LNG（液化天然ガス）用ボイルオフガス圧縮機の開発

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やすもりいくのや
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技術報告 LNG( 液化天然ガス ) 用ボイルオフガス圧縮機の開発 LNG( 液化天然ガス ) 用ボイルオフガス圧縮機の開発 Development of LNG Boil Off Gas Compressor 平隼也児嶋伸士宮本寛志立山省吾 Toshiya Taira Shinji Kojima Hiroshi

運搬時に必要となるボイルオフガス圧縮機の開発に際し実施した検討内容について紹介する Synopsis Recently, in connection with shale gas revolution and global environment problem, natural gas is increasingly

In this paper, we present recent achievements in the development of Boil Off Gas compressor needed to store and transport liquefied gas. 1.

需要増加とともに市場が拡大している図 1 に LNG 用 BOG 圧縮機の使用系統図を示す 1 LNG をタンク内に貯蔵している 2タンクへの外気からの熱侵入または LNG を再液化装置に用いた際に熱が加わるため BOG が発生する 3 BOG を圧縮機により圧縮する 4 圧縮した BOG は用途によって

1 技術報告 LNG( 液化天然ガス ) 用ボイルオフガス圧縮機の開発 LNG( 液化天然ガス ) 用ボイルオフガス圧縮機の開発 Development of LNG Boil Off Gas Compressor 平隼也児嶋伸士宮本寛志立山省吾 Toshiya Taira Shinji Kojima Hiroshi Miyamoto Shogo Tateyama 要旨近年シェールガス革命や地球環境問題に関連し天然ガスへの注目が高まっている産出された天然ガスの貯蔵運搬には大きく分けて二通りあり 1つは気体として利用する方法もう 1 つは液体として利用する方法である本報では液化貯蔵運搬時に必要となるボイルオフガス圧縮機の開発に際し実施した検討内容について紹介する Synopsis Recently, in connection with shale gas revolution and global environment problem, natural gas is increasingly attracting attention. The methods to store and transport natural gas are roughly divided into two use modes, gas and liquid. In this paper, we present recent achievements in the development of Boil Off Gas compressor needed to store and transport liquefied gas. 1. 緒言近年圧縮機の技術進歩に伴いその使用用途は多様化しているその中でも地球温暖化などの環境問題により注目されている液化天然ガス (Liquefied Natural Gas これ以降 LNG と表記 ) の運搬貯蔵時に使用されるボイルオフガス圧縮機 ( これ以降 BOG 圧縮機と表記 ) は世界的な LNG 需要増加とともに市場が拡大している図 1 に LNG 用 BOG 圧縮機の使用系統図を示す 1 LNG をタンク内に貯蔵している 2タンクへの外気からの熱侵入または LNG を再液化装置に用いた際に熱が加わるため BOG が発生する 3 BOG を圧縮機により圧縮する 4 圧縮した BOG は用途によってガスとして使用されるかあるいは再液化装置に送られる 5 送られたガスは再液化装置内でさらに冷却されることで液化されタンクに戻る図 1 BOG 圧縮機の使用系統図 LNG 用 BOG 圧縮機では気化したガスの温度が -150 ~ -120 と極低温であり従来の圧縮機構ではラビリンス機能が保持できない為ラビリンス機能が可能となる LNG 用 BOG 圧縮機の開発を行った広島製作所産機部 Industrial Machinery Dept., Hiroshima Plant (102) 日本製鋼所技報 N o. 6 5( )

2. 構造検討 LNG 用 BOG 圧縮機は -150 の極低温ガスを取り扱うため接ガス部に使用される材料は低温脆性を考慮し慎重に選定することが必要であるまた極低温用圧縮機の構造としては低温ガスの温度影響を配管シリンダ等のガス流路部のみに留めることで駆動部を従来のまま使用できる構造とした 2.1. シリンダ構造について 2.

の通りシリンダ内に冷却水の流路 ( これ以降はシリンダジャケットと表記 ) を設けた構造となっておりその理由として下記の 2 点が挙げられる図 2 圧縮機の基本構造 1 吸入ガスと吐出ガスの温度差によって発生する熱変形を防ぐ ( 隙間変化による処理量減ピストンとの接触を防ぐ )

2 極低温用シリンダ構造 -150 のガスを圧縮する場合吐出ガスの温度は圧縮比によって若干変動するが -50 近傍となるそのためシリンダの温度としては吐出温度で安定したとしても - 80 程度になり従来の構造を使用した場合シリンダジャケット内にどのような流体を流しても凍結してしまい温度維持ができず

