３ＭＰａＧに設定する場合、冷凍サイクル回路Ｃで第１熱交換器ＥＸ１０への冷媒Ｎ２の入温度を、抽気圧力を１０ＭＰａＧ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１３ＭＰａＧ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、ボイルオフガスの抽気圧力を、１３ＭＰａＧ以下に設定している。
更に、当該実施形態に係る圧力設定部６０ａは、抽気されるボイルオフガスの再液化の過程において、ボイルオフガス圧縮コンプレッサＣＰ１、ＣＰ２、ＣＰ３、ＣＰ４の抽気に係る圧縮動力と、冷媒圧縮コンプレッサＣＰ６、ＣＰ７、ＣＰ８の圧縮動力との合計動力が、小さくなるように、抽気圧力を設定している。
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が再液化される過程において、ボイルオフガスの抽気圧力を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ＥＸ１０でのボイルオフガスのＴＱ線は、図６の太実線に示すような温度変化が不連続なＴＱ線から、図２の太実線に示すような温度変化が連続した滑らかなＴＱ線へと変化する。これにより、第１熱交換器ＥＸ１０での冷媒Ｎ２のＴＱ線は、ボイルオフガスのＴＱ線の温度変化に合わせて、熱交換量に対する温度変化の割合を大きくできる（つまり冷媒Ｎ２の流量を削減できる）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する場合、第１熱交換器ＥＸ１０を通過した後で減圧弁Ｖ１にて減圧した際に発生するフラッシュ流の流量が多くなるため、当該フラッシュ流の流量を抑制するべく、第１熱交換器ＥＸ１０でのボイルオフガスの過冷却度を上げる必要が出てくる（図３の例では、ΔＴ１で示す温度だけ過冷却度を上げる必要が出てくる）ため、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１０ＭＰａＧ以上１３ＭＰａＧ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１０ＭＰａＧ以上１３ＭＰａＧ以下に設定するのである。
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が再液化される過程において、ボイルオフガスの抽気圧力を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ＥＸ１０でのボイルオフガスのＴＱ線は、図６の太実線に示すような温度変化が不連続なＴＱ線から、図２の太実線に示すような温度変化が連続した滑らかなＴＱ線へと変化する。これにより、第１熱交換器ＥＸ１０での冷媒Ｎ２のＴＱ線は、ボイルオフガスのＴＱ線の温度変化に合わせて、熱交換量に対する温度変化の割合を大きくできる（つまり冷媒Ｎ２の流量を削減できる）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する場合、第１熱交換器ＥＸ１０を通過した後で減圧弁Ｖ１にて減圧した際に発生するフラッシュ流の流量が多くなるため、当該フラッシュ流の流量を抑制するべく、第１熱交換器ＥＸ１０でのボイルオフガスの過冷却度を上げる必要が出てくる（図３の例では、ΔＴ１で示す温度だけ過冷却度を上げる必要が出てくる）ため、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１０ＭＰａＧ以上１３ＭＰａＧ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１０ＭＰａＧ以上１３ＭＰａＧ以下に設定するのである。
尚、図４に示したグラフ図の具体的な数値を、以下の〔表２〕に示す。ちなみに、〔表２〕に示すボイルオフガス圧縮コンプレッサの圧縮動力は、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の抽気圧力に関連する圧縮動力であるが、高圧噴射型エンジン４０へ導かれるボイルオフガスを圧縮する圧縮動力も含むものである。また、図４および〔表２〕の計算条件は表１を参照されたい。
尚、本実施形態に係るボイルオフガスの再液化設備１００と、特許文献１に開示の技術と、特許文献２に開示の技術とにおいて、ボイルオフガス１ｔｏｎあたりの液化に要する消費電力をシミュレーションした結果を、以下の〔表３〕に示す。因みに、〔表３〕では、主機関負荷が０％の場合の消費電力を示しており、主機関負荷とは、高圧噴射型エンジンの負荷を示す。ここで、特許文献２に開示の技術は、主機関（高圧噴射型エンジン）を備えるものではないが、以下のシミュレーションにあっては、特許文献２に開示の技術のボイルオフガス圧縮部（クーラー含む）の下流側で第２熱交換器の上流側に、ボイルオフガスの一部を分岐する流路が接続され、当該流路によりボイルオフガスが主機関（高圧噴射型エンジン）へ供給される構成を採用しているものとした。
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の量は、夫々で異なっている。
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の量は、夫々で異なっている。
〔別実施形態〕
（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。
（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。
（２）上記実施形態にあっては、冷凍サイクル回路Ｃを循環する冷媒Ｎ２としては、非凝縮性の冷媒である窒素を例として説明したが、当該冷媒は窒素に限定されるものではない。他の冷媒の例としては、ヘリウムや水素等の他、混合冷媒を用いても構わない。
（３）上記実施形態において、抽気流路Ｌ２は、気液分離器３０と貯留タンク１０とを接続し、気液分離器３０にて気液分離された後の液化ボイルオフガス（Ｌ）を貯留タンク１０へ導く構成例を示した。
