JPWO2008139528A1 - 冷却サイクル系統、天然ガス液化設備、冷却サイクル系統の運転方法及び改造方法 - Google Patents

冷却サイクル系統、天然ガス液化設備、冷却サイクル系統の運転方法及び改造方法 Download PDF

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Abstract

冷媒を圧縮する冷媒圧縮機１と、この冷媒圧縮機１で圧縮された冷媒を冷却し凝縮させる凝縮器１０と、この凝縮器１０で凝縮された冷媒を受け入れる受液器１１と、この受液器１１からの冷媒を膨張させる膨張機構１８と、この膨張機構１８で膨張させた冷媒と熱交換させて冷却対象を冷却し冷媒圧縮機１に供給される冷媒を蒸発させる蒸発機構１９と、補助冷媒を流通させ受液器１１内を通る配管４７を有し、この配管４７を流通する補助冷媒と熱交換させることにより冷媒圧縮機１の起動前に受液器１１内の冷媒を冷却する補助冷却機構６２とを備えた冷却サイクル系統６１を構成する。これにより、冷媒圧縮機の起動時の所要動力を低減し、起動時の発生トルクの小さな駆動源を用いても冷媒圧縮機を安定に起動することができる。

Description

本発明は、冷却サイクル系統、天然ガス液化設備、冷却サイクル系統の運転方法及び改造方法に関する。
気体の天然ガスを輸送に適した液化天然ガスにするためには、天然ガスを加圧した状態で−１５０℃程度の低温まで冷却してから外気圧近傍まで膨張させる必要がある。この冷却は、プロパンや混合冷媒等の複数の冷却サイクルの組合せにより実現されている。これらの冷却サイクルの起動の際には、プロセス内の冷媒の温度・圧力が定格運転時と異なるため、冷媒圧縮機の起動に必要なトルク（以下、起動トルクという）が定格運転時よりも大きくなり、駆動源のトルク特性によっては冷媒圧縮機が起動できなくなる可能性が指摘されている。この問題の解決のため、（ａ）冷媒圧縮機の吸い込みラインに絞り機構を設置して起動時に吸い込み流量を絞る方法、（ｂ）予め容量が大きい駆動源を設置する方法、（ｃ）冷媒圧縮機の吐出側に放出口を設けて冷媒を外部に排出する方法が一般に知られている。特許文献１によると、圧縮機の吸い込みラインに設置した絞り機構の開度を圧縮機の回転数に応じて操作して圧縮機を起動する方法が示されている。
特開２００２−３２２９９６号公報
冷媒圧縮機の吸い込み部における冷媒の温度と圧力は、上流側の蒸発器で蒸発させた冷媒の温度とその温度に対応する飽和圧力に等しい。上記特許文献１に記載された技術を含め、起動時に圧縮機の吸い込み流量を絞る方法は、吸気の体積流量の低減には奏功するものの、起動時の冷媒温度ひいては飽和圧力は吸気流量を絞らない場合と変わらないので、吸気の質量流量を低下させ、起動時に必要なトルクを軽減する効果は限られている。
また、予め容量が大きい駆動源を設置する方法は、定格運転時の駆動源の効率を低下させる場合があり、設備コストも増大する。
起動時に冷媒圧縮機から吐出される冷媒を外部に排出する方法は、冷媒圧縮機のサージの回避や起動トルクの低減には奏功するが、冷媒圧縮機の吐出圧力の上昇に時間がかかり冷却サイクルの起動完了までに要する時間が延びる傾向にある。また冷媒を浪費することもデメリットである。
そこで本発明は、冷媒圧縮機の起動時の所要動力を低減し、起動時の発生トルクの小さな駆動源を用いても冷媒圧縮機を安定に起動することができる冷却サイクル系統、天然ガス液化設備、冷却サイクル系統の運転方法及び改造方法を提供することを目的とする。
上記目的を達成するために、冷媒を圧縮する冷媒圧縮機、この冷媒圧縮機で圧縮された後で凝縮された冷媒を受け入れる受液器、及びこの受液器内に補助冷媒を通し上記冷媒圧縮機の起動前に受液器内の冷媒を冷却する補助冷却機構を備える。
本発明によれば、冷媒圧縮機の起動時の所要動力を低減し、起動時の発生トルクの小さな駆動源を用いても冷媒圧縮機を安定に起動することができる。
本発明の第１の実施の形態に係る冷却サイクル系統を用いた天然ガス液化設備の全体構成図 冷媒圧縮機の起動時の回転数変化と吸込調整機構の開度変化を表す図 本発明の第１の実施の形態に係る冷媒圧縮機の起動時の圧力及び流量の変化を表した図 比較例の冷媒圧縮機の起動時の圧力及び流量変化を表す図 本発明の第１の実施の形態に係る冷媒圧縮機の起動時のトルク変化を表す図 比較例の冷媒圧縮機の起動時のトルク変化を表す図 本発明の第２の実施の形態に係る冷却サイクル系統を用いた天然ガス液化設備の全体構成図
符号の説明
１ 冷媒圧縮機
１０ 凝縮器
１１ 受液器
１８ 膨張機構
１９ 蒸発機構
２１ 熱交換器
４７ 配管
６０ 第２冷却サイクル系統
６１ 第１冷却サイクル系統
６２ 補助冷却機構
６２Ａ 補助冷却機構
６８ 蒸発器
８０ 蒸発器
８１ 圧縮機
８２ 凝縮器
８３ 膨張弁
８６ 燃焼器
９０ 吸気冷却熱交換器
９１ 空気圧縮機
９２ 発電機
９３ タービン
９４ 排熱回収ボイラ
９６ 吸収式冷却機
９７ 温度検出手段
９８ 制御装置
９９ 調節弁
１０１ バイパス配管
以下に図面を用いて本発明の実施の形態を説明する。
