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
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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。
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。
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
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。
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。
(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。
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。
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。
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。
(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。
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。
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。
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。
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)
- 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。 - 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。
- 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。
- 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。
- 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。
- 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。 - 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。 - 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。 - 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。
- 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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