JPH09151707A - 液化天然ガスを用いる冷熱発電装置 - Google Patents
液化天然ガスを用いる冷熱発電装置Info
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- JPH09151707A JPH09151707A JP31265495A JP31265495A JPH09151707A JP H09151707 A JPH09151707 A JP H09151707A JP 31265495 A JP31265495 A JP 31265495A JP 31265495 A JP31265495 A JP 31265495A JP H09151707 A JPH09151707 A JP H09151707A
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- natural gas
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- heat
- lng
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Classifications
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02E—REDUCTION OF GREENHOUSE GAS [GHG] EMISSIONS, RELATED TO ENERGY GENERATION, TRANSMISSION OR DISTRIBUTION
- Y02E20/00—Combustion technologies with mitigation potential
- Y02E20/16—Combined cycle power plant [CCPP], or combined cycle gas turbine [CCGT]
Landscapes
- Engine Equipment That Uses Special Cycles (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【課題】 液化天然ガスの冷熱を有効に利用して発電を
行う。 【解決手段】 低温の液化天然ガスは、ＬＮＧ凝縮器１
２で循環する天然ガスを凝縮させ、フロン凝縮器１４で
混合フロン冷媒を凝縮させ、ＬＮＧ加温器１６でＬＮＧ
低圧側膨張タービン２２から出た循環天然ガスを冷却す
る。ＬＮＧ気化器１８で気化した天然ガスは、ＬＮＧ過
熱器１９でさらに過熱され、ＬＮＧ高圧側膨張タービン
２０を駆動する。ＬＮＧ高圧側膨張タービン２０から出
た天然ガスの一部は循環する。残部はガスタービン２９
で燃焼される。その排熱を利用して水を蒸発させる蒸気
タービンサイクルが駆動される。このサイクルの凝縮熱
は天然ガスと混合フロンを作動媒体とするランキンサイ
クルの蒸発熱として熱交換され、効率の向上を図ること
ができる。
行う。 【解決手段】 低温の液化天然ガスは、ＬＮＧ凝縮器１
２で循環する天然ガスを凝縮させ、フロン凝縮器１４で
混合フロン冷媒を凝縮させ、ＬＮＧ加温器１６でＬＮＧ
低圧側膨張タービン２２から出た循環天然ガスを冷却す
る。ＬＮＧ気化器１８で気化した天然ガスは、ＬＮＧ過
熱器１９でさらに過熱され、ＬＮＧ高圧側膨張タービン
２０を駆動する。ＬＮＧ高圧側膨張タービン２０から出
た天然ガスの一部は循環する。残部はガスタービン２９
で燃焼される。その排熱を利用して水を蒸発させる蒸気
タービンサイクルが駆動される。このサイクルの凝縮熱
は天然ガスと混合フロンを作動媒体とするランキンサイ
クルの蒸発熱として熱交換され、効率の向上を図ること
ができる。
Description
【０００１】
【発明が属する技術分野】本発明は、液化天然ガスの冷
熱が有する寒冷エネルギを利用して発電を行う液化天然
ガスを用いる冷熱発電装置に関する。
熱が有する寒冷エネルギを利用して発電を行う液化天然
ガスを用いる冷熱発電装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】従来から、液化天然ガス（略称「ＬＮ
Ｇ」）の冷熱を有効に利用する技術として、冷熱発電が
提案されている。本件出願人も、たとえば特開平５−１
１３１０８（特願平３−２７５７１４）でコンバインド
サイクルを用いた発電とＬＮＧランキンサイクルを用い
た冷熱発電とを組合せる構成を開示し、特開平５−３０
２５０４（特願平４−１０８０７７）で気化した天然ガ
スを多段の膨張タービンに導き、膨張タービンから出た
天然ガスの一部を液化天然ガスに戻すように循環させる
循環直膨方式の構成を開示している。
Ｇ」）の冷熱を有効に利用する技術として、冷熱発電が
提案されている。本件出願人も、たとえば特開平５−１
１３１０８（特願平３−２７５７１４）でコンバインド
サイクルを用いた発電とＬＮＧランキンサイクルを用い
た冷熱発電とを組合せる構成を開示し、特開平５−３０
２５０４（特願平４−１０８０７７）で気化した天然ガ
スを多段の膨張タービンに導き、膨張タービンから出た
天然ガスの一部を液化天然ガスに戻すように循環させる
循環直膨方式の構成を開示している。
【０００３】図７は、ＬＮＧの冷熱を用いて発電を行う
ための基本的構成を示す。図７（ａ）は単一冷媒方式、
図７（ｂ）は混合冷媒方式をそれぞれ示す。ＬＮＧはＬ
ＮＧポンプ１によって加圧され、冷媒凝縮器２ａまたは
２ｂで凝縮する冷媒と熱交換して気化され、加温器３で
海水と熱交換して加温され、天然ガスとして取出すこと
ができる。冷媒凝縮器２ａ，２ｂで凝縮した冷媒は、冷
媒ポンプ４によって加圧され、海水と熱交換する冷媒蒸
発器５で蒸発し、冷媒タービン６を駆動して発電機７に
よって発電を行う。
ための基本的構成を示す。図７（ａ）は単一冷媒方式、
図７（ｂ）は混合冷媒方式をそれぞれ示す。ＬＮＧはＬ
ＮＧポンプ１によって加圧され、冷媒凝縮器２ａまたは
２ｂで凝縮する冷媒と熱交換して気化され、加温器３で
海水と熱交換して加温され、天然ガスとして取出すこと