本発明に係る冷却サイクル系統は、冷媒と熱交換させることで被冷却媒体を冷却するものである。冷却後の被冷却媒体は、これを冷熱源として利用する熱利用施設に供給される。熱利用施設の一例としては、例えば気体の状態の天然ガスを冷却し液化する施設が挙げられる。天然ガスは液化することにより体積が減少し運搬効率が向上する。勿論、天然ガスを液化する施設に限らず冷却後の被冷却媒体を熱源として利用できる施設であれば、本発明の冷却サイクル系統の被冷却媒体の利用先とすることができる。
＜第１の実施の形態＞
（構成）
図１は本発明の第１の実施の形態に係る冷却サイクル系統を用いた天然ガス液化設備の全体構成図である。
図示した天然ガス液化設備の主要な構成要素としては、天然ガス導入配管２０から導入した天然ガス（気体状態）を冷却して液化する主熱交換器２１、作動媒体である冷媒（以下“第１冷媒”と記載する）により天然ガスを冷却する冷媒（以下“第２冷媒”と記載する）を冷却する第１冷却サイクル系統６１、及び第１冷却サイクル系統６１により冷却された第２冷媒を主熱交換器２１に供給する第２冷却サイクル系統６０が挙げられる。第１冷却サイクル系統６１が、作動媒体である冷媒（以下“補助冷媒”と記載する）により第１冷媒を冷却する補助冷却機構６２を備えている点が特徴的構成である。
第１冷却サイクル系統６１は、プロパンを作動流体としており、冷媒圧縮機１、凝縮器１０、受液器１１、膨張機構１８、蒸発機構１９を有している。
冷媒圧縮機１は、蒸発機構１９からの第１冷媒を圧縮するもので、低圧圧縮機２、中圧圧縮機３、高圧圧縮機４の複数段（本例では３段）の圧縮機を備えている。低圧圧縮機２、中圧圧縮機３、高圧圧縮機４には、それぞれ配管５６，５５，５４を介して蒸発機構１９からの第１冷媒が導かれるようになっている。冷媒圧縮機１を構成する低圧圧縮機２・中圧圧縮機３・高圧圧縮機４は駆動源である電動機５と同軸に連結され、電動機５の回転動力により回転駆動する。電動機５はガスタービン発電装置（図示せず）からの供給電力により駆動される。
上記凝縮器１０は、冷媒圧縮機１の出口に配管５０を介して接続しており、外気又は海水等の冷熱源と熱交換させることにより、冷媒圧縮機１で圧縮された第１冷媒を冷却して凝縮させる。
受液器１１は、配管４９を介して凝縮器１０に接続しており、凝縮器１０で凝縮した第１冷媒を受け入れる。
膨張機構１８は、受液器１１から供給された液体の第１冷媒を膨張させるもので、本実施の形態では、高圧膨張弁１２、中圧膨張弁１３、低圧膨張弁１４の複数の膨張弁で膨張機構１８を構成することで、第１冷媒を段階的に膨張させ減温させるようになっている。
蒸発機構１９は、配管４１を通る第２冷媒から熱を奪うとともに奪った熱で第１冷却サイクル系統６１の第１冷媒を蒸発させるものである。本実施の形態では、高圧蒸発器１５、中圧蒸発器１６、低圧蒸発器１７の複数の蒸発器で蒸発機構１９を構成することにより、膨張機構１８で膨張させて低温化させた第１冷媒と熱交換させて配管４１を流通する第２冷媒を順次冷却すると同時に膨張機構１８で膨張した第１冷媒を蒸発させる。
高圧蒸発器１５は配管５１を介して受液器１１に接続しており、高圧膨張弁１２は配管５１の途中に設けられている。中圧蒸発器１６は配管５２を介して高圧蒸発器１５に接続しており、中圧膨張弁１３は配管５２の途中に設けられている。低圧蒸発器１７は配管５３を介して中圧蒸発器１６に接続しており、低圧膨張弁１４は配管５３の途中に設けられている。蒸発器１５−１７は、それぞれ配管５４，５５，５６を介して冷媒圧縮機１の高圧圧縮機４・中圧圧縮機３・低圧圧縮機２に接続している。
蒸発器１５−１７をそれぞれ圧縮機４，３，２に接続する配管５４−５６の途中には、高圧吸込調整機構７１、中圧吸込調整機構７２、低圧吸込調整機構７３がそれぞれ設けられており、運転状態に応じて冷媒圧縮機１の吸気流量を調整することができる構成となっている。これら吸込調整機構７１−７３は、図１に示したように弁で構成することもできるし、圧縮機２−４に入口案内羽根（ＩＧＶ：インレットガイドベーン）を用いることもできる。
第２冷却サイクル系統６０の第２冷媒を流通する配管４１は気液分離器２７に接続しており、第１冷却サイクル系統６１により所定温度（例えば−３５℃）まで冷却された第２冷媒は気液分離器２７によって気液分離され、液相成分が配管４３を介して、気相成分が配管４４を介してそれぞれ気液分離器２７から主熱交換器２１内部に流通される。
気液分離器２７から延びる配管４３，４４は、主熱交換器２１の内部を通った後で一旦主熱交換器２１の外部に取り出され、主熱交換器２１の内部に設置したノズル３５，３６に再び接続している。配管４３，４４の主熱交換器２１の外部に一旦導かれた部分には、それぞれ膨張弁３３，３４が設けられており、配管４３，４４を流通する第２冷媒は膨張弁３３，３４で断熱膨張し温度を低下させ、これにより低温化された第２冷媒がノズル３５，３６から主熱交換器２１の内部に散布される。
主熱交換器２１は、伝熱経路２８，２９，３０，３１，３２を内部に備えている。伝達経路２８は配管４３の途中に設けられており、気液分離器２７で気相成分と分離された第２冷却サイクル系統６０における第２冷媒の液相成分を主熱交換器２１内のさらに低温の第２冷媒と熱交換させる。伝達経路２９，３０は配管４４の途中に設けられており、気液分離器２７からの第２冷媒の気相成分を主熱交換器２１内の第２冷媒と熱交換させる。伝達経路３１，３２は天然ガス導入配管２０の途中に設けられており、配管２０を流通する天然ガスを主熱交換器２１内の第２冷媒と熱交換させる。
