WO2018207994A1 - 천연가스 액화장치 - Google Patents

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heat exchanger
cryogenic heat
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natural gas
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김영래
김효빈
민준호
박현기
이동훈
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삼성중공업 주식회사
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    • F25J2270/14—External refrigeration with work-producing gas expansion loop
    • F25J2270/16—External refrigeration with work-producing gas expansion loop with mutliple gas expansion loops of the same refrigerant

Definitions

  • the present invention relates to a natural gas liquefaction apparatus, and more particularly, to a natural gas liquefaction apparatus for liquefying natural gas through a plurality of cycles using different refrigerants.
  • Natural gas is generally transported in a gaseous state through onshore or offshore gas piping, or stored and transported in LNG carriers in the form of liquefied natural gas (LNG).
  • LNG liquefied natural gas
  • liquefied natural gas is obtained by cooling natural gas to cryogenic temperature, and its volume is reduced to about 1/600 than that of natural gas in gas state, so it is very suitable for long distance transportation through sea.
  • the liquefaction method of the natural gas conventionally used is performed by cooling natural gas through one or more heat exchanger inside.
  • the present invention has been made in order to solve the problems of the prior art described above, and has an object to provide a natural gas liquefaction apparatus that can easily control the process parameters, and maximize the heat exchange efficiency.
  • Natural gas liquefaction apparatus of the present invention for achieving the above object, the cryogenic heat exchanger liquefied into LNG through heat exchange with the first refrigerant and the second refrigerant via the natural gas, the first refrigerant is circulated, A first refrigerant cycle in which a path is heat exchanged through the cryogenic heat exchanger, and after the heat exchange is performed in the cryogenic heat exchanger, dividing the path of the first refrigerant into a plurality of paths to expand and linearly compress the first refrigerant. And a second refrigerant cycle through which the second refrigerant circulates, wherein some paths pass through the cryogenic heat exchanger.
  • the first refrigerant cycle is provided upstream of the cryogenic heat exchanger, and is provided at a first refrigerant first compression unit for compressing the first refrigerant at a high pressure and downstream of the cryogenic heat exchanger.
  • a first refrigerant first expansion portion for expanding a first flow rate of the two-divided flow rate of the first refrigerant, and the first refrigerant expanded by the first refrigerant first expansion portion and re-passed through the cryogenic heat exchanger
  • the second refrigerant flow rate is provided downstream of the first refrigerant first turbo expander and the cryogenic heat exchanger, including the first refrigerant first linear compression unit to compress, and a second flow rate of the two divided flow rates of the first refrigerant via the cryogenic heat exchanger.
  • a first refrigerant comprising a first refrigerant second expansion portion to expand and a first refrigerant second linear compression portion which is expanded by the first refrigerant second expansion portion and precompresses the first refrigerant having passed through the cryogenic heat exchanger again; Second turbo It may include long-term.
  • the first refrigerant cycle is provided upstream of the cryogenic heat exchanger, the first refrigerant first compression unit for compressing the first refrigerant at high pressure, downstream of the cryogenic heat exchanger, the cryogenic heat exchanger via A first refrigerant first expansion part for expanding a first flow rate among the three divided flow rates of the first refrigerant, and the first refrigerant that is expanded by the first refrigerant first expansion part to be re-passed through the cryogenic heat exchanger
  • a first refrigerant first turbo expander including a first refrigerant first linear compression unit to be compressed and downstream of the cryogenic heat exchanger, and a second flow rate among the three divided flow rates of the first refrigerant via the cryogenic heat exchanger;
  • a first refrigerant comprising a first refrigerant second expansion portion to expand and a first refrigerant second linear compression portion which is expanded by the first refrigerant second expansion portion and precompresses the first refrigerant having passed through the cryogenic heat exchanger
  • first refrigerant compression parts may be provided.
  • the second refrigerant cycle may be provided upstream of the cryogenic heat exchanger, provided in a second refrigerant compression unit for compressing the second refrigerant at a high pressure, and downstream of the cryogenic heat exchanger.
  • a second refrigerant turboexpander comprising a second refrigerant expansion portion for expanding a second refrigerant and a second refrigerant linear compression portion for expanding the second refrigerant by expansion by the second refrigerant expansion portion and re-passing the cryogenic heat exchanger. It may include.
  • Natural gas liquefaction apparatus of the present invention for solving the above problems has the following effects.
  • FIG. 1 is a view showing the configuration of a natural gas liquefaction apparatus according to a first embodiment of the present invention
  • FIG. 2 is a graph showing a composite curve of a conventional natural gas liquefaction apparatus
  • FIG. 3 is a graph showing a composite curve of a natural gas liquefaction apparatus according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 4 is a view showing the configuration of a natural gas liquefaction apparatus according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a view showing the configuration of a natural gas liquefaction apparatus according to a first embodiment of the present invention.
  • the natural gas liquefaction apparatus includes a cryogenic heat exchanger 10, a first refrigerant cycle 100, and a second refrigerant cycle 200.
  • the cryogenic heat exchanger (10) is passed through the natural gas, LNG through the heat exchange with the first refrigerant circulating the first refrigerant cycle 100 and the second refrigerant circulating the second refrigerant cycle 200. Allow liquefaction.
  • the first refrigerant is methane
  • the second refrigerant is nitrogen
  • the first refrigerant circulates as described above, and a portion of the first refrigerant cycle 100 performs heat exchange via the cryogenic heat exchanger 10.
  • the first refrigerant cycle 100 is formed to perform expansion and linear compression of the first refrigerant by dividing a plurality of paths of the first refrigerant after performing heat exchange in the cryogenic heat exchanger 10. do. That is, after the first refrigerant cycle 100 passes through the cryogenic heat exchanger 10, the path of the first refrigerant is divided to have a parallel structure.
  • the first refrigerant cycle 100 includes a first refrigerant first compression unit 110, a first turbo expander 120, and a second turbo expander 130.
  • the first refrigerant first compression unit 110 is provided upstream of the cryogenic heat exchanger 10 of the entire first refrigerant cycle 100, the first refrigerant is a high pressure (for example, 50 ⁇ 60 barg) To compress.
  • the first refrigerant first compression unit 110 is provided with a plurality of (111, 112).
  • the first turbo expander 120 includes a first refrigerant first expansion part 121 and a first refrigerant first linear compression part 122.
  • the first refrigerant first expansion part 121 is provided downstream of the cryogenic heat exchanger 10 of the entire first refrigerant cycle 100, and after passing through the cryogenic heat exchanger 10, The first flow rate, which is part of the divided flow rate, is expanded.
  • the first flow rate of the first refrigerant may be expanded to 10 to 12 barg, for example.
  • the first flow rate of the expanded first refrigerant may be cooled to, for example, -55 to -75 ° C.
  • the first flow rate of the first refrigerant expanded and cooled by the first refrigerant first expansion part 121 circulates to the cryogenic heat exchanger 10 to perform heat exchange.
  • the first flow rate of the first refrigerant flowing into the cryogenic heat exchanger 10 from the first refrigerant first expansion part 121 is the heat exchange region 16 of the cryogenic heat exchanger 10 (heat exchange based on the flow of natural gas). And an upstream region of the region within the vessel 10.