ができる。冷媒凝縮器２ａ，２ｂで凝縮した冷媒は、冷
媒ポンプ４によって加圧され、海水と熱交換する冷媒蒸
発器５で蒸発し、冷媒タービン６を駆動して発電機７に
よって発電を行う。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】近年、ＬＮＧ火力発電
の効率が向上し、燃焼温度１４００℃での設計が可能と
なり、燃焼圧力が３０ｋｇ／ｃｍ2Ｇと高くなって、Ｌ
ＮＧ１トンあたりの発電出力は約７０００ｋＷＨに達し
ている。しかしながら、トンあたり約２５０ｋＷＨ相当
の冷熱による寒冷エネルギは有効に回収されず、たとえ
ば図７の加温器３や冷媒蒸発器５などから海水に冷熱を
捨てる結果となっている。図７（ｂ）に示すような混合
冷媒方式で、たとえば冷媒に炭化水素系混合冷媒を用い
ると、ＬＮＧと冷媒との熱交換におけるエクセルギロス
が他のランキン方式に比べて小さいので、１台のタービ
ンでＬＮＧトンあたり４５ｋＷＨと大きな回収動力を見
込むことができる。しかしこの方式では、冷媒にエタン
を必要とするので、ＬＮＧの分留設備が必要となり、循
環量も大きくなって経済的に有利とはいえない。また炭
化水素系に代えて、安全性の面からフロン系の冷媒を用
いることも考えられるけれども、フロン系混合ランキン
サイクル単独ではフロンの熱物性上の問題から、低温で
のエクセルギロスが大きくなってしまう。またフロンも
オゾンを破壊しないものを選択して使用しなければなら
ないので、ランキンサイクル単独での使用は困難であ
る。
の効率が向上し、燃焼温度１４００℃での設計が可能と
なり、燃焼圧力が３０ｋｇ／ｃｍ2Ｇと高くなって、Ｌ
ＮＧ１トンあたりの発電出力は約７０００ｋＷＨに達し
ている。しかしながら、トンあたり約２５０ｋＷＨ相当
の冷熱による寒冷エネルギは有効に回収されず、たとえ
ば図７の加温器３や冷媒蒸発器５などから海水に冷熱を
捨てる結果となっている。図７（ｂ）に示すような混合
冷媒方式で、たとえば冷媒に炭化水素系混合冷媒を用い
ると、ＬＮＧと冷媒との熱交換におけるエクセルギロス
が他のランキン方式に比べて小さいので、１台のタービ
ンでＬＮＧトンあたり４５ｋＷＨと大きな回収動力を見
込むことができる。しかしこの方式では、冷媒にエタン
を必要とするので、ＬＮＧの分留設備が必要となり、循
環量も大きくなって経済的に有利とはいえない。また炭
化水素系に代えて、安全性の面からフロン系の冷媒を用
いることも考えられるけれども、フロン系混合ランキン
サイクル単独ではフロンの熱物性上の問題から、低温で
のエクセルギロスが大きくなってしまう。またフロンも
オゾンを破壊しないものを選択して使用しなければなら
ないので、ランキンサイクル単独での使用は困難であ
る。
【０００５】循環直膨方式とプロパンランキンまたはフ
ロン単一ランキンを組合せる技術は、それぞれの技術が
確立されており、ＬＮＧ冷熱と圧力エネルギの両方を回
収することができる効率的な方式ではあるけれども、プ
ロパンランキンの冷媒循環量が少ないため出力が小さく
なってしまう。窒素ガスを用いたガスタービンとの組合
せによるブレイトンサイクルも考えられるけれども、圧
縮機の効率が問題となり、スチームタービンでガスター
ビンの排熱を回収するより効率が低下してしまう。
ロン単一ランキンを組合せる技術は、それぞれの技術が
確立されており、ＬＮＧ冷熱と圧力エネルギの両方を回
収することができる効率的な方式ではあるけれども、プ
ロパンランキンの冷媒循環量が少ないため出力が小さく
なってしまう。窒素ガスを用いたガスタービンとの組合
せによるブレイトンサイクルも考えられるけれども、圧
縮機の効率が問題となり、スチームタービンでガスター
ビンの排熱を回収するより効率が低下してしまう。
【０００６】本発明の目的は、コンバインドサイクルが
導入されて送出圧力が高くなっても、高効率で液化天然
ガスの冷熱を利用することができる液化天然ガスを用い
る冷熱発電装置を提供することである。
導入されて送出圧力が高くなっても、高効率で液化天然
ガスの冷熱を利用することができる液化天然ガスを用い
る冷熱発電装置を提供することである。
【０００７】
【課題を解決するための手段】本発明は、液化天然ガス
の冷熱を利用して凝縮させる混合フロン冷媒が循環する
混合フロンランキンサイクルと、このランキンサイクル
内に設けられ、混合フロン冷媒蒸気によって駆動される
膨張タービンと、気化した高圧の天然ガスによって駆動
される高圧側膨張タービンと、高圧側膨張タービンから
排出される天然ガスの一部が凝縮して液化天然ガスに戻
る途中の循環経路に設けられ、循環する天然ガスによっ
て駆動される低圧側膨張タービンと、高圧側膨張タービ
ンから排出される天然ガスの残部が燃焼されるガスター
ビンと、ガスタービンの排熱を利用して水を蒸発させる
蒸気タービンランキンサイクルと、このランキンサイク
ル内の水蒸気によって駆動される蒸気タービンと、各膨
張タービンおよびガスタービンによって回転駆動される
発電機とを含み、排蒸気の凝縮潜熱を利用して混合フロ
ンと液化天然ガスの蒸発と気化した天然ガスの常温まで
の加温とを行う熱交換手段と、蒸気タービンランキンサ
イクル内で利用したガスタービンからの排熱の残量で常
温まで加温された高圧側膨張タービンに導く前の天然ガ
スを過熱させるガス過熱手段とを備えることを特徴とす
る液化天然ガスを用いる冷熱発電装置である。 本発明に従えば、液化天然ガスが、混合フロンランキン
サイクルに冷熱を与えて気化した後、高圧側膨張タービ
ンを駆動し、高圧側膨張タービンから排出される天然ガ
スの一部を循環させる循環直膨方式と、冷熱を利用した
混合フロンランキンサイクルとを組合せて、冷熱の有効
利用を図ることができる。高圧側膨張タービンから排出
される天然ガスの残部をガスタービンで燃焼させた排熱
で水を蒸発させ、その凝縮潜熱を利用して混合フロンと
液化天然ガスの蒸発と気化した天然ガスの常温までの加
温とを行い、高圧側膨張タービンによって回収される天
然ガスのエネルギを増大させることができる。天然ガス
は蒸気タービンランキンサイクルで利用したガスタービ
ンの排熱を利用してさらに過熱されるので、高圧側膨張