なお、特に図示していないが、天然ガス導入配管２０には、その上流側において、酸性ガス除去工程、水分除去工程など、液化工程に必要な前処理工程を終えた天然ガスが導かれる。また、天然ガス導入配管２０は、主熱交換器２１を通った後、主熱交換器２１の外部に延在している。天然ガス導入配管２０における主熱交換器２１の下流側には膨張弁３７が設けられている。
第２冷却サイクル系統６０は、例えばメタン・エタン・プロパンからなる混合冷媒を作動流体（すなわち第２冷媒）としており、低圧圧縮機２３、高圧圧縮機２４、中間冷却器２５、後置冷却器２６、電動機８５を備えている。低圧圧縮機２３は配管４０を介して主熱交換器２１に接続しており、低圧圧縮機２３には主熱交換器２１内に一次貯留された第２冷媒が配管４０を介して低圧圧縮機２３の入口に導かれる。低圧圧縮機２３と高圧圧縮機２４は配管４８を介して接続しており、低圧圧縮機２３から吐出された第２冷媒は配管４８を介して高圧圧縮機２４の入口に導かれる。高圧圧縮機２４の出口には第１冷却サイクル系統６１を通る配管４１が接続しており、第２冷却サイクル系統６０を経た第２冷媒は配管４１を流通して第１冷却サイクル系統６１に導かれる。中間冷却器２５は配管４８に設けられ、後置冷却器２６は配管４１に設けられている。また、低圧圧縮機２３及び高圧圧縮機２４はその駆動装置である電動機８５と同軸に連結される。電動機８５は、図示しないガスタービン発電装置からの供給電力により駆動される。
補助冷却機構６２は、配管４７内を流通する補助冷媒と熱交換させることで受液器１１内に貯留された第１冷媒を冷却し、第１冷却サイクル系統６１の第１冷媒を冷却する。本実施の形態では、補助冷却機構６２でもプロパンを冷媒としているが、補助冷却機構６２で用いる補助冷媒の種類は限定されない。補助冷却機構６２は、電動機８４、電動機８４によって駆動される圧縮機８１、圧縮機８１で圧縮された補助冷媒を大気あるいは海水に放熱して凝縮させる凝縮器８２、凝縮器８２で凝縮させた補助冷媒を膨張させて低温を発生させる膨張弁８３、膨張弁８３で膨張して得られた低温の補助冷媒と熱交換させて受液器１１内の第１冷媒を冷却する蒸発器８０からなっている。配管４７は圧縮機８１の吐出口から受液器１１内の蒸発器８０を通って圧縮機８１の吸込口に接続する。凝縮器８２・膨張弁８３は、配管４７の圧縮機８１から蒸発器８０に接続する部分に上流側からこの順で設けられている。
なお、補助冷却機構６２の補助冷媒がプロパンである必要は必ずしもないが、プロパンは、自然冷媒であって地球温暖化への影響が小さいこと、第１冷却サイクル系統６１と共用できること、入手が容易であること等のメリットがある。
（定常運転時の動作）
まず、図１に示した天然ガス液化設備の定常運転時の動作を説明する。なお、以下に適宜記載されるプラント各所の温度・圧力は、運転時に想定される状態量の一例であってプラントの仕様を限定するものではない。
第１冷却サイクル系統６１において、受液器１１に貯蔵された４０℃，１．５ＭＰａ程度の液体プロパンの第１冷媒は、配管５１を流れる途中で高圧膨張弁１２により０．６３ＭＰａ程度まで減圧され、断熱膨張することによって０．６３ＭＰａのプロパンの飽和温度に対応した９℃程度の気液混合状態となる。
高圧蒸発器１５では、９℃程度の第１冷媒のうち液相部分が蒸発し、蒸発潜熱を奪うことにより、配管４１から供給される約４０℃の第２冷却サイクル系統６０の第２冷媒を冷却する。その後、気相の第１冷媒は配管５４を経由して高圧圧縮機４に供給され、１．５ＭＰａ程度まで圧縮される。一方、液相の第１冷媒は、配管５２を経由して中圧膨張弁１３に供給され、０．２５ＭＰａ程度まで断熱膨張することにより飽和温度である−１９℃程度の気液混合状態となる。
中圧蒸発器１６では、−１９℃程度の第１冷媒のうち液相部分が蒸発し、蒸発潜熱を奪うことにより、第２冷却サイクル系統６０の第２冷媒をさらに低温まで冷却する。その後、気相の第１冷媒は配管５５を経由して中圧圧縮機３に供給され、０．６３ＭＰａ程度まで圧縮される。一方、液相の第１冷媒は、配管５３を経由して低圧膨張弁１４に供給され、０．１ＭＰａ程度まで断熱膨張することにより、飽和温度である−４１℃程度の気液混合状態となる。
低圧蒸発器１７では、−４１℃程度の第１冷媒の全てを蒸発させて第２冷却サイクル系統６０の第２冷媒を−３５℃程度まで冷却する。蒸発した第１冷媒は、配管５６を経由して低圧圧縮機２に供給され圧縮される。
一方、−３５℃程度まで冷却された第２冷却サイクル系統６０の第２冷媒は、一部が液化されるので気液分離器２７で気液分離させる。気液分離器２７で分離された液相の第２冷媒は、配管４３から主熱交換器２１の伝熱経路２８に供給されて、さらに低温の第２冷媒と熱交換し約−１００℃程度まで冷却される。約−１００℃の第２冷媒は、膨張弁３３で断熱膨張することで約−１２０℃まで冷却され、主熱交換器２１のノズル３５に供給される。ノズル３５から散布された第２冷媒は、主熱交換器２１の内部で、伝熱経路２８の液相の第２冷媒、伝熱経路２９の気相の第２冷媒、伝熱経路３０の天然ガスをそれぞれ冷却する。