  • the first refrigerant first linear compression unit 122 is likewise provided downstream of the cryogenic heat exchanger 10 of the entire first refrigerant cycle 100.
  • the first refrigerant first linear compression unit 122 and the first refrigerant first expansion unit 121 may operate in conjunction with each other.
  • the first refrigerant first linear compression unit 122 is expanded by the first refrigerant first expansion unit 121 to set the first flow rate of the first refrigerant after re-passing the cryogenic heat exchanger 10, for example, 20. After pre-compression to ⁇ 25 barg, the first refrigerant is supplied to the first compression unit 110 again.
  • the second turbo expander 130 includes a first refrigerant second expansion unit 131 and a first refrigerant second linear compression unit 132.
  • the first refrigerant second expansion portion 131 is provided downstream of the cryogenic heat exchanger 10 in the entire first refrigerant cycle 100, and passes through the cryogenic heat exchanger 10 and then of the first refrigerant.
  • the second flow rate which is the remaining part of the divided flow rate, is expanded.
  • the first refrigerant first expansion unit 121 and the first refrigerant second expansion unit 131 are introduced into the cryogenic heat exchanger 10 from the first refrigerant first compression unit 110 through the same refrigerant line, and thus the cryogenic heat exchange.
  • the first flow rate and the second flow rate of the first refrigerant to be heat exchanged in the apparatus 10 are configured to be sequentially supplied.
  • the second flow rate of the first refrigerant may be expanded to 15 to 20 barg, for example.
  • the second flow rate of the expanded first refrigerant may be cooled, for example, to -90 to -115 °C.
  • the second flow rate of the first refrigerant expanded and cooled by the first refrigerant second expansion part 131 is circulated to the cryogenic heat exchanger 10 to perform heat exchange.
  • the second flow rate of the first refrigerant flowing into the cryogenic heat exchanger 10 from the first refrigerant second expansion portion 131 is the mid-temperature heat exchange region 14 of the cryogenic heat exchanger 10 (based on the flow of natural gas). It may be configured to sequentially pass through the middle portion of the region within the heat exchanger 10 and the hot portion heat exchange region (16).
  • the first refrigerant second line compressor 132 is likewise provided downstream of the cryogenic heat exchanger 10 of the entire first refrigerant cycle 100.
  • the first refrigerant second line compression unit 132 and the first refrigerant second expansion unit 131 may operate in conjunction with each other.
  • the first refrigerant second linear compression part 132 is expanded by the first refrigerant second expansion part 131 and uses a second flow rate of the first refrigerant, for example, 20 which is re-passed through the cryogenic heat exchanger 10. After pre-compression to ⁇ 25 barg, the first refrigerant is supplied to the first compression unit 110 again.
  • the first flow rate of the first refrigerant pre-compressed by the first refrigerant first linear compression unit 122 and the second flow rate of the first refrigerant pre-compressed by the first refrigerant second linear compression unit 132 are mixed.
  • the mixture may be mixed in the tube and transferred to the first refrigerant first compression unit 110.
  • the pressure of the first refrigerant discharged from the first refrigerant first linear compression unit 122 and the pressure of the first refrigerant discharged from the first refrigerant second linear compression unit 132 are equally mixed.
  • the compression efficiency of the first refrigerant may be increased.
  • the first refrigerant compressed by the first refrigerant first compression unit 110 is divided into two flow rates to circulate different paths connected in parallel, thereby easily adjusting process variables.
  • the heat exchange efficiency is very excellent.
  • the first turbo expander 120 and the second turbo expander 130 cool the first refrigerant to different temperatures, and have a relatively high process temperature of 25 to 45%.
  • the flow rate was divided into 55 to 75% on the side having a low process temperature.
  • the first refrigerant having the flow rate divided therein is introduced into the cryogenic heat exchanger 10 to be precooled (-55 ° C. to 75 ° C. to 30 ° C. to 45 ° C.) and partial liquefaction (30 ° C. to ⁇ 90 ° C. to ⁇ 115 ° C.). °C to 45 °C) process can be separated and carried out efficiently.
  • the first turbo expander 120 adjusts a precooling process by adjusting a temperature interval between the first refrigerant and the fluid in a warm region corresponding to ⁇ 65 ° C. to 30 ° C. as the first flow rate of the first refrigerant. Can be.
  • the second turbo expander 130 performs a liquefaction (part liquefaction) process by adjusting the temperature interval between the first refrigerant and the fluid in an intermediate region corresponding to -110 ° C to -65 ° C as the second flow rate of the first refrigerant. I can adjust it.
  • the second refrigerant circulates as described above, and a part of the second refrigerant cycle 200 performs heat exchange via the cryogenic heat exchanger 10.
  • the second refrigerant cycle 200 includes a second refrigerant compression unit 210 and a second refrigerant turbo expander 220.
  • the second refrigerant compression unit 210 is provided upstream of the cryogenic heat exchanger 10 of the entire second refrigerant cycle 200, and compresses the second refrigerant to a high pressure (for example, 50 to 60 barg). do.
  • the second refrigerant turbo expander 220 includes a second refrigerant expansion unit 221 and a second refrigerant linear compression unit 222.
  • the second refrigerant expansion part 221 is provided downstream of the cryogenic heat exchanger 10 in the entire second refrigerant cycle 200, the remaining part of the liquefaction process (-165 °C ⁇ -150 °C 30 °C ⁇ 45 To expand the second refrigerant via the cryogenic heat exchanger (10).
  • the second refrigerant may be expanded to, for example, 12 to 18 barg by the second refrigerant expansion part 221.
  • the flow rate of the expanded second refrigerant may be cooled to ⁇ 150 ° C. to ⁇ 165 ° C.
  • the flow rate of the second refrigerant expanded and cooled by the second refrigerant expansion unit 221 is circulated to the cryogenic heat exchanger 10 to perform heat exchange.
  • the second refrigerant is in charge of a low temperature loop (-165 ° C.-150 ° C. to 30 ° C.-45 ° C.) process including a cryogenic section ( ⁇ 165 ° C. to 110 ° C.) that cannot be heat exchanged in the first refrigerant.
  • the flow rate of the second refrigerant flowing into the cryogenic heat exchanger 10 from the second refrigerant expansion part 221 is the low temperature heat exchanger region 12 (the heat exchanger 10 based on the flow of natural gas) in the cryogenic heat exchanger 10. Downstream regions of the inner region), the middle temperature portion heat exchange region 14, and the high temperature portion heat exchange region 16.
  • the second refrigerant precompression unit 222 is provided downstream of the cryogenic heat exchanger 10 in the entire second refrigerant cycle 200, and the second refrigerant is re-passed through the cryogenic heat exchanger 10. For example, it is precompressed to 15 to 20 barg.
  • the entire liquid pre-cooling, liquefaction, and subcooling processes can be easily performed. I can adjust it.
  • the present invention additionally has an advantage of reducing the flow rate of the second refrigerant of the second refrigerant cycle 200 compared to the prior art through an efficient process structure of the first refrigerant cycle 100.
  • FIG. 2 is a graph showing a composite curve of a conventional natural gas liquefaction apparatus
  • Figure 3 is a graph showing a composite curve of a natural gas liquefaction apparatus according to a first embodiment of the present invention.