タービンの出力を一層増大させることができる。
の冷熱を利用して凝縮させる混合フロン冷媒が循環する
混合フロンランキンサイクルと、このランキンサイクル
内に設けられ、混合フロン冷媒蒸気によって駆動される
膨張タービンと、気化した高圧の天然ガスによって駆動
される高圧側膨張タービンと、高圧側膨張タービンから
排出される天然ガスの一部が凝縮して液化天然ガスに戻
る途中の循環経路に設けられ、循環する天然ガスによっ
て駆動される低圧側膨張タービンと、高圧側膨張タービ
ンから排出される天然ガスの残部が燃焼されるガスター
ビンと、ガスタービンの排熱を利用して水を蒸発させる
蒸気タービンランキンサイクルと、このランキンサイク
ル内の水蒸気によって駆動される蒸気タービンと、各膨
張タービンおよびガスタービンによって回転駆動される
発電機とを含み、排蒸気の凝縮潜熱を利用して混合フロ
ンと液化天然ガスの蒸発と気化した天然ガスの常温まで
の加温とを行う熱交換手段と、蒸気タービンランキンサ
イクル内で利用したガスタービンからの排熱の残量で常
温まで加温された高圧側膨張タービンに導く前の天然ガ
スを過熱させるガス過熱手段とを備えることを特徴とす
る液化天然ガスを用いる冷熱発電装置である。 本発明に従えば、液化天然ガスが、混合フロンランキン
サイクルに冷熱を与えて気化した後、高圧側膨張タービ
ンを駆動し、高圧側膨張タービンから排出される天然ガ
スの一部を循環させる循環直膨方式と、冷熱を利用した
混合フロンランキンサイクルとを組合せて、冷熱の有効
利用を図ることができる。高圧側膨張タービンから排出
される天然ガスの残部をガスタービンで燃焼させた排熱
で水を蒸発させ、その凝縮潜熱を利用して混合フロンと
液化天然ガスの蒸発と気化した天然ガスの常温までの加
温とを行い、高圧側膨張タービンによって回収される天
然ガスのエネルギを増大させることができる。天然ガス
は蒸気タービンランキンサイクルで利用したガスタービ
ンの排熱を利用してさらに過熱されるので、高圧側膨張
タービンの出力を一層増大させることができる。
【０００８】また本発明で、前記混合フロン冷媒は、Ｈ
ＦＣ−２３が４０〜５０ＭＯＬ％およびＨＦＣ−１３４
ａが６０〜５０ＭＯＬ％である組成を有することを特徴
とする。 本発明に従えば、混合フロン冷媒はオゾンを破壊しない
フロン系溶媒を混合して用いるので、低温で凝縮して液
化天然ガスの冷熱を有効に吸収することができる。ＨＦ
Ｃ−２３単独では高温側で圧力が高くなり、設計圧力を
高くしなければならないけれども、ＨＦＣ−１３４ａを
混合するので、臨界温度が上昇し、使用状態における設
計圧力を高める必要がなくなる。
ＦＣ−２３が４０〜５０ＭＯＬ％およびＨＦＣ−１３４
ａが６０〜５０ＭＯＬ％である組成を有することを特徴
とする。 本発明に従えば、混合フロン冷媒はオゾンを破壊しない
フロン系溶媒を混合して用いるので、低温で凝縮して液
化天然ガスの冷熱を有効に吸収することができる。ＨＦ
Ｃ−２３単独では高温側で圧力が高くなり、設計圧力を
高くしなければならないけれども、ＨＦＣ−１３４ａを
混合するので、臨界温度が上昇し、使用状態における設
計圧力を高める必要がなくなる。
【０００９】また本発明は、前記循環経路の低圧側膨張
タービンから排出される天然ガスと、混合フロン冷媒か
ら吸熱した液化天然ガスとが熱交換を行う高温側プレー
トフィン式熱交換器と、高温側プレートフィン式熱交換
器から出た天然ガスと混合フロン冷媒から吸熱する前の
液化天然ガスとが熱交換を行う低温側プレートフィン式
熱交換器とをさらに含むことを特徴とする。 本発明に従えば、低圧側膨張タービンから出て循環する
天然ガスが凝縮するための熱交換器を、２つのプレート
フィン式熱交換器に分割して、熱交換器の温端温度差を
小さくして混合フロン溶媒の循環量を増大させることが
できる。
タービンから排出される天然ガスと、混合フロン冷媒か
ら吸熱した液化天然ガスとが熱交換を行う高温側プレー
トフィン式熱交換器と、高温側プレートフィン式熱交換
器から出た天然ガスと混合フロン冷媒から吸熱する前の
液化天然ガスとが熱交換を行う低温側プレートフィン式
熱交換器とをさらに含むことを特徴とする。 本発明に従えば、低圧側膨張タービンから出て循環する
天然ガスが凝縮するための熱交換器を、２つのプレート
フィン式熱交換器に分割して、熱交換器の温端温度差を
小さくして混合フロン溶媒の循環量を増大させることが
できる。
【００１０】
【発明の実施の形態】図１は、本発明の実施の一形態に
よる冷熱発電設備の構成を示す。液化天然ガスは、ＬＮ
Ｇ主ポンプ１０によって加圧され、管路１１を経てＬＮ
Ｇ凝縮器１２に導かれる。ＬＮＧ凝縮器１２から出た液
化天然ガスは、管路１３からフロン凝縮器１４を経て、
管路１５からＬＮＧ加温器１６に導かれる。ＬＮＧ加温
器１６から出た液化天然ガスは、管路１７を経てＬＮＧ
気化器１８に導かれて気化され、ＬＮＧ過熱器１９でさ
らに過熱され、ＬＮＧ高圧側膨張タービン２０を駆動す
る。ＬＮＧ凝縮器１２およびＬＮＧ加温器１６は、それ
ぞれプレートフィン式熱交換器を用いる。ＬＮＧ高圧側
膨張タービン２０から出た天然ガスの一部は、管路２１
を経てＬＮＧ低圧側膨張タービン２２に導かれる。ＬＮ
Ｇ低圧側膨張タービン２２を出た天然ガスは、ＬＮＧ加
温器１６に導かれ、液化天然ガスと熱交換して冷却され
る。冷却された天然ガスは管路２３からＬＮＧ凝縮器１
２に導かれ、液化天然ガスの有する冷熱で冷却され凝縮
する。凝縮したＬＮＧはＬＮＧ循環ポンプ２４によって
管路１１に送り込まれ、供給されたＬＮＧと混合され
る。
よる冷熱発電設備の構成を示す。液化天然ガスは、ＬＮ
Ｇ主ポンプ１０によって加圧され、管路１１を経てＬＮ
Ｇ凝縮器１２に導かれる。ＬＮＧ凝縮器１２から出た液
化天然ガスは、管路１３からフロン凝縮器１４を経て、
管路１５からＬＮＧ加温器１６に導かれる。ＬＮＧ加温
器１６から出た液化天然ガスは、管路１７を経てＬＮＧ
気化器１８に導かれて気化され、ＬＮＧ過熱器１９でさ
らに過熱され、ＬＮＧ高圧側膨張タービン２０を駆動す
る。ＬＮＧ凝縮器１２およびＬＮＧ加温器１６は、それ