気液分離器２７の気相の第２冷媒は、配管４４から主熱交換器２１の伝熱経路２９に供給され、さらに低温の第２冷媒と熱交換し約−１００℃まで冷却される。さらに、下流側の伝熱経路３０で、ノズル３５から散布される約−１７０℃の第２冷媒と熱交換して約−１５０℃まで冷却され、大部分が凝縮する。この約−１５０℃の第２冷媒は、膨張弁３４で断熱膨張することで約−１７０℃まで冷却され、主熱交換器２１のノズル３６に供給される。ノズル３６から散布された低温の第２冷媒は、主熱交換器２１の内部で、伝熱経路３０の第２冷媒、伝熱経路３２の天然ガスをそれぞれ約−１５０℃まで冷却する。
このようにして約−１５０℃まで冷却された天然ガスは、配管４５を経由して膨張弁３７に導かれ、そこで大気圧近くまで断熱膨張し−１６２℃程度の液化天然ガスとして取り出される。
伝熱経路３０，３２で熱交換して温度上昇した第２冷媒は、下流側で伝熱経路２８−３０の冷却に再利用される。伝熱経路２８−３０を冷却した後の第２冷媒は、配管４０により、第２冷却サイクル系統６０の低圧圧縮機２３に供給される。以下、低圧圧縮機２３による圧縮と中間冷却器２５による冷却、高圧圧縮機２４による圧縮と後置冷却器２６による冷却を経て、約４０℃，５ＭＰａとなった第２冷媒は、第１冷却サイクル系統６１により約−３５℃まで冷却されて再び主熱交換器２１に供給され、原料天然ガスの液化に利用される。
（起動時の動作）
続いて図１−図３で起動時の動作を説明する。
天然ガス液化設備を構成する各設備は、補助冷却機構６２、第１冷却サイクル系統６１、第２冷却サイクル系統６０、主熱交換器２１の順で起動することが望ましい。
起動前の時点で、第１冷却サイクル系統６１の受液器１１の第１冷媒の温度は外気によって温められて約４０℃まで上昇しており、受液器１１及び配管４９−５６の内部は４０℃の第１冷媒（プロパン）の飽和圧力である約１．４ＭＰａとなっている。本実施の形態では、この時点（冷媒圧縮機１の起動前）で補助冷却機構６２を起動し、第１冷却サイクル系統６１の受液器１１の第１冷媒を想定冷却温度である約−２５℃まで冷却する。受液器１１の第１冷媒を−２５℃程度まで冷却することにより、第１冷却サイクル系統６１の第１冷媒の圧力は、−２５℃のプロパンの飽和圧力である０．２ＭＰａ程度まで低下する。
このとき、高圧膨張弁１２・中圧膨張弁１３・低圧膨張弁１４の開度は、定格運転時の各弁の出口圧力がそれぞれ０．６３ＭＰａ，０．２５ＭＰａ，０．１ＭＰａ程度となるように予め設定されている。
図２（ａ）は起動後の第１冷却サイクル系統６１の冷媒圧縮機１の回転数変化（運転スケジュール）の一例を表した図である。
この図２（ａ）に示した運転スケジュールでは、冷媒圧縮機１の負荷が許容範囲以下であれば、回転数が３０秒程度で定格値に達するように想定されている。
図２（ｂ）は高圧吸込調整機構７１・中圧吸込調整機構７２・低圧吸込調整機構７３の開度の変化を表した図である。
図２（ｂ）に示したように、起動時にはこれら吸込調整機構７１−７３の微開（例えば開度３０％程度）とし、低圧圧縮機２・中圧圧縮機３・高圧圧縮機４の吸込流量と吸込圧力を低下させ、起動トルク・吸込圧力・吐出圧力を低下させる。その後、時間の経過とともに、吸込調整機構７１−７３の開度を増加させ、吸込流量・吸込圧力を定格値（全開：開度１００％）まで増加させる。
図３は本実施の形態における冷媒圧縮機１の起動時の圧力・流量の変化を表した図である。
ここでは図３を用いて起動時の低圧圧縮機２・中圧圧縮機３・高圧圧縮機４の動作について述べる。
本実施の形態では、受液器１１に保有する冷媒が−２５℃程度まで冷却されており、起動時の第１冷却サイクル系統６１内の第１冷媒の圧力は、−２５℃のプロパンの飽和圧力である０．２ＭＰａ程度となっている。したがって、冷媒圧縮機１の起動直後における受液器１１の内部圧力は０．２ＭＰａ程度であるが、低圧膨張弁１４及び低圧吸込調整機構７３の圧力損失作用により、低圧圧縮機２の吸込配管５６の圧力は定格運転条件である０．１ＭＰａに向かって低下する（図３（ａ））。低圧圧縮機２の圧力比は冷媒圧縮機１の回転数とともに上昇し、低圧圧縮機２の吐出圧力は定格条件である０．２５ＭＰａに向かって上昇する（図３（ｂ））。
中圧圧縮機３の吸込圧力は、配管５５からの吸気流量と低圧圧縮機２の吐出圧力により決まるが、冷媒圧縮機１の回転数上昇に伴って定格運転条件である０．２５ＭＰａに向かって上昇する（図３（ａ））。中圧圧縮機３の圧力比は冷媒圧縮機１の回転数とともに上昇し、中圧圧縮機３の吐出圧力は定格条件の０．６３ＭＰａに向かって上昇する（図３（ｂ））。
高圧圧縮機４の吸込圧力は、配管５４からの吸気流量と中圧圧縮機３の吐出圧力により決まるが、冷媒圧縮機１の回転数上昇に伴って定格運転条件である０．６３ＭＰａに向かって増加する（図３（ａ））。高圧圧縮機４の圧力比は冷媒圧縮機１の回転数とともに上昇し、高圧圧縮機４の吐出圧力は定格条件の１．５ＭＰａに向かって上昇する（図３（ｂ））。