  • the x-axis of the graph shown in Figures 2 and 3 represents the heat flow (HeatFlow) of heat generated in the heat exchanger through the heat of each of the turbo expander and the compression unit
  • y-axis represents the temperature.
  • the temperature curve (Hot composite) of the natural gas located on the upper side is shown by the solid line
  • the temperature curve (Cold composite) of the refrigerant located on the lower side is shown by the dotted line.
  • the temperature difference between the hot composite, which is a natural gas, and the cold composite, which is a refrigerant is large between -40 ° C. and ⁇ 100 ° C., thus forming between the hot composite and the cold composite.
  • the area is also larger than the low temperature section.
  • the temperature difference between the hot composite, which is a natural gas, and the cold composite, which is a refrigerant is small between -40 ° C. and ⁇ 100 ° C., thus forming between the hot composite and the cold composite. Area is minimized.
  • the first refrigerant cycle is formed in parallel to the precooling section (30 °C ⁇ -65 °C) and the partial liquefaction (30 °C ⁇ -110 °C) section unlike the conventional one, and there are a plurality of adjustable points (Inflection Point) in the section Because.
  • the first refrigerant cycle consists of a warm loop and an intermediate loop
  • the second refrigerant cycle consists of a cold loop.
  • the warm loop is shown by the dotted line
  • the intermediate loop is shown by the dashed line
  • the cold loop is shown by the dashed line.
  • Each loop operates over a wide range of temperatures, taking into account the temperature curve.
  • the intermediate loop may be operated until the first refrigerant is circulated, and is cooled to ⁇ 90 ° C. to ⁇ 115 ° C. until the temperature reaches 25 ° C. to 45 ° C.
  • the warm loop may be used to circulate the first refrigerant. It can be operated until it is cooled to -55 ⁇ -75 °C until it reaches 25 ⁇ 45 °C, the cold loop is a second refrigerant circulate, and after cooling to -150 ⁇ -165 °C 25 ⁇ It can be operated until 45 ° C.
  • Changes in the amount or ratio of the first and second refrigerants circulating in each of these loops can greatly affect the temperature curve. More specifically, fluctuations in the second flow rate of the first refrigerant circulating in the intermediate loop can have a great influence on the liquefaction region between -115 ° C and -90 ° C. In addition, the fluctuation of the first flow rate of the first refrigerant circulating in the warm loop may mainly affect the above -90 ° C.
  • the natural gas liquefaction apparatus of the present invention adjusts the flow rate of the first flow rate, the second flow rate and the second refrigerant of the first refrigerant circulating each loop, and adjusts the temperature of each loop, and is mainly responsible for each loop. It can effectively reduce the temperature curve interval between the fluid (natural gas) and the refrigerant in the temperature range section.
  • Log Mean Temperature Difference described in FIGS. 2 and 3 is a logarithmic average temperature difference between a hot composite of natural gas and a cold composite of a refrigerant.
  • LMTD is an average temperature of the entire heat exchange process inside the heat exchanger, and represents an average value representing the temperature difference between the natural gas and the refrigerant.
  • LMTD is It can be calculated as a value of [( ⁇ T1- ⁇ T2) / ⁇ (ln ⁇ T1)-(ln ⁇ T2) ⁇ .
  • the present embodiment efficiently performs a cooling process of ⁇ 110 ° C. or higher in the first refrigerant cycle unlike the conventional art, the flow rate of the second refrigerant required in the second refrigerant cycle is reduced, and thus, unlike the prior art, a single Only the two refrigerant compression unit can perform a sufficient pressure, there is an advantage that can reduce the number of equipment.
  • FIGS. 2 and 3 represent a part of the precooling process of natural gas and a liquefaction / partial liquefaction process.
  • the gap between the temperature curve of the natural gas and the temperature curve of the refrigerant is narrowed during the precooling process of the natural gas and the liquefaction / part liquefaction process (shaded in FIG. 3). You can see that.
  • the first refrigerant cycle is formed in parallel with the precooling section (30 ° C.-65 ° C.) and the partial liquefaction section (30 ° C.-110 ° C.) so that the precooling section (30 ° C.-65) is provided by the first flow rate of the first refrigerant.
  • the partial liquefaction section (30 ° C ⁇ -110 ° C) can be adjusted, and the partial liquefaction section (30 ° C ⁇ -110 ° C) can be adjusted by the second flow rate of the first refrigerant, the precooling section (30 ° C ⁇ -65 ° C) and the partial liquefaction section (30 This is because there are a plurality of adjustable points (Inflection Point) at °C ⁇ -110 °C), and the pre-cooling and partial liquefaction process can be separated and performed efficiently.
  • adjustable points Inflection Point
  • the heat exchange (supercooling process) between the natural gas and the refrigerant in the cryogenic section is a second refrigerant cycle in which the second refrigerant circulates the cold loop
  • Heat exchange between the natural gas and the refrigerant (liquidification / partial liquefaction process) in the intermediate section allows the second flow rate of the first refrigerant to pass through the intermediate loop.
  • the first flow rate of the first refrigerant circulating the hot loop, the second flow rate of the first refrigerant circulating the middle temperature loop and the flow rate of the second refrigerant circulating the low temperature loop are adjusted.
  • the temperature interval between the fluid and the refrigerant for each loop it is possible to effectively reduce the temperature curve interval between the fluid (natural gas) and the refrigerant in the temperature range section mainly responsible for each loop.
  • the compression efficiency of the refrigerant can be increased. That is, according to the embodiment of the present invention, by increasing the compression efficiency of the refrigerant in a simple process, by effectively cooling the fluid (natural gas) to reduce the energy consumed to liquefy the fluid, it is possible to improve the efficiency of the fluid liquefaction process have.
  • Table 1 below is a comparison of the production efficiency and energy efficiency of the natural gas liquefaction apparatus according to the prior art and the present embodiment.
  • FIG. 4 is a view showing the configuration of a natural gas liquefaction apparatus according to a second embodiment of the present invention.
  • the second embodiment of the present invention shown in FIG. 4 also has the same overall components as the first embodiment. However, in the present embodiment, the flow rate of the first refrigerant via the cryogenic heat exchanger 10 is divided into three in the first refrigerant cycle 100 is different from the first embodiment described above.
  • the first flow rate is supplied to the first refrigerant first turbo expander 120 and the third flow rate of the first refrigerant is divided into the first refrigerant second turbo expander 130.
  • the second flow rate is supplied among the three divided flow rates.
  • the first refrigerant third turbo expander 140 is further provided, and a third flow rate is supplied to the first refrigerant third turbo expander 140 at a flow rate divided by the third refrigerant.
  • first refrigerant third turbo expander 140 may include a first refrigerant third expansion part 141 for expanding a third flow rate among three flow rates divided by the first refrigerant, and the first refrigerant third expansion part ( 141 may include a first refrigerant third linear compression unit 142 for pre-compressing the first refrigerant having re-passed through the cryogenic heat exchanger 10.
  • the present invention can divide the flow rate of the first refrigerant into a plurality of paths more than two divisions.