ぞれプレートフィン式熱交換器を用いる。ＬＮＧ高圧側
膨張タービン２０から出た天然ガスの一部は、管路２１
を経てＬＮＧ低圧側膨張タービン２２に導かれる。ＬＮ
Ｇ低圧側膨張タービン２２を出た天然ガスは、ＬＮＧ加
温器１６に導かれ、液化天然ガスと熱交換して冷却され
る。冷却された天然ガスは管路２３からＬＮＧ凝縮器１
２に導かれ、液化天然ガスの有する冷熱で冷却され凝縮
する。凝縮したＬＮＧはＬＮＧ循環ポンプ２４によって
管路１１に送り込まれ、供給されたＬＮＧと混合され
る。
【００１１】ＬＮＧ高圧側膨張タービン２０から出た天
然ガスの残部は、管路２５を介して燃焼器２８に導かれ
る。燃焼器２８では、空気圧縮機２７によって加圧され
た空気と混合されて燃焼し、ガスタービン２９を駆動す
る。ガスタービン２９から排出される排ガスは、排熱回
収ボイラ３０からＬＮＧ過熱器１９を経て大気中に排出
される。
然ガスの残部は、管路２５を介して燃焼器２８に導かれ
る。燃焼器２８では、空気圧縮機２７によって加圧され
た空気と混合されて燃焼し、ガスタービン２９を駆動す
る。ガスタービン２９から排出される排ガスは、排熱回
収ボイラ３０からＬＮＧ過熱器１９を経て大気中に排出
される。
【００１２】フロン凝縮器１４では、後述する混合フロ
ンが凝縮され、フロンポンプ３１によって加圧され、管
路３２を経て膨張弁３３に導かれ、フロン蒸発器３４で
蒸発する。蒸発した混合フロンは、管路３５からフロン
膨張タービン３６に導かれて、フロン膨張タービン３６
を駆動する。フロン膨張タービン３６から出た混合フロ
ンは、管路３７からフロン凝縮器１４に導かれて凝縮す
る。フロンポンプ３１、フロン凝縮器１４、膨張弁３
３、フロン蒸発器３４およびフロン膨張タービン３６
は、混合フロンを冷媒とするランキンサイクルを構成す
る。
ンが凝縮され、フロンポンプ３１によって加圧され、管
路３２を経て膨張弁３３に導かれ、フロン蒸発器３４で
蒸発する。蒸発した混合フロンは、管路３５からフロン
膨張タービン３６に導かれて、フロン膨張タービン３６
を駆動する。フロン膨張タービン３６から出た混合フロ
ンは、管路３７からフロン凝縮器１４に導かれて凝縮す
る。フロンポンプ３１、フロン凝縮器１４、膨張弁３
３、フロン蒸発器３４およびフロン膨張タービン３６
は、混合フロンを冷媒とするランキンサイクルを構成す
る。
【００１３】排熱回収ボイラ３０は、水ポンプ３８によ
って供給される水を蒸発させ、水蒸気によって蒸気ター
ビン３９を駆動する。蒸気タービン３９から出た水蒸気
は、フロン蒸発器３４とＬＮＧ気化器１０で蒸発するフ
ロンおよび天然ガスと熱交換し、フロンと天然ガスに気
化熱を与えて凝縮する。水ポンプ３８、排熱回収ボイラ
３０、蒸気タービン３９、フロン蒸発器３４は、水を冷
媒とする高温側ランキンサイクルを構成する。ランキン
サイクルを、低温側と高温側とに分けてあるので、液化
天然ガスの冷熱の利用とガスタービン２９の排熱の利用
とを有効に行うことができる。ガスタービン２９および
蒸気タービン３９の回転軸には発電機４０が接続され
る。発電機４１には、歯車機構を介して、高圧側膨張タ
ービン２０、低圧側膨張タービン２２およびフロン膨張
タービン３６が接続される。各タービンに別個に発電機
を設けたり、他の構成とすることも可能である。
って供給される水を蒸発させ、水蒸気によって蒸気ター
ビン３９を駆動する。蒸気タービン３９から出た水蒸気
は、フロン蒸発器３４とＬＮＧ気化器１０で蒸発するフ
ロンおよび天然ガスと熱交換し、フロンと天然ガスに気
化熱を与えて凝縮する。水ポンプ３８、排熱回収ボイラ
３０、蒸気タービン３９、フロン蒸発器３４は、水を冷
媒とする高温側ランキンサイクルを構成する。ランキン
サイクルを、低温側と高温側とに分けてあるので、液化
天然ガスの冷熱の利用とガスタービン２９の排熱の利用
とを有効に行うことができる。ガスタービン２９および
蒸気タービン３９の回転軸には発電機４０が接続され
る。発電機４１には、歯車機構を介して、高圧側膨張タ
ービン２０、低圧側膨張タービン２２およびフロン膨張
タービン３６が接続される。各タービンに別個に発電機
を設けたり、他の構成とすることも可能である。
【００１４】図２および図３は、図１の構成のうちのガ
スタービン側の熱バランスと液化天然ガス側の熱バラン
スとのシミュレーション結果をそれぞれ示す。ガスター
ビン２９に供給する燃焼器２８からのホットガス（ＨＯ
Ｔ−ＧＡＳ）の温度は、約１３００℃に設定してある。
その圧力は約３０ｋｇ／ｃｍ2Ｇである。ガスタービン
２９から排出される排ガス（ＥＸ−Ｇ１）の温度は、約
６００℃でその圧力は０．５０ｋｇ／ｃｍ2Ｇである。
排熱回収ボイラ３０で排熱を回収された後の排ガス（Ｅ
Ｘ−Ｇ２）の温度は１３０℃でその圧力は０．４５ｋｇ
／ｃｍ2Ｇである。高圧側ランキンサイクルを循環する
水（ＷＳ）の温度は約４０℃であり、排熱回収ボイラ３
０に水ポンプ３８によって加圧されて送り込まれる水
（ＦＷ）の圧力は約４０ｋｇ／ｃｍ2Ｇである。外部か
ら供給される液化天然ガス（ＬＮＧ１）は、約−１６０
℃であり、管路１１で循環される液化天然ガスと混合さ
れた後（ＬＮＧ３）では−１３０℃程度となる。これが
ＬＮＧ凝縮器１２で熱交換され（ＬＮＧ４）、−７５℃
程度に昇温し、フロン凝縮器１４でフロンと熱交換して
（ＬＮＧ５）−４０℃程度まで昇温する。低圧側タービ
ンを出た天然ガス（ＬＮＧ１０）とＬＮＧ凝縮器１２を
出たＬＮＧ（ＬＮＧ４）とはかなりの温度差があり、分
離することによってプレートフィン式熱交換器としての
温端温度差を小さくし、循環される混合フロンの量を増
大させることができる。フロン凝縮器１４によって、フ
ロン膨張タービン３６を出たフロン（ＦＲ５）は−３３
℃から−６６℃まで冷却される一方（ＦＲ６）、フロン
ポンプ３１によって１５ｋｇ／ｃｍ2Ｇまで加圧された
後では（ＦＲ１）、−６５℃程度のフロンは、−４０℃
程度まで昇温する。
スタービン側の熱バランスと液化天然ガス側の熱バラン
スとのシミュレーション結果をそれぞれ示す。ガスター
ビン２９に供給する燃焼器２８からのホットガス（ＨＯ
Ｔ−ＧＡＳ）の温度は、約１３００℃に設定してある。