これらの冷媒圧縮機１の内部を流れる第１冷媒の質量流量の時間変化は図３（ｃ）のようになる。同図では定格運転時の高圧圧縮機４の吸込質量流量を１．０とする相対値で示してある。中圧圧縮機３に流入する第１冷媒は、配管５５から吸い込まれる第１冷媒と低圧圧縮機２から吐出された第１冷媒が合流するため、低圧圧縮機２の流量よりも多くなっている。また、高圧圧縮機４に流入する第１冷媒は、配管５４から吸い込まれる第１冷媒と中圧圧縮機３から吐出された第１冷媒が合流するため、中圧圧縮機３の流量よりもさらに多くなる。これらの流量の変化特性は、それぞれの冷媒圧縮機１の回転数・吸込温度・入口圧力・出口圧力で決まる。
高圧圧縮機４から吐出する第１冷媒は、１００℃を超える高温となるが凝縮器１０により４０℃程度まで冷却され、圧力条件に応じて液体または気液混合の状態で受液器１１に流入する。受液器１１では、当初−２５℃程度であった第１冷媒と混合され最終的には４０℃程度まで温度上昇する。定格運転時の高圧圧縮機４の吐出圧力は１．５ＭＰａ程度で飽和圧力よりも高圧であるため、第１冷媒は液体として受液器１１に貯蔵される。
受液器１１の第１冷媒は、高圧膨張弁１２により減圧され、高圧膨張弁１２の出口では最終的に定格条件である０．６３ＭＰａ程度となり、温度は飽和温度である９℃程度となる。
高圧蒸発器１５では、第１冷媒の液相部分が蒸発し、蒸発潜熱を奪うことにより第２冷却サイクル系統６０の第２冷媒を冷却する。気相の第１冷媒は配管５４から高圧圧縮機４に供給され圧縮される。一方、液相の第１冷媒は配管５２から中圧膨張弁１３に供給され、断熱膨張して定格運転条件である０．２５ＭＰａ，−１９℃の状態に向かう。
中圧蒸発器１６では、中圧膨張弁１３で断熱膨張した液相の第１冷媒が蒸発し、蒸発潜熱を奪うことにより第２冷却サイクル系統６０の第２冷媒をさらに冷却する。気相のプロパン冷媒は配管５５から中圧圧縮機３に供給され、圧縮される。一方、液相の第１冷媒は、配管５３から低圧膨張弁１４に供給され、断熱膨張して定格運転条件である０．１ＭＰａ，−４１℃の状態に向かう。
低圧蒸発器１７では、低圧膨張弁１４で断熱膨張した液相の第１冷媒が蒸発して、第２冷却サイクル系統６０の第２冷媒を冷却し、蒸発した第１冷媒は配管５６から低圧圧縮機２に供給され圧縮される。
（作用効果）
図５は本実施の形態におけるプロパン冷媒圧縮機の起動時のトルク変化を表した図である。
冷媒圧縮機１の駆動トルクは、必要動力を回転数で除したものに比例し、必要動力は圧縮機の吸込質量流量と比エンタルピ変化に比例する。図５における「低圧」「中圧」「高圧」という記載は、それぞれ低圧圧縮機２、中圧圧縮機３、高圧圧縮機４の必要トルクであり、「合計」という記載は、それら必要トルクの合計値である。また、同図における「駆動源」という記載は、一般的な誘導電動機のトルク曲線である。誘導電動機は、定格回転数よりもやや低い回転数で最大トルクを発生する特性を持ち、起動過程では常に定格運転時よりも駆動トルクが大きく、図２で示したような冷媒圧縮機１の運転スケジュールと吸込調整機構の操作により無理なく起動できることが判る。
一方、補助冷却機構６２を省略した場合の起動時の圧縮機出入り口の圧力、質量流量の変化を比較例として図４に示す。
この比較例でも、起動前の第１冷却サイクル系統６１の受液器１１の第１冷媒の温度は、外気によって温められて４０℃程度まで上昇する。また、受液器１１及び配管４９−５６の内部は、４０℃のプロパンの飽和圧力である１．４ＭＰａ程度まで上昇する。
冷媒圧縮機１を起動した後、低圧圧縮機２・中圧圧縮機３・高圧圧縮機４の吸込圧力は定格値に向かって徐々に低下する（図４（ａ））。これら圧縮機２−４の吐出圧力も圧縮機の圧力比特性に従って一旦上昇した後、定格値に向かって徐々に低下する（図４（ｂ））。
圧縮機２−４の内部を流れる第１冷媒の質量流量は図４（ｃ）に示したような傾向になる。圧縮機２−４の吸込流量は、回転数が同一であれば体積流量がほぼ一定となる特性があり、流体の圧力が高い場合には質量流量が増加する。図４（ｃ）では定格運転時の高圧圧縮機４の吸込質量流量を１．０とした相対値を示しているが、起動後、系内の圧力が低下するまでの間、高圧圧縮機４の吸込質量流量は定格値の１．５から２倍にも達することがわかる。
図６は図４の比較例における冷媒圧縮機１の起動時のトルク変化を示した図である。
図６の各線の示す内容は図５に対応させてある。比較例では、起動直後に、吸込質量流量が定格時よりも増加することから、起動時に必要なトルクは定格運転時よりも大きく、駆動源の発生トルクを超過することが判る。従って、図４の比較例では図２で示した運転スケジュールは成立せず、第１冷却サイクル系統６１を起動することができない。
それに対して本実施の形態では、前述した通り補助冷却機構６２で冷媒圧縮機１の起動前に第１冷媒を冷却しておくことで、冷媒圧縮機１の吸気の質量流量を大幅に低減することができるので、冷媒圧縮機１の起動に必要な駆動トルク（所要動力）を低減することができ、仮に起動時の駆動源の発生トルクが小さくても、安定に第１冷却サイクル系統６１、具体的には冷媒圧縮機１を起動することができる。
また、起動時に冷媒圧縮機１から吐出される冷媒を外部に排出しないので、冷媒圧縮機１の吐出圧力の上昇にかかる時間を短縮し、冷却サイクルの起動完了までに要する時間を短縮することができる。また冷媒が浪費されることもない。