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Abstract

본 발명에 따른 천연가스 액화장치는, 천연가스가 경유하여 제1냉매 및 제2냉매와의 열교환을 통해 LNG로 액화되는 극저온 열교환기, 상기 제1냉매가 순환하며, 일부 경로가 상기 극저온 열교환기를 경유하여 열교환을 수행하되, 상기 극저온 열교환기에서 열교환을 수행한 이후 상기 제1냉매의 경로를 복수 개로 분할하여 상기 제1냉매의 팽창 및 선압축을 수행하는 제1냉매 사이클 및 상기 제2냉매가 순환하며, 일부 경로가 상기 극저온 열교환기를 경유하는 제2냉매 사이클을 포함한다.

Description

천연가스 액화장치
본 발명은 천연가스 액화장치에 관한 것으로서, 보다 상세하게는 서로 다른 냉매를 사용하는 복수의 사이클을 통해 천연가스를 액화시키는 천연가스 액화장치에 관한 것이다.
천연가스는 육상 또는 해상의 가스배관을 통해 가스 상태로 운반되거나, 또는 액화된 액화천연가스(LNG)의 상태로 LNG 수송선에 저장되어 운반되는 것이 일반적이다.
이때 액화천연가스는 천연가스를 극저온으로 냉각하여 얻어지는 것으로, 가스 상태의 천연가스일 때보다 그 부피가 약 1/600로 줄어들기 때문에 해상을 통한 원거리 운반에 매우 적합하다.
그리고 종래 사용되고 있는 천연가스의 액화방법은, 천연가스를 하나 이상의 열교환기 내부를 통과시켜 냉각함으로써 이루어지고 있다.
미국공개특허 제2014-0245780호의 경우, 두 개의 다른 냉매가 순환되도록 서로 독립된 열교환 사이클을 이용한 기술이 기재되어 있다.
다만, 해당 특허에 나타난 기술은 각각의 사이클이 전체적으로 직렬로 구성되어 있기 때문에 공정 변수 조절이 어렵다는 문제가 있으며, 이는 공정 효율을 크게 떨어뜨리게 된다.
따라서 이와 같은 문제점들을 해결하기 위한 방법이 요구된다.
본 발명은 상술한 종래 기술의 문제점을 해결하기 위하여 안출된 발명으로서, 공정 변수의 조절을 용이하게 하고, 열교환 효율을 극대화시킬 수 있는 천연가스 액화장치를 제공하기 위한 목적을 가진다.
본 발명의 과제들은 이상에서 언급한 과제들로 제한되지 않으며, 언급되지 않은 또 다른 과제들은 아래의 기재로부터 당업자에게 명확하게 이해될 수 있을 것이다.
상기한 목적을 달성하기 위한 본 발명의 천연가스 액화장치는, 천연가스가 경유하여 제1냉매 및 제2냉매와의 열교환을 통해 LNG로 액화되는 극저온 열교환기, 상기 제1냉매가 순환하며, 일부 경로가 상기 극저온 열교환기를 경유하여 열교환을 수행하되, 상기 극저온 열교환기에서 열교환을 수행한 이후 상기 제1냉매의 경로를 복수 개로 분할하여 상기 제1냉매의 팽창 및 선압축을 수행하는 제1냉매 사이클 및 상기 제2냉매가 순환하며, 일부 경로가 상기 극저온 열교환기를 경유하는 제2냉매 사이클을 포함한다.
그리고 상기 제1냉매 사이클은, 상기 극저온 열교환기의 상류에 구비되며, 상기 제1냉매를 고압으로 압축하는 제1냉매 제1압축부, 상기 극저온 열교환기의 하류에 구비되며, 상기 극저온 열교환기를 경유한 상기 제1냉매의 2분할된 유량 중 제1유량을 팽창시키는 제1냉매 제1팽창부와, 상기 제1냉매 제1팽창부에 의해 팽창되어 상기 극저온 열교환기를 재경유한 상기 제1냉매를 선압축하는 제1냉매 제1선압축부를 포함하는 제1냉매 제1터보 확장기 및 상기 극저온 열교환기의 하류에 구비되며, 상기 극저온 열교환기를 경유한 상기 제1냉매의 2분할된 유량 중 제2유량을 팽창시키는 제1냉매 제2팽창부와, 상기 제1냉매 제2팽창부에 의해 팽창되어 상기 극저온 열교환기를 재경유한 상기 제1냉매를 선압축하는 제1냉매 제2선압축부를 포함하는 제1냉매 제2터보 확장기를 포함할 수 있다.
또한 상기 제1냉매 사이클은, 상기 극저온 열교환기의 상류에 구비되며, 상기 제1냉매를 고압으로 압축하는 제1냉매 제1압축부, 상기 극저온 열교환기의 하류에 구비되며, 상기 극저온 열교환기를 경유한 상기 제1냉매의 3분할된 유량 중 제1유량을 팽창시키는 제1냉매 제1팽창부와, 상기 제1냉매 제1팽창부에 의해 팽창되어 상기 극저온 열교환기를 재경유한 상기 제1냉매를 선압축하는 제1냉매 제1선압축부를 포함하는 제1냉매 제1터보 확장기, 상기 극저온 열교환기의 하류에 구비되며, 상기 극저온 열교환기를 경유한 상기 제1냉매의 3분할된 유량 중 제2유량을 팽창시키는 제1냉매 제2팽창부와, 상기 제1냉매 제2팽창부에 의해 팽창되어 상기 극저온 열교환기를 재경유한 상기 제1냉매를 선압축하는 제1냉매 제2선압축부를 포함하는 제1냉매 제2터보 확장기 및 상기 극저온 열교환기의 하류에 구비되며, 상기 극저온 열교환기를 경유한 상기 제1냉매의 3분할된 유량 중 제3유량을 팽창시키는 제1냉매 제3팽창부와, 상기 제1냉매 제3팽창부에 의해 팽창되어 상기 극저온 열교환기를 재경유한 상기 제1냉매를 선압축하는 제1냉매 제3선압축부를 포함하는 제1냉매 제3터보 확장기를 포함할 수 있다.
그리고 상기 제1냉매 제1압축부는 복수 개가 구비될 수 있다.
또한 상기 제2냉매 사이클은, 상기 극저온 열교환기의 상류에 구비되며, 상기 제2냉매를 고압으로 압축하는 제2냉매 압축부 및 상기 극저온 열교환기의 하류에 구비되며, 상기 극저온 열교환기를 경유한 상기 제2냉매를 팽창시키는 제2냉매 팽창부와, 상기 제2냉매 팽창부에 의해 팽창되어 상기 극저온 열교환기를 재경유한 상기 제2냉매를 선압축하는 제2냉매 선압축부를 포함하는 제2냉매 터보 확장기를 포함할 수 있다.
상기한 과제를 해결하기 위한 본 발명의 천연가스 액화장치는 다음과 같은 효과가 있다.
첫째, 제1냉매의 사이클 일부가 제1냉매의 유량을 분할하여 별도로 팽창 및 선압축을 수행할 수 있도록 하므로, 공정 변수의 조절이 용이하다는 장점이 있다.
둘째, 열교환 효율이 매우 우수하므로, 생산량을 증가시키고 에너지를 절감할 수 있다는 장점이 있다.
셋째, 종래 대비 제2냉매의 유량을 감소시킬 수 있는 장점이 있다.
본 발명의 효과들은 이상에서 언급한 효과들로 제한되지 않으며, 언급되지 않은 또 다른 효과들은 청구범위의 기재로부터 당업자에게 명확하게 이해될 수 있을 것이다.