しかしながら、抽気流路Ｌ２を通流するボイルオフガスで、再液化されたボイルオフガスは、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。
しかしながら、抽気流路Ｌ２を通流するボイルオフガスで、再液化されたボイルオフガスは、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。
（４）上記実施形態において、ボイルオフガス圧縮コンプレッサの数は、特に、上記実施形態に示したものに限定されるものではなく、ボイルオフガスの量（又は、貯留タンク１０の容量）や、エンジン供給圧力によって、適宜変更可能である。更に、昇圧前のボイルオフガスの流れ方向において、抽気流路Ｌ２の上流側に設けられるボイルオフガス圧縮コンプレッサの数も、４つに限定されるものではなく、適宜変更可能である。
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１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。
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１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。
（５）上記実施形態において、ボイルオフガス圧縮部２０及び冷凍サイクル回路Ｃにおけるクーラーへ冷熱を供給する構成としては様々な構成が考えられるが、例えば、以下のような構成を採用しても構わない。
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。
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。
主機関が高負荷で運転されているときで、ボイルオフガス量が主機関の要求する燃料量より少ない場合、タンクに貯蔵されているＬＮＧをポンプで吐出し、強制的に気化させて主機関に供給する場合が考えられるが、この時の気化熱源として、ボイルオフガス圧縮部２０のクーラーＥＸ１〜ＥＸ５を使用するような構成を採用しても構わない。
尚、上記実施形態（別実施形態を含む、以下同じ）で開示される構成は、矛盾が生じない限り、他の実施形態で開示される構成と組み合わせて適用することが可能であり、また、本明細書において開示された実施形態は例示であって、本発明の実施形態はこれに限定されず、本発明の目的を逸脱しない範囲内で適宜改変することが可能である。
本発明のボイルオフガスの再液化設備は、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、熱交換器での熱交換効率を向上、更には、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として、有効に利用可能である。
１０ ：貯留タンク
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
７０ ：冷媒圧縮部
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
ＥＰ１ ：エキスパンダ
ＥＸ１０ ：第１熱交換器
ＥＸ９ ：第２熱交換器
Ｌ２ ：抽気流路
ＬＮＧ ：液化天然ガス
Ｎ２ ：冷媒
Ｖ１ ：減圧弁
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
７０ ：冷媒圧縮部
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
ＥＰ１ ：エキスパンダ
ＥＸ１０ ：第１熱交換器
ＥＸ９ ：第２熱交換器
Ｌ２ ：抽気流路
ＬＮＧ ：液化天然ガス
Ｎ２ ：冷媒
Ｖ１ ：減圧弁
Claims (4)
- 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、
前記冷凍サイクル回路が、冷媒を圧縮する冷媒圧縮部と、当該冷媒圧縮部にて圧縮された冷媒を膨張する膨張部と、当該膨張部にて膨張された冷媒と前記抽気流路を通流するボイルオフガスとを熱交換する第１熱交換器とを有し、
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、前記冷凍サイクル回路で前記冷媒圧縮部から前記膨張部までを通流する冷媒とを熱交換する第２熱交換器を備え、
前記冷媒圧縮部で圧縮された冷媒は、前記冷媒圧縮部の出口から前記第２熱交換器に至る流路を経ることで、当該流路に配置された前記膨張部及び前記第１熱交換器を経て前記第２熱交換器に供給され、
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、且つ前記ボイルオフガスの臨界圧力以上に設定する圧力設定手段を備えるボイルオフガスの再液化設備。 - 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とを備え、
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、
前記冷媒圧縮部は、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１熱交換器を通過するボイルオフガスを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又は２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、１０ＭＰａＧ以上１３ＭＰａＧ以下に設定する請求項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。
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