ここで、上述したように、補助冷却機構６２を冷媒圧縮機１の起動時に駆動させることにより、第１冷却サイクル系統６１の起動時のトルクを低減させることができるが、定常運転時には、補助冷却機構６２、具体的には電動機８４及び圧縮機８１を動作させる必要は必ずしもない。ただし、定常運転時に補助冷却機構６２を動作させた場合、受液器１１の第１冷媒の温度を低下させる効果があり、気象条件などにより凝縮器１０の冷却能力が不足した場合でも、受液器１１の第１冷媒を冷却することができ、により大気温度や海水温度が高くても第１冷却サイクル系統６１の冷媒流量を定格流量に維持する効果が期待でき、年間を通した液化天然ガスの安定生産への寄与にも期待できる。
＜第２の実施の形態＞
（構成）
図７は本発明の第２の実施の形態に係る冷却サイクル系統を用いた天然ガス液化設備の全体構成図である。
本実施の形態は、第１の実施の形態と同じく冷却サイクル系統を備えた天然ガス液化設備に係るものであるが、第１冷却サイクル系統６１や第２冷却サイクル系統６０、主熱交換器２１の構成は第１の実施の形態と同様であるので第１冷却サイクル系統６１の一部を除いて図示省略してある。第１冷却サイクル系統６１については、冷媒圧縮機１、凝縮器１０、受液器１１、膨張機構１８、蒸発機構１９のみ簡略的に図示してある。本実施の形態でも、第１冷却サイクル系統６１や冷却サイクル６０の各圧縮機は電動機により駆動する構成であり、本実施の形態の天然ガス液化設備には、これら電動機に供給する電力を発電する発電用ガスタービン設備１００と、このガスタービン設備１００の吸気を冷却する吸気冷却系統２００が設けられている。
発電用ガスタービン設備１００は、吸気ダクト８７から外気を吸入して圧縮する空気圧縮機９１、圧縮した空気と燃料を混合して燃焼させ高温高圧の燃焼ガスを生成する燃焼器８６、燃焼ガスを膨張させて運動エネルギーに変換するタービン９３、タービン９３の運動エネルギーを電力に変換する発電機９２を備えている。発電用ガスタービン設備１００には、タービン９３の排気から排熱を回収して水蒸気を発生させる排熱回収ボイラ９４、排熱回収ボイラ９４を通過した排気を大気に放出するスタック９５が接続してある。
発電用ガスタービン設備１００の吸気を冷却する吸気冷却系統２００は、吸気冷却熱交換器９０により吸入した外気を冷却する吸気冷却熱交換器９０と、吸気冷却熱交換器９０は補助冷却機構６２Ａの補助冷媒と熱交換するための蒸発器６８とを備えている。
吸気冷却熱交換器９０は、吸気ダクト８７における空気圧縮機９１の上流側に設けられており、蒸発器６８と配管６５，６６を介してループ上に接続されている。配管６５，６６内を流通する冷媒（以下“第３冷媒”と記載する）は、エチレングリコール混合水などの不凍液であって、配管６６の途中に設けたポンプ６９により配管６５，６６内を循環し、蒸発器６８を通過する際に吸収式冷却機９６（後述）の補助冷媒と熱交換して冷却され、配管６５を経由して吸気冷却熱交換器９０に戻り空気圧縮機９２の吸気と熱交換して加熱された後、再び配管６６を経由してポンプ６９に吸入される構成となっている。
さらに、吸気冷却系統２００は、調節弁９９を有するバイパス配管１０１と、配管６５を流通する第３冷媒の温度を検出する温度検出手段９７と、温度検出手段９７の検出信号に応じて調節弁９９の開度を制御する制御装置９８を備えている。バイパス配管１０１は、配管６６におけるポンプ６９の吐出側と配管６５を接続し、調整弁９９を開くとポンプ６９から吐出された第３冷媒の一部又は全部が蒸発器６８を通過せずに配管６５を流れる第３冷媒に合流する。温度検出手段９７は配管６５に設置されており、温度検出手段９７の検出信号は制御装置９８に出力される。制御装置９８は、予め設定された冷媒温度と調節弁９９の開度の相関関係を基に、温度検出手段９７からの検出信号に応じて調節弁９９の開度を調整するように構成されている。
補助冷却機構６２Ａは、配管５７−５９内を流通する補助冷媒と熱交換させることで受液器１１内に貯留された第１冷媒を冷却し、第１冷却サイクル系統６１の第１冷媒を冷却する。この補助冷却機構６２Ａは、受液器１１内の蒸発器８０の他、排熱回収ボイラ９４から生成する水蒸気を熱源として駆動し補助冷媒を冷却する吸収式冷却機９６を備えている。本実施の形態では吸収式冷却機９６の補助冷媒として−６０℃程度まで冷却可能なアンモニアが想定されるが、補助冷却機構６２Ａで用いる補助冷媒の種類は限定されない。
吸収式冷却機９６は、受液器１１内の蒸発器８０、蒸発器６８、排熱回収ボイラ９４に対してそれぞれ配管５８，５９，１０２を介して接続している。また、吸収式冷却機９６と蒸発器６８を接続する配管５８は、蒸発器６８を通って受液器１１内の蒸発器８０と吸収式冷却機９６を接続する配管５９に合流している。配管５８から分岐した配管５７は、受液器１１内の蒸発器８０に接続し、蒸発器８０内を通る配管を介して配管５９に接続している。
配管５７，５９の途中には、それぞれ遮断弁７５ａ，７５ｂが設けられており、配管５８における蒸発器６８の上流側及び下流側には、それぞれ遮断弁７６ａ，７６ｂが設けられている。
吸収式冷却機９６で生成した低温の補助冷媒の供給先は、前述したように配管を構成したことにより、遮断弁７５ａ，７５ｂ，７６ａ，７６ｂの切り替え操作することで、冷却サイクル６１の受液器１１の蒸発器８０とガスタービンの吸気冷却系統の蒸発器６８に切り替え可能である。