도 1은 본 발명의 제1실시예에 따른 천연가스 액화장치의 구성을 나타낸 도면;
도 2는 종래 천연가스 액화장치의 Composite Curve를 나타낸 그래프;
도 3은 본 발명의 제1실시예에 따른 천연가스 액화장치의 Composite Curve를 나타낸 그래프; 및
도 4는 본 발명의 제2실시예에 따른 천연가스 액화장치의 구성을 나타낸 도면이다.
이하 본 발명의 목적이 구체적으로 실현될 수 있는 본 발명의 바람직한 실시예를 첨부된 도면을 참조하여 설명한다. 본 실시예를 설명함에 있어서, 동일 구성에 대해서는 동일 명칭 및 동일 부호가 사용되며 이에 따른 부가적인 설명은 생략하기로 한다.
도 1은 본 발명의 제1실시예에 따른 천연가스 액화장치의 구성을 나타낸 도면이다.
도 1에 도시된 바와 같이, 본 발명의 제1실시예에 따른 천연가스 액화장치는 극저온 열교환기(10)와, 제1냉매 사이클(100)과, 제2냉매 사이클(200)을 포함한다.
상기 극저온 열교환기(10)는 천연가스가 경유하며, 상기 제1냉매 사이클(100)을 순환하는 제1냉매 및 상기 제2냉매 사이클(200)을 순환하는 제2냉매와의 열교환을 통해 LNG로 액화되도록 한다.
이때 본 실시예의 경우 상기 제1냉매는 메탄인 것으로 하였으며, 상기 제2냉매는 질소인 것으로 하였다. 다만, 이는 본 실시예에 의해 한정되는 것이 아니며 제1냉매 및 제2냉매로 본 실시예 외의 다른 냉매가 사용될 수도 있음은 물론이다.
그리고 상기 제1냉매 사이클(100)은 전술한 바와 같이 상기 제1냉매가 순환하며, 일부 경로가 상기 극저온 열교환기(10)를 경유하여 열교환을 수행한다.
이때 상기 제1냉매 사이클(100)은, 상기 극저온 열교환기(10)에서 열교환을 수행한 이후 상기 제1냉매의 경로를 복수 개로 분할하여 상기 제1냉매의 팽창 및 선압축을 수행할 수 있도록 형성된다. 즉 상기 제1냉매 사이클(100)은 상기 극저온 열교환기(10)를 경유한 이후 제1냉매의 경로가 분할되어 병렬 구조를 가지게 된다.
특히 본 실시예에서 상기 제1냉매 사이클(100)은, 제1냉매 제1압축부(110), 제1터보 확장기(120) 및 제2터보 확장기(130)를 포함한다.
상기 제1냉매 제1압축부(110)는 전체 제1냉매 사이클(100) 중 상기 극저온 열교환기(10)의 상류에 구비되며, 상기 제1냉매를 고압(예를 들어, 50 ~ 60 barg)으로 압축한다. 본 실시예의 경우 상기 제1냉매 제1압축부(110)는 복수 개(111, 112)가 구비되는 것으로 하였다.
그리고 상기 제1터보 확장기(120)는, 제1냉매 제1팽창부(121) 및 제1냉매 제1선압축부(122)를 포함한다.
상기 제1냉매 제1팽창부(121)는 전체 제1냉매 사이클(100) 중 상기 극저온 열교환기(10)의 하류에 구비되며, 상기 극저온 열교환기(10)를 경유한 이후 상기 제1냉매의 2분할된 유량 중 일부인 제1유량을 팽창시킨다.
제1냉매 제1팽창부(121)에 의해, 제1냉매의 제1유량은 예를 들어 10 ~ 12 barg로 팽창될 수 있다. 팽창된 제1냉매의 제1유량은, 예를 들어 -55 ~ -75℃로 냉각될 수 있다. 제1냉매 제1팽창부(121)에 의해 팽창, 냉각된 제1냉매의 제1유량은 극저온 열교환기(10) 측으로 순환하여 열교환을 수행하게 된다.
제1냉매 제1팽창부(121)로부터 극저온 열교환기(10)로 유입되는 제1냉매의 제1유량은 극저온 열교환기(10) 내의 고온부 열교환 영역(16)(천연가스의 흐름을 기준으로 열교환기(10) 내의 영역 중 상류 영역)을 경유하도록 구성될 수 있다.
상기 제1냉매 제1선압축부(122) 역시 마찬가지로 전체 제1냉매 사이클(100) 중 상기 극저온 열교환기(10)의 하류에 구비된다. 제1냉매 제1선압축부(122)와 제1냉매 제1팽창부(121)는 서로 연동되어 동작할 수 있다.
제1냉매 제1선압축부(122)는, 제1냉매 제1팽창부(121)에 의해 팽창되어 상기 극저온 열교환기(10)를 재경유한 상기 제1냉매의 제1유량을 예를 들어 20 ~ 25 barg로 선압축시킨 후, 다시 전술한 제1냉매 제1압축부(110)로 공급하게 된다.
또한 상기 제2터보 확장기(130)는, 제1냉매 제2팽창부(131) 및 제1냉매 제2선압축부(132)를 포함한다.
상기 제1냉매 제2팽창부(131)는 전체 제1냉매 사이클(100) 중 상기 극저온 열교환기(10)의 하류에 구비되며, 상기 극저온 열교환기(10)를 경유한 이후 상기 제1냉매의 2분할된 유량 중 나머지 일부인 제2유량을 팽창시킨다.
제1냉매 제1팽창부(121)와 제1냉매 제2팽창부(131)는, 제1냉매 제1압축부(110)로부터 동일한 냉매 라인을 통해 극저온 열교환기(10)로 유입되어 극저온 열교환기(10) 내에서 열교환되는 제1냉매의 제1유량과 제2유량을 순차로 공급받도록 구성된다.
제1냉매 제2팽창부(131)에 의해, 제1냉매의 제2유량은 예를 들어 15 ~ 20 barg로 팽창될 수 있다. 팽창된 제1냉매의 제2유량은 예를 들어 -90 ~ -115℃로 냉각될 수 있다. 제1냉매 제2팽창부(131)에 의해 팽창, 냉각된 제1냉매의 제2유량은 극저온 열교환기(10) 측으로 순환하여 열교환을 수행하게 된다.
제1냉매 제2팽창부(131)로부터 극저온 열교환기(10)로 유입되는 제1냉매의 제2유량은 극저온 열교환기(10) 내의 중온부 열교환 영역(14)(천연가스의 흐름을 기준으로 열교환기(10) 내의 영역 중 중류 영역)과 고온부 열교환 영역(16)을 순차적으로 경유하도록 구성될 수 있다.
상기 제1냉매 제2선압축부(132) 역시 마찬가지로 전체 제1냉매 사이클(100) 중 상기 극저온 열교환기(10)의 하류에 구비된다. 제1냉매 제2선압축부(132)와 제1냉매 제2팽창부(131)는 서로 연동되어 동작할 수 있다.
제1냉매 제2선압축부(132)는, 제1냉매 제2팽창부(131)에 의해 팽창되어 상기 극저온 열교환기(10)를 재경유한 상기 제1냉매의 제2유량을 예를 들어 20 ~ 25 barg로 선압축시킨 후, 다시 전술한 제1냉매 제1압축부(110)로 공급하게 된다.