その圧力は約３０ｋｇ／ｃｍ2Ｇである。ガスタービン
２９から排出される排ガス（ＥＸ−Ｇ１）の温度は、約
６００℃でその圧力は０．５０ｋｇ／ｃｍ2Ｇである。
排熱回収ボイラ３０で排熱を回収された後の排ガス（Ｅ
Ｘ−Ｇ２）の温度は１３０℃でその圧力は０．４５ｋｇ
／ｃｍ2Ｇである。高圧側ランキンサイクルを循環する
水（ＷＳ）の温度は約４０℃であり、排熱回収ボイラ３
０に水ポンプ３８によって加圧されて送り込まれる水
（ＦＷ）の圧力は約４０ｋｇ／ｃｍ2Ｇである。外部か
ら供給される液化天然ガス（ＬＮＧ１）は、約−１６０
℃であり、管路１１で循環される液化天然ガスと混合さ
れた後（ＬＮＧ３）では−１３０℃程度となる。これが
ＬＮＧ凝縮器１２で熱交換され（ＬＮＧ４）、−７５℃
程度に昇温し、フロン凝縮器１４でフロンと熱交換して
（ＬＮＧ５）−４０℃程度まで昇温する。低圧側タービ
ンを出た天然ガス（ＬＮＧ１０）とＬＮＧ凝縮器１２を
出たＬＮＧ（ＬＮＧ４）とはかなりの温度差があり、分
離することによってプレートフィン式熱交換器としての
温端温度差を小さくし、循環される混合フロンの量を増
大させることができる。フロン凝縮器１４によって、フ
ロン膨張タービン３６を出たフロン（ＦＲ５）は−３３
℃から−６６℃まで冷却される一方（ＦＲ６）、フロン
ポンプ３１によって１５ｋｇ／ｃｍ2Ｇまで加圧された
後では（ＦＲ１）、−６５℃程度のフロンは、−４０℃
程度まで昇温する。
【００１５】図４は、図１の実施形態に用いる混合冷媒
とＬＮＧの温度とエンタルピ変化との関係を示す。ＬＮ
Ｇの温度−１３０℃から約−４０℃（ＬＮＧ６）まで、
熱交換器での温度差が小さいことが解る。
とＬＮＧの温度とエンタルピ変化との関係を示す。ＬＮ
Ｇの温度−１３０℃から約−４０℃（ＬＮＧ６）まで、
熱交換器での温度差が小さいことが解る。
【００１６】ここで、前述のように、燃焼温度１３００
℃、燃焼圧力３０ｋｇ／ｃｍ2Ｇの運転条件で、天然ガ
スの供給圧力を下げ、燃焼圧力を変えた場合のコンバイ
ンドサイクルの効率を評価すると、次の表１に示すよう
な結果が得られる。
℃、燃焼圧力３０ｋｇ／ｃｍ2Ｇの運転条件で、天然ガ
スの供給圧力を下げ、燃焼圧力を変えた場合のコンバイ
ンドサイクルの効率を評価すると、次の表１に示すよう
な結果が得られる。
【００１７】
【表１】
【００１８】出力はＬＮＧ１トンに対しての値であっ
て、効率は総発熱量ベースでＬＮＧ１トンあたり１２５
５Ｎｍ3、ガスのカロリーは１０５１０ｋｃａｌ／Ｎｍ3
とする。回転機の効率は、ガスタービンが８８％、空気
圧縮機が８５％、蒸気タービンが８５％とし、空気／天
然ガスの流量比を３２とする。この第１表から、燃焼圧
力を上げると、ガスタービンの出力上昇が蒸気タービン
の出力減少を上まわり、効率が向上することが判る。し
たがって液化天然ガスの気化供給圧は、配管や流量調節
弁等での圧力損失を考慮し、３５ｋｇ／ｃｍ2ＧがＬＮ
Ｇ火力発電の気化送出圧として妥当と推定される。また
この値は、都市ガスのＬＮＧ受入れ基地から送出してい
る圧力が３０ｋｇ／ｃｍ2Ｇ前後であることからも充分
高い送出圧力といえる。
て、効率は総発熱量ベースでＬＮＧ１トンあたり１２５
５Ｎｍ3、ガスのカロリーは１０５１０ｋｃａｌ／Ｎｍ3
とする。回転機の効率は、ガスタービンが８８％、空気
圧縮機が８５％、蒸気タービンが８５％とし、空気／天
然ガスの流量比を３２とする。この第１表から、燃焼圧
力を上げると、ガスタービンの出力上昇が蒸気タービン
の出力減少を上まわり、効率が向上することが判る。し
たがって液化天然ガスの気化供給圧は、配管や流量調節
弁等での圧力損失を考慮し、３５ｋｇ／ｃｍ2ＧがＬＮ
Ｇ火力発電の気化送出圧として妥当と推定される。また
この値は、都市ガスのＬＮＧ受入れ基地から送出してい
る圧力が３０ｋｇ／ｃｍ2Ｇ前後であることからも充分
高い送出圧力といえる。
【００１９】次に蒸気タービン３９に関連する評価を行
う。計算を単純化するため、抽気あるいは再熱は行わな
いものとする。蒸気圧力と凝縮圧力とを変え、出力に与
える影響を評価する。この結果を次の表２に示す。
う。計算を単純化するため、抽気あるいは再熱は行わな
いものとする。蒸気圧力と凝縮圧力とを変え、出力に与
える影響を評価する。この結果を次の表２に示す。
【００２０】
【表２】
【００２１】蒸気圧力を上げると、熱バランス上から煙
道排ガス温度は高くなるが、給水ポンプである水ポンプ
３８の動力以上に蒸気タービン３９の回収動力が増える
傾向にある。最近稼働しているコンバインドサイクルの
蒸気圧力は、このような点が考慮されて７０ｋｇ／ｃｍ
2Ｇを超えるようになっている。蒸気圧力を４０ｋｇ／
ｃｍ2Ｇとし、復水温度による蒸気タービン３９の出力
と総合効率とを、ガスタービンの燃焼圧力を１５．３０
ｋｇ／ｃｍ2Ｇとした場合の結果として次の表３で示
す。
道排ガス温度は高くなるが、給水ポンプである水ポンプ
３８の動力以上に蒸気タービン３９の回収動力が増える
傾向にある。最近稼働しているコンバインドサイクルの
蒸気圧力は、このような点が考慮されて７０ｋｇ／ｃｍ
2Ｇを超えるようになっている。蒸気圧力を４０ｋｇ／
ｃｍ2Ｇとし、復水温度による蒸気タービン３９の出力
と総合効率とを、ガスタービンの燃焼圧力を１５．３０
ｋｇ／ｃｍ2Ｇとした場合の結果として次の表３で示
す。
【００２２】
【表３】
【００２３】復水温度を下げれば、総合効率は当然上昇
するけれども、ＬＮＧの気化昇温加熱と混合フロン冷媒
の蒸発加熱とを加味して条件を設定する必要がある。
するけれども、ＬＮＧの気化昇温加熱と混合フロン冷媒
の蒸発加熱とを加味して条件を設定する必要がある。
【００２４】天然ガス膨張タービンについては、天然ガ
スの送出圧力が３５と１８ｋｇ／ｃｍ2Ｇとの２つのケ
ースで比較し、気化圧力と加熱度とを変え出力に与える
影響を評価した。天然ガス膨張タービンの効率は８８％
とする。ＬＮＧ１トンに対する算出結果を次の表４およ
び表５に３５と１８ｋｇ／ｃｍ2Ｇとについてそれぞれ
示す。タービン入口圧６０，７０，８０ｋｇ／ｃｍ2Ｇ
に対するＬＮＧポンプ動力は、効率を７０％とすると、