（起動時の動作）
プロパン冷媒サイクル６１の起動時には、発電用ガスタービン設備１００が起動した後、まず遮断弁７５ａ，７５ｂを開き、遮断弁７６ａ，７６ｂを閉じた状態で、補助冷却機構６２を動作させる。すると、排熱回収ボイラ９４からの水蒸気により駆動する吸収式冷却機９６から低温の補助冷媒が蒸発器８０に供給され、補助冷媒が蒸発器８０で蒸発することによって冷却サイクル６１の受液器１１の第１冷媒が冷却される。第２冷却サイクル系統６０や主熱交換器２１の動作は第１の実施の形態と同様である。
次に、プロパン冷媒サイクル６１の起動後は、遮断弁７５ａ，７５ｂを閉じ、遮断弁７６ａ，７６ｂを開いて、ガスタービンの吸気冷却系統の蒸発器６８に補助冷媒を供給する。すると蒸発器６８では、ポンプ６９に駆動された温度１５℃程度の第３冷媒が、補助冷媒の蒸発に伴って−３０℃程度まで冷却される。−３０℃程度まで冷却された第３冷媒は、調節弁９９の経路から流入する温度１５℃程度の第３冷媒と混合して、５℃程度の第３冷媒となる。５℃程度の第３冷媒は、配管６５から吸気冷却熱交換器９０に供給され、ガスタービンの吸気と熱交換して１５℃程度まで加熱される。その際、ガスタービンの吸気は、吸気ダクト８７からの吸入時に３０℃程度だったものが１０℃程度まで冷却され、空気圧縮機９１に供給される。
このとき、調節弁９９の弁解度は、温度検出手段９７の出力信号を受けた制御装置９８により、配管６５に流入する第３冷媒の温度が５℃程度となるようにフィードバック制御されている。
（作用効果）
本実施の形態においても補助冷却機構６２Ａを設けたことにより第１の実施の形態と同様の効果を得ることができる。
加えて、例えば夏季等の気温が高い条件では吸気の密度低下によりガスタービンの出力低下を招く恐れがあるが、本実施の形態ではガスタービンの吸気を冷却することによりガスタービンの出力低下を抑制することができる。また、ガスタービンの出力低下を補う目的で別の発電設備を準備することがあるが、本実施の形態の場合、発電設備を別途用意せざるを得ない状況が生じ難く、発電設備を必要最小限に抑えることもできる。
さらに、ガスタービンの吸気冷却系統において、調節弁９９を有するバイパス経路により第３冷媒の温度を調節することにより、過度の冷却により吸気冷却熱交換器９０の表面で吸気中の湿分が凍結することを防止するメリットもある。
＜改造方法＞
補助冷却設備６２，６２Ａは、圧縮機を有する冷却サイクル系統の冷媒を冷却し、それにより冷却サイクル系統の圧縮機の起動トルクを軽減するものである。したがって、既存の冷却サイクル系統に対して追加可能なものであり、補助冷却機構６２，６２Ａを追加設置することで、本発明の冷却サイクル系統を構成することができる。具体的には、冷媒を圧縮する冷媒圧縮機と、この冷媒圧縮機で圧縮された冷媒を冷却し凝縮させる凝縮器と、この凝縮器で凝縮された冷媒を受け入れる受液器と、この受液器からの冷媒を膨張させる膨張機構と、この膨張機構で膨張させた冷媒と熱交換させて冷却対象を冷却し冷媒圧縮機に供給される冷媒を蒸発させる蒸発機構とを備えた冷却サイクル系統が既にあれば、この既存の冷却サイクル系統に対して、補助冷媒を流通させる配管を上記受液器内に通し、この配管を流通する補助冷媒と熱交換させることにより上記冷媒圧縮機の起動前に受液器内の冷媒を冷却するようになすことで、本発明の冷却サイクル系統が構成可能である。
＜その他＞
なお、以上においては、冷却サイクル６１の冷媒圧縮機１や冷却サイクル６０の圧縮機２３，２４の駆動源に電動機を用いたが、ガスタービンを各圧縮機の駆動軸に連結しガスタービンを駆動源として用いることもできる。ガスタービンは一軸式でも二軸式でも良いが、起動時の発生トルクが小さな一軸式ガスタービンの方が本発明の適用効果が大きい。ガスタービンを圧縮機の駆動源に用いる場合、前述した第２の実施の形態ではガスタービンの吸気を冷却して発電出力低下を防止する構成としたが、冷却サイクル６１の冷媒圧縮機１や冷却サイクル６０の圧縮機２３，２４の駆動用ガスタービンの吸気を冷却する構成とすることもできる。この場合、気温が高い場合でも、各冷却サイクルの圧縮機の出力低下を防止することができ、年間を通じて天然ガス液化の生産量を安定に保持する効果が得られる。
また、補助冷却機構６２，６２Ａで用いる補助冷媒としてプロパンやアンモニアを用いたが、冷却温度の条件を満たすものであれば他の冷媒物質を用いても良い。また、補助冷却機構６２，６２Ａを用いて受液器１１の第１冷媒の冷却温度を−２５℃程度と想定したが、冷媒圧縮機１の起動トルクの低減に働く想定温度であれば良い。例えば、補助冷却機構６２，６２Ａによる冷媒圧縮機１の起動時点での受液器１１内の第１冷媒の想定冷却温度の例としては、凝縮器１０の出口の冷媒温度以下、或いは、冷媒圧縮機１の定格運転時の吸い込み圧力に対応する冷媒の飽和温度以下が挙げられる。しかし、第１冷媒の冷却温度が低いほど起動時のトルクは小さくはなるが、冷却温度が低過ぎると定格運転時の温度条件との差が大きくなり起動後に定格運転条件に到達するまでの時間が長くなる場合がある。したがって、冷媒圧縮機１の駆動源のトルクを上回らないよう、実際の駆動源のトルク特性に合わせて過冷却とならない程度に受液器１１内の第１冷媒の冷却温度を設定すれば良い。