제1냉매 제1선압축부(122)에 의해 선압축된 제1냉매의 제1유량과, 제1냉매 제2선압축부(132)에 의해 선압축된 제1냉매의 제2유량은 혼합관에서 혼합되어 제1냉매 제1압축부(110)로 이송될 수 있다.
실시예에서, 제1냉매 제1선압축부(122)에서 배출되는 제1냉매의 압력과 제1냉매 제2선압축부(132)에서 배출되는 제1냉매의 압력을 동일하게 하여 혼합한 후 제1냉매 제1압축부(110)로 유입시킴으로써, 제1냉매의 압축 효율을 높일 수 있다.
이상과 같이 본 실시예의 경우 상기 제1냉매 제1압축부(110)에서 압축된 제1냉매가 두 개의 유량으로 분할되어 병렬 연결된 서로 다른 경로를 순환하게 되며, 이에 따라 공정 변수의 조절이 용이한 것은 물론 열교환 효율이 매우 우수하다는 장점을 가진다.
또한 본 실시예에서는 상기 제1터보 확장기(120) 및 상기 제2터보 확장기(130)가 제1냉매를 서로 다른 온도로 냉각시키게 되며, 상대적으로 높은 공정 온도를 가지는 측으로 25~45%, 상대적으로 낮은 공정 온도를 가지는 측으로 55~75%로 유량을 분할하는 것으로 하였다.
이와 같이 유량이 분할된 제1냉매는 상기 극저온 열교환기(10)로 유입되어 예냉(-55℃~-75℃ 에서 30℃~45℃까지)과 부분 액화(-90℃~-115℃ 에서 30℃~45℃까지) 공정을 각각 분리하여 효율적으로 수행할 수 있다.
일 예로, 제1터보 확장기(120)는 제1냉매의 제1유량으로 -65℃ ~ 30℃에 해당하는 고온(Warm) 영역에서 제1냉매와 유체간 온도 간격을 조절하여 예냉의 과정을 조정할 수 있다.
제2터보 확장기(130)는 제1냉매의 제2유량으로 -110℃ ~ -65℃에 해당하는 중온(Intermediate) 영역에서 제1냉매와 유체간 온도 간격을 조절하여 액상화(부분 액화) 과정을 조정할 수 있다.
한편 상기 제2냉매 사이클(200)은 전술한 바와 같이 상기 제2냉매가 순환하며, 일부 경로가 상기 극저온 열교환기(10)를 경유하여 열교환을 수행한다.
본 실시예에서 상기 제2냉매 사이클(200)은, 제2냉매 압축부(210) 및 제2냉매 터보 확장기(220)를 포함한다.
상기 제2냉매 압축부(210)는 전체 제2냉매 사이클(200) 중 상기 극저온 열교환기(10)의 상류에 구비되며, 상기 제2냉매를 고압(예를 들어, 50 ~ 60 barg)으로 압축한다.
또한 상기 제2냉매 터보 확장기(220)는, 제2냉매 팽창부(221) 및 제2냉매 선압축부(222)를 포함한다.
상기 제2냉매 팽창부(221)는 전체 제2냉매 사이클(200) 중 상기 극저온 열교환기(10)의 하류에 구비되고, 나머지 부분의 액화 공정(-165℃~-150℃에서 30℃~45℃까지)을 담당하며 상기 극저온 열교환기(10)를 경유한 상기 제2냉매를 팽창시킨다.
제2냉매 팽창부(221)에 의해 제2냉매는 예를 들어 12 ~ 18 barg로 팽창될 수 있다. 팽창된 제2냉매의 유량은 -150℃ ~ -165℃로 냉각될 수 있다. 제2냉매 팽창부(221)에 의해 팽창, 냉각된 제2냉매의 유량은 극저온 열교환기(10) 측으로 순환하여 열교환을 수행하게 된다. 여기서 제2냉매는 제1냉매에서 열교환하지 못하는 극저온 구간(-165℃~-110℃)을 포함하는 저온 루프(-165℃~-150℃ 에서 30℃~45℃까지) 공정을 담당하게 된다.
제2냉매 팽창부(221)로부터 극저온 열교환기(10)로 유입되는 제2냉매의 유량은 극저온 열교환기(10) 내의 저온부 열교환 영역(12)(천연가스의 흐름을 기준으로 열교환기(10) 내의 영역 중 하류 영역)과, 중온부 열교환 영역(14) 및 고온부 열교환 영역(16)을 순차적으로 경유하도록 구성될 수 있다.
상기 제2냉매 선압축부(222) 역시 마찬가지로 전체 제2냉매 사이클(200) 중 상기 극저온 열교환기(10)의 하류에 구비되며, 상기 극저온 열교환기(10)를 재경유한 상기 제2냉매를 예를 들어 15 ~ 20 barg로 선압축하게 된다.
제1터보 확장기(120)와 제2터보 확장기(130) 및 제2냉매 터보 확장기(220)에 의해, 유체의 액화 과정인 예냉(precooling), 액상화(liquefaction) 및 과냉(subcooling) 전체를 용이하게 조정할 수 있다.
이상과 같이 본 발명은 제1냉매 사이클(100)의 효율적인 공정 구조를 통해 종래 대비 제2냉매 사이클(200)의 제2냉매의 유량을 감소시킬 수 있는 장점을 추가적으로 가지게 된다.
도 2는 종래 천연가스 액화장치의 Composite Curve를 나타낸 그래프이며, 도 3은 본 발명의 제1실시예에 따른 천연가스 액화장치의 Composite Curve를 나타낸 그래프이다. 이때 도 2 및 도 3에 나타난 그래프의 x축은 각 터보 확장기 및 압축부의 열량을 통해 열교환기에서 발생되는 열의 흐름량(HeatFlow)을 나타내고, y축은 온도를 나타낸다.
그리고, 상측에 위치된 천연가스의 온도 곡선(Hot composite)은 실선으로 도시되고, 하측에 위치된 냉매의 온도 곡선(Cold composite)은 점선으로 도시되어 있다.
먼저 도 2의 그래프에 도시된 Composite Curve를 살펴보면, -40℃~-100℃ 사이에서 천연가스인 Hot Composite과 냉매인 Cold Composite의 온도 차가 큰 것을 확인할 수 있으며, 따라서 Hot Composite과 Cold Composite 사이에 형성되는 면적 또한 저온구간 보다 큼을 알 수 있다.
이는 제1냉매 사이클과 제2냉매 사이클이 전체적으로 직렬로 형성되어 조절 가능한 변수(Inflection Point)가 1개만 있기 때문에 시스템을 최적화 하기에는 한계가 있기 때문이다.
반면 도 3에 그래프에 도시된 Composite Curve를 살펴보면, -40℃~-100℃ 사이에서 천연가스인 Hot Composite과 냉매인 Cold Composite의 온도 차가 적은 것을 확인할 수 있으며, 따라서 Hot Composite과 Cold Composite 사이에 형성되는 면적이 최소화된다.
이는 제1냉매 사이클이 종래와 달리 예냉 구간(30℃~-65℃)과 부분액화(30℃~-110℃) 구간으로 병렬로 형성되어 해당 구간에서 조절 가능한 변수(Inflection Point)가 복수 개가 존재하기 때문이다.