循環ポンプ分を含めてＬＮＧ１トンあたり８．６，１
０．３，１１．９ｋＷＨとなる。
スの送出圧力が３５と１８ｋｇ／ｃｍ2Ｇとの２つのケ
ースで比較し、気化圧力と加熱度とを変え出力に与える
影響を評価した。天然ガス膨張タービンの効率は８８％
とする。ＬＮＧ１トンに対する算出結果を次の表４およ
び表５に３５と１８ｋｇ／ｃｍ2Ｇとについてそれぞれ
示す。タービン入口圧６０，７０，８０ｋｇ／ｃｍ2Ｇ
に対するＬＮＧポンプ動力は、効率を７０％とすると、
循環ポンプ分を含めてＬＮＧ１トンあたり８．６，１
０．３，１１．９ｋＷＨとなる。
【００２５】
【表４】
【００２６】
【表５】
【００２７】また冷熱発電に要したポンプ必要動力を、
天然ガスの３５と１８ｋｇ／ｃｍ2Ｇ送出に必要なポン
プ送出圧をそれぞれ４５と２５ｋｇ／ｃｍ2Ｇとして、
その必要動力を差し引いて試算した結果を表４および表
５の自己消費動力として示す。両方の場合とも、天然ガ
スタービン入口圧を上げるほど、ＬＮＧポンプの自己消
費動力以上に出力が得られることが判る。前述のタービ
ン入口圧としては、使用する熱交換器の耐圧性能等か
ら、７０ｋｇ／ｃｍ2Ｇ前後が妥当だと考えられる。次
に、タービン入口の加熱温度については、温度を上げる
ほど回収動力が増加するけれども、コンバインドサイク
ルの排熱回収ボイラを出た排ガスの温度を下げ過ぎる
と、煙突から白煙が生じ、ドレンが発生する。そこで排
ガス温度が８０℃以上となるようにシステム全体の運転
条件を決める必要がある。
天然ガスの３５と１８ｋｇ／ｃｍ2Ｇ送出に必要なポン
プ送出圧をそれぞれ４５と２５ｋｇ／ｃｍ2Ｇとして、
その必要動力を差し引いて試算した結果を表４および表
５の自己消費動力として示す。両方の場合とも、天然ガ
スタービン入口圧を上げるほど、ＬＮＧポンプの自己消
費動力以上に出力が得られることが判る。前述のタービ
ン入口圧としては、使用する熱交換器の耐圧性能等か
ら、７０ｋｇ／ｃｍ2Ｇ前後が妥当だと考えられる。次
に、タービン入口の加熱温度については、温度を上げる
ほど回収動力が増加するけれども、コンバインドサイク
ルの排熱回収ボイラを出た排ガスの温度を下げ過ぎる
と、煙突から白煙が生じ、ドレンが発生する。そこで排
ガス温度が８０℃以上となるようにシステム全体の運転
条件を決める必要がある。
【００２８】フロン系混合冷媒ランキンシステムとして
は、出力は混合フロンの組成と蒸発圧力とに依存する。
混合フロンは、オゾン破壊係数が０で市場性と蒸気圧お
よび凝固温度の関係から、ＨＦＣ−２３とＨＦＣ−１３
４ａとの組合せとし、混合組成よる出力に及ぼす影響を
評価する。また混合フロンの蒸発圧力がタービンに与え
る影響も評価する。まずオゾン破壊係数が０のＨＦＣ系
のフロン冷媒の物性を次の表６に示す。
は、出力は混合フロンの組成と蒸発圧力とに依存する。
混合フロンは、オゾン破壊係数が０で市場性と蒸気圧お
よび凝固温度の関係から、ＨＦＣ−２３とＨＦＣ−１３
４ａとの組合せとし、混合組成よる出力に及ぼす影響を
評価する。また混合フロンの蒸発圧力がタービンに与え
る影響も評価する。まずオゾン破壊係数が０のＨＦＣ系
のフロン冷媒の物性を次の表６に示す。
【００２９】
【表６】
【００３０】ＨＦＣ−２３は、凝固温度が低くＬＮＧと
の熱交換でも凍結するおそれはないけれども、単一媒体
とした場合は、蒸気タービンの水蒸気で加熱されると臨
界圧力近くまで上がり、フロン冷媒系の設計圧力を高く
しなければならなくなってしまう。そこで、沸点の高い
ＨＦＣ−１３４ａとの混合冷媒にすることによってこの
問題を解決する。次の表７は、ＨＦＣ−２３とＨＦＣ−
１３４ａとの組合せ組成と、１００％組成のＲ２２との
各温度における飽和圧力と大気圧での沸点、露点とを物
性推算で求めた値を示す。冷媒タービンの出口圧力は、
大気圧以上が必要とされ、また機器の設計温度は４０℃
前後である。従来冷熱発電で用いられているフロン冷媒
のＲ２２と同じ設計圧とするには、ＨＦＣ−２３のＭＯ
Ｌ比は４０〜４５％が適当である。また混合フロンを用
いると、沸点と露点とが異なるので、凝縮フロン液でタ
ービン出口ガスの液化に使えるため循環量が単一媒体よ
り増加し、出力を増やすことができる。
の熱交換でも凍結するおそれはないけれども、単一媒体
とした場合は、蒸気タービンの水蒸気で加熱されると臨
界圧力近くまで上がり、フロン冷媒系の設計圧力を高く
しなければならなくなってしまう。そこで、沸点の高い
ＨＦＣ−１３４ａとの混合冷媒にすることによってこの
問題を解決する。次の表７は、ＨＦＣ−２３とＨＦＣ−
１３４ａとの組合せ組成と、１００％組成のＲ２２との
各温度における飽和圧力と大気圧での沸点、露点とを物
性推算で求めた値を示す。冷媒タービンの出口圧力は、
大気圧以上が必要とされ、また機器の設計温度は４０℃
前後である。従来冷熱発電で用いられているフロン冷媒
のＲ２２と同じ設計圧とするには、ＨＦＣ−２３のＭＯ
Ｌ比は４０〜４５％が適当である。また混合フロンを用
いると、沸点と露点とが異なるので、凝縮フロン液でタ
ービン出口ガスの液化に使えるため循環量が単一媒体よ
り増加し、出力を増やすことができる。
【００３１】
【表７】
【００３２】次の表８は、タービン出口圧力が大気圧以
上となるＨＦＣ−２３組成を変えた場合の蒸気タービン
の復水温度に対するタービン出力と冷媒ポンプ動力との
関係を示す。タービン出口圧力は、ＬＮＧと混合フロン
との熱交換器での温度差が５℃以上となるように決めて
いる。フロンの蒸発温度は、復水温度−２℃とし、ター
ビン入口圧力はこの温度の飽和圧力とする。
上となるＨＦＣ−２３組成を変えた場合の蒸気タービン
の復水温度に対するタービン出力と冷媒ポンプ動力との
関係を示す。タービン出口圧力は、ＬＮＧと混合フロン
との熱交換器での温度差が５℃以上となるように決めて
いる。フロンの蒸発温度は、復水温度−２℃とし、ター
ビン入口圧力はこの温度の飽和圧力とする。
【００３３】
【表８】
【００３４】表８から、タービン出力は混合フロン組成
にほとんど影響されないことが判る。また復水温度を上
げれば、タービン出力が増加するけれども、コンバイン