さらに、本実施の形態では、単独の第１冷却サイクル系統６１に、専用の補助冷却機構６２，６２Ａを設ける場合を例に挙げて説明したが、冷媒圧縮機を有する複数の冷却サイクル系統に共用の補助冷却機構を設けることも考えられる。その場合、各冷却サイクル系統を起動するタイミングをずらすように運転スケジュールを組めば、各冷却サイクル系統の受液器内に設置する蒸発器以外の機器（図１の圧縮機８１・凝縮器８２・膨張弁８３・電動機８４、図７の吸収式冷却器９６等）は増設する必要がないので設備コストの増加を抑制することができる。

Claims (10)

  1. 冷媒を圧縮する冷媒圧縮機と、
    この冷媒圧縮機で圧縮された冷媒を冷却し凝縮させる凝縮器と、
    この凝縮器で凝縮された冷媒を受け入れる受液器と、
    この受液器からの冷媒を膨張させる膨張機構と、
    この膨張機構で膨張させた冷媒と熱交換させて冷却対象を冷却し前記冷媒圧縮機に供給される冷媒を蒸発させる蒸発機構と、
    補助冷媒を流通させ前記受液器内を通る配管を有し、この配管を流通する補助冷媒と熱交換させることにより前記冷媒圧縮機の起動前に前記受液器内の冷媒を冷却する補助冷却機構と
    を備えることを特徴とする冷却サイクル系統。
  2. 請求項１の冷却サイクル系統において、前記補助冷却機構が、前記冷媒圧縮機の起動前に前記凝縮器の出口の冷媒温度以下に前記受液器内の冷媒を冷却することを特徴とする冷却サイクル系統。
  3. 請求項１の冷却サイクル系統において、前記補助冷却機構が、前記冷媒圧縮機の起動前に前記冷媒圧縮機の定格運転時の吸い込み圧力に対応する冷媒の飽和温度以下に前記受液器内の冷媒を冷却することを特徴とする冷却サイクル系統。
  4. 請求項１の冷却サイクル系統において、前記補助冷却機構が、補助冷媒を圧縮する圧縮機、この圧縮機で圧縮された補助冷媒を凝縮させる凝縮器、この凝縮器で凝縮させた補助冷媒を膨張させる膨張弁、及び前記受液器内に設置され前記膨張弁で膨張し前記配管を流通する補助冷媒と熱交換させて前記受液器内の冷媒を冷却する蒸発器を備えていることを特徴とする冷却サイクル系統。
  5. 請求項１の冷却サイクル系統において、前記補助冷却機構が、補助冷媒を冷却する吸収式冷却機、及び前記受液器内に設置され前記吸収式冷却機で冷却され前記配管を流通する補助冷媒と熱交換させて前記受液器内の冷媒を冷却する蒸発器を備えていることを特徴とする冷却サイクル系統。
  6. 請求項１〜５のいずれかの冷却サイクル系統である第１冷却サイクル系統と、
    この第１冷却サイクル系統で冷却された被冷却媒体を冷媒として天然ガスを冷却し液化する熱交換器と、
    この交換器で天然ガスを冷却した被冷却媒体を圧縮し前記第１冷却サイクル系統に供給する第２冷却サイクル系統と
    を備えた天然ガス液化設備。
  7. 請求項５の冷却サイクル系統を備えた天然ガス液化設備において、
    発電用のガスタービン、このガスタービンの排気から排熱を回収して水蒸気を発生させる排熱回収ボイラ、前記ガスタービンの吸気を冷却する吸気冷却系統、及びこの吸気冷却系統に設けられ前記補助冷却系統の補助冷媒と吸気冷却用の冷媒を熱交換させる蒸発器をさらに備え、
    前記補助冷却機構が、前記受液器内に設置した蒸発器と前記吸気冷却系統に設置した蒸発器とに、補助冷媒の供給先が切り替え可能なように配管が構成されていることを特徴とする天然ガス液化設備。
  8. 冷媒を圧縮する冷媒圧縮機と、この冷媒圧縮機で圧縮された冷媒を冷却し凝縮させる凝縮器と、この凝縮器で凝縮された冷媒を受け入れる受液器と、この受液器からの冷媒を膨張させる膨張機構と、この膨張機構で膨張させた冷媒と熱交換させて冷却対象を冷却し前記冷媒圧縮機に供給される冷媒を蒸発させる蒸発機構とを備えた冷却サイクル系統の運転方法において、
    前記受液器内に補助冷媒を通し補助冷媒と熱交換させることにより前記冷媒圧縮機の起動前に前記受液器内の冷媒を冷却する
    ことを特徴とする冷却サイクル系統の運転方法。
  9. 請求項８の冷却サイクル系統の運転方法において、前記冷媒圧縮機を起動させた後、前記受液器内に設置した蒸発器に供給していた補助冷媒をガスタービンの吸気冷却用の冷媒に用いることを特徴とする冷却サイクル系統の運転方法。
  10. 冷媒を圧縮する冷媒圧縮機と、この冷媒圧縮機で圧縮された冷媒を冷却し凝縮させる凝縮器と、この凝縮器で凝縮された冷媒を受け入れる受液器と、この受液器からの冷媒を膨張させる膨張機構と、この膨張機構で膨張させた冷媒と熱交換させて冷却対象を冷却し前記冷媒圧縮機に供給される冷媒を蒸発させる蒸発機構とを備えた冷却サイクル系統の改造方法において、
    補助冷媒を流通させる配管を前記受液器内に通し、この配管を流通する補助冷媒と熱交換させることにより前記冷媒圧縮機の起動前に前記受液器内の冷媒を冷却するようになす
    ことを特徴とする冷却サイクル系統の改造方法。
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