본 발명의 천연가스 액화장치는 제1냉매 사이클이 고온(Warm)루프와 중온(Intermediate)루프로 이루어지고, 제2냉매 사이클이 저온(Cold)루프로 이루어져 있다. 도 1에서 고온(Warm)루프는 점선으로 도시되고, 중온(Intermediate) 루프는 일점쇄선으로 도시되고, 저온(Cold)루프는 이점쇄선으로 도시되어 있다.
각 루프는 온도 곡선을 고려하여 다양한 온도 범위에서 작동된다. 일 예로, 중온(Intermediate)루프는 제1냉매가 순환하며, -90~-115℃까지 냉각된 후 25~45℃가 될 때까지 작동될 수 있고, 고온(Warm)루프는 제1냉매가 순환하며, -55~-75℃까지 냉각된 후 25~45℃가 될 때까지 작동될 수 있고, 저온(Cold)루프는 제2냉매가 순환하며, -150~-165℃까지 냉각된 후 25~45℃가 될 때까지 작동될 수 있다.
이러한 각 루프를 순환하는 제1냉매 및 제2냉매의 양 또는 비율 변화는 온도 곡선에 큰 영향을 미칠 수 있다. 좀 더 구체적으로 설명하면, 중온(Intermediate) 루프를 순환하는 제1냉매의 제2유량의 변동은 -115℃ 에서 -90℃ 사이의 액상화 영역에 큰 영향을 미칠 수 있다. 그리고, 고온(Warm)루프를 순환하는 제1냉매의 제1유량의 변동은 -90℃이상에서 주로 영향을 미칠 수 있다.
이와 같이 본 발명의 천연가스 액화장치는 각 루프를 순환하는 제1냉매의 제1유량, 제2유량 및 제2냉매의 유량을 각각 조절하고, 각 루프의 온도를 조절하여, 각 루프에서 주로 담당하는 온도 범위 구간의 유체(천연가스)와 냉매 간 온도 곡선 간격을 효과적으로 줄일 수 있다.
또한, 간결한 과정으로 냉매의 압축효율을 높이고, 유체를 효과적으로 냉각시켜 유체를 액화시키는데 소비되는 에너지를 감소시킴으로써, 유체의 액화 과정의 효율을 향상시킬 수 있다.
도 2 및 도 3에 기재된 LMTD(Log Mean Temperature Difference)는 천연가스의 온도 곡선(Hot composite)과, 냉매의 온도 곡선(Cold composite) 간의 대수평균온도차이다. LMTD는 열교환기 내부의 전체 열교환 과정을 평균온도로 해석한 것으로, 천연가스와 냉매 간의 온도차이를 대표하는 평균치를 나타내는 값이다. 천연가스의 열교환기 입구측 온도와 냉매의 열교환기 출구측 온도의 차이값을 △T1, 천연가스의 열교환기 출구측 온도와 냉매의 열교환기 입구측 온도의 차이값을 △T2 라고 하면, LMTD는 [(△T1-△T2)/{(ln△T1)-(ln△T2)}] 값으로 산출될 수 있다.
도 2 및 도 3을 참조하여 실제 두 공정의 Composite Curve의 LMTD를 비교해 보면, 종래 장치의 경우 4.685℃, 본 실시예의 경우 4.309℃로, 본 실시예의 경우에 천연가스의 온도 곡선(Hot composite)과 냉매의 온도 곡선(Cold composite) 사이의 간격이 보다 좁은 것을 알 수 있으며, 이는 냉각 효율이 더 좋아졌음을 의미한다.
또한 본 실시예는 종래와 달리 제1냉매 사이클에서 -110℃ 이상의 냉각 공정을 효율적으로 수행하기 때문에 제2냉매 사이클에서 요구되는 제2냉매의 유량은 줄어들게 되며, 따라서 종래 기술과는 달리 하나의 제2냉매 압축부 만으로도 충분한 가압을 수행할 수 있어, 장비 수 또한 줄일 수 있는 장점이 있다.
도 2와 도 3에서 음영으로 표시된 부분은 천연가스의 예냉 과정 중 일부와 액상화/부분액화 과정을 나타낸다. 도 2와 비교해보면, 본 발명의 실시예에 의하면, 천연가스의 예냉 과정과, 액상화/부분액화 과정(도 3에 음영으로 표시된 부분)에서 천연가스의 온도 곡선과 냉매의 온도 곡선 간의 간격이 좁아진 것을 확인할 수 있다.
이는 제1냉매 사이클이 예냉 구간(30℃~-65℃)과 부분액화 구간(30℃~-110℃)으로 병렬로 형성되어 제1냉매의 제1유량에 의해 예냉 구간(30℃~-65℃)의 조절이 가능하고, 제1냉매의 제2유량에 의해 부분액화 구간(30℃~-110℃)의 조절이 가능하여, 예냉 구간(30℃~-65℃)과 부분액화 구간(30℃~-110℃)에서 조절 가능한 변수(Inflection Point)가 복수 개가 존재하고, 예냉과 부분액화 공정을 각각 분리하여 효율적으로 수행할 수 있기 때문이다.
즉, 본 발명의 실시예에 의하면, 극저온 구간(-165℃ ~ -110℃)에서의 천연가스와 냉매 간의 열교환(과냉각 과정)은 제2냉매가 저온(Cold) 루프를 순환하는 제2냉매 사이클에 의해 조정 가능하고, 중온(Intermediate) 구간(-110℃ ~ -65℃)에서의 천연가스와 냉매 간의 열교환(액상화/부분액화 과정)은 제1냉매의 제2유량이 중온(Intermediate) 루프를 순환하는 제1냉매 사이클에 의해 조정 가능하고, 또한 고온(Warm) 구간(-65℃ ~ 30℃)에서의 천연가스와 냉매 간의 열교환(예냉 과정)은 제1냉매의 제1유량이 고온(Warm) 루프를 순환하는 제1냉매 사이클에 의해 조정 가능하다.
따라서, 본 발명의 실시예에 의하면, 고온 루프를 순환하는 제1냉매의 제1유량, 중온 루프를 순환하는 제1 냉매의 제2유량 및 저온 루프를 순환하는 제2냉매의 유량을 각각 조절해, 각 루프 별로 유체와 냉매 간 온도 간격을 조절하여, 각 루프에서 주로 담당하는 온도 범위 구간의 유체(천연가스)와 냉매 간 온도 곡선 간격을 효과적으로 줄일 수 있다.
또한, 제1냉매 제1선압축부(122)와 제1냉매 제2선압축부(132)에서 배출되는 냉매의 압력을 동일하게 하여 혼합한 후, 제1냉매 제1압축부(110)에 유입시킴으로써, 냉매의 압축 효율을 높일 수 있다. 즉, 본 발명의 실시예에 의하면, 간결한 과정으로 냉매의 압축효율을 높이고, 유체(천연가스)를 효과적으로 냉각시켜 유체를 액화시키는데 소비되는 에너지를 감소시킴으로써, 유체의 액화 과정의 효율을 향상시킬 수 있다.
이하 첨부한 표 1은, 종래기술과 본 실시예에 따른 천연가스 액화장치의 생산량 및 에너지 효율을 비교한 것이다.