ドサイクルと合わせた全体出力で評価する必要がある。
機器の設計圧力とタービン出力の面からは、ＨＦＣ−２
３とＨＦＣ−１３４ａのＭＯＬ組成は４０％〜４５％が
最適と考えられる。
にほとんど影響されないことが判る。また復水温度を上
げれば、タービン出力が増加するけれども、コンバイン
ドサイクルと合わせた全体出力で評価する必要がある。
機器の設計圧力とタービン出力の面からは、ＨＦＣ−２
３とＨＦＣ−１３４ａのＭＯＬ組成は４０％〜４５％が
最適と考えられる。
【００３５】ＬＮＧ気化に必要なコンバインドサイクル
の燃料と排ガスおよび送出ガス温度との関係を、次の表
９に示す。復水温度を変えた場合のシステム全体の出力
評価と排ガスおよび送出ガス温度の関係を示す表９か
ら、復水温度を２０℃の場合が燃料ｋｇあたりの出力が
大きくなり好ましいことが判る。ガス送出温度が排ガス
温度との関係で、０℃近くまで下がる問題はあるけれど
も、総発熱量あたりの効率は５３．９％に達する。
の燃料と排ガスおよび送出ガス温度との関係を、次の表
９に示す。復水温度を変えた場合のシステム全体の出力
評価と排ガスおよび送出ガス温度の関係を示す表９か
ら、復水温度を２０℃の場合が燃料ｋｇあたりの出力が
大きくなり好ましいことが判る。ガス送出温度が排ガス
温度との関係で、０℃近くまで下がる問題はあるけれど
も、総発熱量あたりの効率は５３．９％に達する。
【００３６】
【表９】
【００３７】本実施形態を用いると、ＬＮＧの冷熱を有
効に回収することができる。従来のＬＮＧ受入れ基地で
ＬＮＧ気化のための海水ポンプや配管の他取水・排水設
備等を必要としたのに対し、本システムを採用すること
で保安用海水だけで済ますことができる。たとえば年間
受入れ量が５００万トンの規模では、冬季のガスの最大
送出量は約１２００ｔ／ｈであり、その気化に必要な海
水量はＬＮＧ１ｔにつき４０ｔであるので、約４８００
０ｔ／ｈの海水が必要となる。
効に回収することができる。従来のＬＮＧ受入れ基地で
ＬＮＧ気化のための海水ポンプや配管の他取水・排水設
備等を必要としたのに対し、本システムを採用すること
で保安用海水だけで済ますことができる。たとえば年間
受入れ量が５００万トンの規模では、冬季のガスの最大
送出量は約１２００ｔ／ｈであり、その気化に必要な海
水量はＬＮＧ１ｔにつき４０ｔであるので、約４８００
０ｔ／ｈの海水が必要となる。
【００３８】図５は、年間受入れ規模５００万トンの平
均所要動力を、送出ガス圧力を１０ｋｇ／ｃｍ2Ｇ，４
０ｋｇ／ｃｍ2Ｇ，７０ｋｇ／ｃｍ2Ｇとした場合につい
て示す。このうち海水ポンプに関連する約２０００ＫＷ
の動力を、本実施形態を採用することによって削減する
ことができる。
均所要動力を、送出ガス圧力を１０ｋｇ／ｃｍ2Ｇ，４
０ｋｇ／ｃｍ2Ｇ，７０ｋｇ／ｃｍ2Ｇとした場合につい
て示す。このうち海水ポンプに関連する約２０００ＫＷ
の動力を、本実施形態を採用することによって削減する
ことができる。
【００３９】また火力発電所では、運転が８時〜２２時
までの１４時間とすると、約１０００ｔ／ｈの天然ガス
を燃料として、７００万ＫＷ／ｈの発電を行うことがで
きる。海水の温度上昇を１０℃とすれば、４３万ｔ／ｈ
もの冷却海水が必要となり、その海水ポンプ動力は約１
８０００ＫＷとなる。本実施形態を用いれば、冷却海水
が不要となるため、その約５％の９００ＫＷを削減する
ことができる。
までの１４時間とすると、約１０００ｔ／ｈの天然ガス
を燃料として、７００万ＫＷ／ｈの発電を行うことがで
きる。海水の温度上昇を１０℃とすれば、４３万ｔ／ｈ
もの冷却海水が必要となり、その海水ポンプ動力は約１
８０００ＫＷとなる。本実施形態を用いれば、冷却海水
が不要となるため、その約５％の９００ＫＷを削減する
ことができる。
【００４０】図６は、都市ガスの送出パターンを示す。
本実施形態を用いると、ＬＮＧ気化設備の能力を、設備
稼働率の関係で８時〜２２時の１４時間に対応させ、ピ
ーク時間帯は保安用海水設備を用いた他の形式のＬＮＧ
気化器で対応する。５００万トン規模の基地では、約６
００ｔ／ｈのＬＮＧを本実施形態のシステムで処理し、
電力需要の大きい時間帯にＬＮＧ１ｔ／ｈあたり約４０
０ＫＷ発電して、全体で２４万ＫＷの電力供給が可能と
なる。このうち約４万ＫＷが冷熱発電による出力とな
り、全体としては総発熱量ベースで効率が５３％を超え
るシステムとなる。ＬＮＧの気化や発電のための熱源や
冷却用の海水設備や熱交換機器が不要となり、設備的に
も経済的なシステムとなる。
本実施形態を用いると、ＬＮＧ気化設備の能力を、設備
稼働率の関係で８時〜２２時の１４時間に対応させ、ピ
ーク時間帯は保安用海水設備を用いた他の形式のＬＮＧ
気化器で対応する。５００万トン規模の基地では、約６
００ｔ／ｈのＬＮＧを本実施形態のシステムで処理し、
電力需要の大きい時間帯にＬＮＧ１ｔ／ｈあたり約４０
０ＫＷ発電して、全体で２４万ＫＷの電力供給が可能と
なる。このうち約４万ＫＷが冷熱発電による出力とな
り、全体としては総発熱量ベースで効率が５３％を超え
るシステムとなる。ＬＮＧの気化や発電のための熱源や
冷却用の海水設備や熱交換機器が不要となり、設備的に
も経済的なシステムとなる。
【００４１】
【発明の効果】以上のように本発明によれば、液化天然
ガスの有する冷熱を混合フロンランキンサイクルのフロ
ン冷媒の凝縮と、循環する天然ガスの凝縮とに有効に利
用することができ、発電量の増加として取出すことがで
きる。海水などに冷熱を捨てる必要がなくなるので、海
水の使用量も削減することができ、海水ポンプや配管の
他、取水や排水設備を簡素化することができる。
ガスの有する冷熱を混合フロンランキンサイクルのフロ
ン冷媒の凝縮と、循環する天然ガスの凝縮とに有効に利
用することができ、発電量の増加として取出すことがで
きる。海水などに冷熱を捨てる必要がなくなるので、海
水の使用量も削減することができ、海水ポンプや配管の
他、取水や排水設備を簡素化することができる。
【００４２】また本発明によれば、オゾンを破壊しない
ＨＦＣ−２３およびＨＦＣ−１３４ａのフロンを混合