종래기술 본 실시예
Compressor Duty [MW] 40.0 40.0
LNG Production [MTPA] 1.005 1.183
Efficiency [kW/(ton/day)] 14.42 12.23
상기 첨부한 표 1을 살펴보면, 가용량 40.0 MW를 기준으로 수행한 것이며, 본 실시예는 종래기술에 비해 1.005 MTPA에서 1.183 MTPA로 약 17.8% 생산량을 증가시킬 수 있음을 확인할 수 있다.
또한 1ton/day의 LNG를 생산하는 데 14.42kW 소모되던 것이 12.23 kW로 줄어들어, 약 17.8%의 에너지 절감을 할 수 있음을 확인할 수 있다.
도 4는 본 발명의 제2실시예에 따른 천연가스 액화장치의 구성을 나타낸 도면이다.
도 4에 도시된 본 발명의 제2실시예 역시 제1실시예와 전체적인 구성요소가 동일하게 형성된다. 다만, 본 실시예의 경우 제1냉매 사이클(100)에서 상기 극저온 열교환기(10)를 경유한 제1냉매의 유량이 3분할된다는 점이 전술한 제1실시예와 다르다.
이에 따라 본 실시예는 제1냉매 제1터보 확장기(120) 측으로 상기 제1냉매의 3분할된 유량 중 제1유량이 공급되며, 제1냉매 제2터보 확장기(130) 측으로 상기 제1냉매의 3분할된 유량 중 제2유량이 공급된다.
그리고 본 실시예에서는 제1냉매 제3터보 확장기(140)가 더 구비되며, 상기 제1냉매 제3터보 확장기(140) 측으로는 상기 제1냉매의 3분할된 유량 중 제3유량이 공급된다.
또한 상기 제1냉매 제3터보 확장기(140)는 상기 제1냉매의 3분할된 유량 중 제3유량을 팽창시키는 제1냉매 제3팽창부(141)와, 상기 제1냉매 제3팽창부(141)에 의해 팽창되어 상기 극저온 열교환기(10)를 재경유한 상기 제1냉매를 선압축하는 제1냉매 제3선압축부(142)를 포함할 수 있다.
이와 같이, 본 발명은 상기 제1냉매의 유량을 2분할보다 많은 복수 개의 경로로 분할할 수 있음을 알 수 있다.
이상과 같이 본 발명에 따른 바람직한 실시예를 살펴보았으며, 앞서 설명된 실시예 이외에도 본 발명이 그 취지나 범주에서 벗어남이 없이 다른 특정 형태로 구체화될 수 있다는 사실은 해당 기술에 통상의 지식을 가진 이들에게는 자명한 것이다. 그러므로, 상술된 실시예는 제한적인 것이 아니라 예시적인 것으로 여겨져야 하고, 이에 따라 본 발명은 상술한 설명에 한정되지 않고 첨부된 청구항의 범주 및 그 동등 범위 내에서 변경될 수도 있다.

Claims (5)

  1. 천연가스가 경유하여 제1냉매 및 제2냉매와의 열교환을 통해 LNG로 액화되는 극저온 열교환기;
    상기 제1냉매가 순환하며, 일부 경로가 상기 극저온 열교환기를 경유하여 열교환을 수행하되, 상기 극저온 열교환기에서 열교환을 수행한 이후 상기 제1냉매의 경로를 복수 개로 분할하여 상기 제1냉매의 팽창 및 선압축을 수행하는 제1냉매 사이클; 및
    상기 제2냉매가 순환하며, 일부 경로가 상기 극저온 열교환기를 경유하는 제2냉매 사이클;을 포함하는 천연가스 액화장치.
  2. 제1항에 있어서,
    상기 제1냉매 사이클은,
    상기 극저온 열교환기의 상류에 구비되며, 상기 제1냉매를 고압으로 압축하는 제1냉매 제1압축부;
    상기 극저온 열교환기의 하류에 구비되며, 상기 극저온 열교환기를 경유한 상기 제1냉매의 2분할된 유량 중 제1유량을 팽창시키는 제1냉매 제1팽창부와, 상기 제1냉매 제1팽창부에 의해 팽창되어 상기 극저온 열교환기를 재경유한 상기 제1냉매를 선압축하는 제1냉매 제1선압축부를 포함하는 제1냉매 제1터보 확장기; 및
    상기 극저온 열교환기의 하류에 구비되며, 상기 극저온 열교환기를 경유한 상기 제1냉매의 2분할된 유량 중 제2유량을 팽창시키는 제1냉매 제2팽창부와, 상기 제1냉매 제2팽창부에 의해 팽창되어 상기 극저온 열교환기를 재경유한 상기 제1냉매를 선압축하는 제1냉매 제2선압축부를 포함하는 제1냉매 제2터보 확장기;를 포함하는 천연가스 액화장치.
  3. 제1항에 있어서,
    상기 제1냉매 사이클은,
    상기 극저온 열교환기의 상류에 구비되며, 상기 제1냉매를 고압으로 압축하는 제1냉매 제1압축부;
    상기 극저온 열교환기의 하류에 구비되며, 상기 극저온 열교환기를 경유한 상기 제1냉매의 3분할된 유량 중 제1유량을 팽창시키는 제1냉매 제1팽창부와, 상기 제1냉매 제1팽창부에 의해 팽창되어 상기 극저온 열교환기를 재경유한 상기 제1냉매를 선압축하는 제1냉매 제1선압축부를 포함하는 제1냉매 제1터보 확장기;
    상기 극저온 열교환기의 하류에 구비되며, 상기 극저온 열교환기를 경유한 상기 제1냉매의 3분할된 유량 중 제2유량을 팽창시키는 제1냉매 제2팽창부와, 상기 제1냉매 제2팽창부에 의해 팽창되어 상기 극저온 열교환기를 재경유한 상기 제1냉매를 선압축하는 제1냉매 제2선압축부를 포함하는 제1냉매 제2터보 확장기; 및
    상기 극저온 열교환기의 하류에 구비되며, 상기 극저온 열교환기를 경유한 상기 제1냉매의 3분할된 유량 중 제3유량을 팽창시키는 제1냉매 제3팽창부와, 상기 제1냉매 제3팽창부에 의해 팽창되어 상기 극저온 열교환기를 재경유한 상기 제1냉매를 선압축하는 제1냉매 제3선압축부를 포함하는 제1냉매 제3터보 확장기;를 포함하는 천연가스 액화장치.
  4. 제2항 또는 제3항에 있어서,
    상기 제1냉매 제1압축부는 복수 개가 구비되는 천연가스 액화장치.
  5. 제1항에 있어서,
    상기 제2냉매 사이클은,
    상기 극저온 열교환기의 상류에 구비되며, 상기 제2냉매를 고압으로 압축하는 제2냉매 압축부; 및
    상기 극저온 열교환기의 하류에 구비되며, 상기 극저온 열교환기를 경유한 상기 제2냉매를 팽창시키는 제2냉매 팽창부와, 상기 제2냉매 팽창부에 의해 팽창되어 상기 극저온 열교환기를 재경유한 상기 제2냉매를 선압축하는 제2냉매 선압축부를 포함하는 제2냉매 터보 확장기;를 포함하는 천연가스 액화장치.
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