し、低温特性がよく設計圧力を高める必要がない冷媒を
得ることができる。
ＨＦＣ−２３およびＨＦＣ−１３４ａのフロンを混合
し、低温特性がよく設計圧力を高める必要がない冷媒を
得ることができる。
【００４３】また本発明によれば、低温側膨張タービン
を出た循環天然ガスの液化天然ガスによる凝縮を、２つ
のプレートフィン式熱交換器に分割して行うので、高温
側プレートフィン式熱交換器および低温側プレートフィ
ン式熱交換器の温端温度差をそれぞれ小さくし、混合フ
ロン冷媒の循環量を増大させることができる。
を出た循環天然ガスの液化天然ガスによる凝縮を、２つ
のプレートフィン式熱交換器に分割して行うので、高温
側プレートフィン式熱交換器および低温側プレートフィ
ン式熱交換器の温端温度差をそれぞれ小さくし、混合フ
ロン冷媒の循環量を増大させることができる。
【図１】本発明の実施の一形態の構成を示す配管系統図
である。
である。
【図２】図１のガスタービン側の熱バランスを示す図で
ある。
ある。
【図３】図１の液化天然ガス側の熱バランスを示す図で
ある。
ある。
【図４】図１の実施形態に用いる混合フロン冷媒の特性
を示すグラフである。
を示すグラフである。
【図５】ＬＮＧ基地での平均所要動力を示すグラフであ
る。
る。
【図６】都市ガスの送出パターンを示すグラフである。
【図７】ＬＮＧの冷熱を用いて発電を行うための基本的
構成を示す系統図である。
構成を示す系統図である。
１０ ＬＮＧ主ポンプ １２ ＬＮＧ凝縮器 １４ フロン凝縮器 １６ ＬＮＧ加温器 １８ ＬＮＧ気化器 １９ ＬＮＧ過熱器 ２０ ＬＮＧ高圧側膨張タービン ２２ ＬＮＧ低圧側膨張タービン ２４ ＬＮＧ循環ポンプ ２７ 空気圧縮器 ２８ 燃焼器 ２９ ガスタービン ３０ 排熱回収ボイラ ３１ フロンポンプ ３４ フロン蒸発器 ３６ フロン膨張タービン ３８ 水ポンプ ３９ 蒸気タービン ４０，４１ 発電機
Claims (3)
- 【請求項１】 液化天然ガスの冷熱を利用して凝縮させ
る混合フロン冷媒が循環する混合フロンランキンサイク
ルと、 このランキンサイクル内に設けられ、混合フロン冷媒蒸
気によって駆動される膨張タービンと、 気化した高圧の天然ガスによって駆動される高圧側膨張
タービンと、 高圧側膨張タービンから排出される天然ガスの一部が凝
縮して液化天然ガスに戻る途中の循環経路に設けられ、
循環する天然ガスによって駆動される低圧側膨張タービ
ンと、 高圧側膨張タービンから排出される天然ガスの残部が燃
焼されるガスタービンと、 ガスタービンの排熱を利用して水を蒸発させる蒸気ター
ビンランキンサイクルと、 このランキンサイクル内の水蒸気によって駆動される蒸
気タービンと、 各膨張タービンおよびガスタービンによって回転駆動さ
れる発電機とを含み、 排蒸気の凝縮潜熱を利用して混合フロンと液化天然ガス
の蒸発と気化した天然ガスの常温までの加温とを行う熱
交換手段と、 蒸気タービンランキンサイクル内で利用したガスタービ
ンからの排熱の残量で常温まで加温された高圧側膨張タ
ービンに導く前の天然ガスを過熱させるガス過熱手段と
を備えることを特徴とする液化天然ガスを用いる冷熱発
電装置。 - 【請求項２】 前記混合フロン冷媒は、ＨＦＣ−２３が
４０〜５０ＭＯＬ％およびＨＦＣ−１３４ａが６０〜５
０ＭＯＬ％である組成を有することを特徴とする請求項
１記載の液化天然ガスを用いる冷熱発電装置。 - 【請求項３】 前記循環経路の低圧側膨張タービンから
排出される天然ガスと、混合フロン冷媒から吸熱した液
化天然ガスとが熱交換を行う高温側プレートフィン式熱
交換器と、 高温側プレートフィン式熱交換器から出た天然ガスと混
合フロン冷媒から吸熱する前の液化天然ガスとが熱交換
を行う低温側プレートフィン式熱交換器とをさらに含む
ことを特徴とする請求項１または２記載の液化天然ガス
を用いる冷熱発電装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP31265495A JPH09151707A (ja) | 1995-11-30 | 1995-11-30 | 液化天然ガスを用いる冷熱発電装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP31265495A JPH09151707A (ja) | 1995-11-30 | 1995-11-30 | 液化天然ガスを用いる冷熱発電装置 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH09151707A true JPH09151707A (ja) | 1997-06-10 |
Family
ID=18031821
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP31265495A Pending JPH09151707A (ja) | 1995-11-30 | 1995-11-30 | 液化天然ガスを用いる冷熱発電装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH09151707A (ja) |
Cited By (7)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
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| KR20160140958A (ko) | 2014-04-19 | 2016-12-07 | 마사시 다다 | 냉열 발전 시스템, 냉열 발전 시스템을 구비하는 에너지 시스템 및 냉열 발전 시스템의 이용 방법 |
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-
1995
- 1995-11-30 JP JP31265495A patent/JPH09151707A/ja active Pending
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