2 2. 構造検討 LNG 用 BOG 圧縮機は -150 の極低温ガスを取り扱うため接ガス部に使用される材料は低温脆性を考慮し慎重に選定することが必要であるまた極低温用圧縮機の構造としては低温ガスの温度影響を配管シリンダ等のガス流路部のみに留めることで駆動部を従来のまま使用できる構造とした 2.1. シリンダ構造について従来のシリンダ構造ラビリンス式圧縮機はピストンとシリンダの間に隙間を持たせピストンに刻まれたラビリンス溝によって非接触のガスシールを行うことが可能であるまたこの非接触シールがガスのクリーン性とメンテナンス間隔の向上に寄与しておりこれがラビリンス式圧縮機の長所である従来のシリンダの構造は図 3 の通りシリンダ内に冷却水の流路 ( これ以降はシリンダジャケットと表記 ) を設けた構造となっておりその理由として下記の 2 点が挙げられる図 2 圧縮機の基本構造 1 吸入ガスと吐出ガスの温度差によって発生する熱変形を防ぐ ( 隙間変化による処理量減ピストンとの接触を防ぐ ) 2ガス圧縮に伴う温度変化がシリンダに伝わりさらにフレームに伝わらないようにする極低温用シリンダ構造 -150 のガスを圧縮する場合吐出ガスの温度は圧縮比によって若干変動するが -50 近傍となるそのためシリンダの温度としては吐出温度で安定したとしても - 80 程度になり従来の構造を使用した場合シリンダジャケット内にどのような流体を流しても凍結してしまい温度維持ができず熱変形を防ぐことができないまた凍結膨張によりシリンダジャケットが破壊する可能性も考えられるそこで極低温下でも使用できる材料の中でも製造容易性を考慮し線膨張係数の小さい材料を用いることで熱変形を最小とし図 4 に示すようなシリンダジャケットを取り除いた構造としたしかしながらこのシリンダ構造ではフレームへの熱影響を防ぐことができないそこでシリンダとフレームとの間に熱的防護のための流体を流すことができるサーマルバリアを設置する構造を採用した図 3 シリンダ ( ジャケット有 ) 図 4 シリンダ ( ジャケット無 ) (103)

LNG 液化天然ガス用ボイルオフガス圧縮機の開発図 5 に従来構造と極低温構造の違いを示す ②設計プログラム改造のための性能確認現在当社の圧縮機の設計には独自の計算プログラムを用いているそこで新構造に対しても同プログラムを使用できるようにするために極低温ガスにおける圧縮機の型式選定に用いる吸入圧力および吸入温度圧縮比を変化させた場合の温度変化および圧縮機性能の指標の 1

1 新構造の妥当性の確認 2 項にて説明した新構造を採用した試験機で極低温運転 2 項の対応を行った極低温試験用圧縮機の仕様を表 1 に示すこれにより低温窒素ガス液体窒素を使用流体として以下の 2 点の検証試験を行ったを行った図 6 は極低温運転を行った際の温度と圧力であり図 7 は運転中のシリンダを示す図 6 にあるように実際の LNG 用 BOG 圧縮機と同等の

3 LNG 液化天然ガス用ボイルオフガス圧縮機の開発図 5 に従来構造と極低温構造の違いを示す ②設計プログラム改造のための性能確認現在当社の圧縮機の設計には独自の計算プログラムを用いているそこで新構造に対しても同プログラムを使用できるようにするために極低温ガスにおける圧縮機の型式選定に用いる吸入圧力および吸入温度圧縮比を変化させた場合の温度変化および圧縮機性能の指標の 1 つである流量変化を測定しプログラムを改訂した表 1 極低温試験用圧縮機の仕様図5 3. 従来構造と極低温構造の違い検証試験および結果 3.1 新構造の妥当性の確認 2 項にて説明した新構造を採用した試験機で極低温運転 2 項の対応を行った極低温試験用圧縮機の仕様を表 1 に示すこれにより低温窒素ガス液体窒素を使用流体として以下の 2 点の検証試験を行ったを行った図 6 は極低温運転を行った際の温度と圧力であり図 7 は運転中のシリンダを示す図 6 にあるように実際の LNG 用 BOG 圧縮機と同等の -150 で圧縮運転を行いカバー ①新構造の妥当性の確認等よりガスの外部への漏れもなくフレーム温度も 0 以上熱変形の影響を考慮した構造にて極低温運転を行いであったことから運転は可能であると判断したそこで運転前後の各部の寸法および摩耗状況を比較し健全性次に新構造の妥当性を確認するためラビリンス式圧縮機を確認することで各部で検討した熱収縮対策の妥当性をの性能を左右するピストンとシリンダとの隙間の評価を行っ確認したた方法としては試験前後のピストンおよびシリンダの内径を比較検討することで評価した図7 図6 104 シリンダ運転試験中運転試験時の温度および圧力変化日本製鋼所技報 No

3.1.1 ピストンとシリンダの摩耗状況運転試験前後でシリンダには摩耗はほとんどなく製作時の許容寸法内に収まっていたが図 8 に示すようにピストンスリーブの上部に偏摩耗が確認されたこのピストンスリーブの偏摩耗の原因は低温運転時のシリンダの熱変形によりスリーブが部分的に接触したものと考えられる図 9 は冷却によるシリンダの熱変形を FEM 解析した結果である

2 設計プログラムへの低温補正導入設計時に一番重要となる圧縮機の流量を確認した図 10 は図 6 の運転における推定理論流量と実測流量であるガス温度が低下していくにつれて従来構造に関する流量算出式で推定した理論流量と実測流量に差が生じ実測流量が理論流量より最大で約 20% 少ない値となった試験後の圧縮機の各部を確認し構造的な問題が起きていないことからこの流量減少の原因として

4 3.1.1 ピストンとシリンダの摩耗状況運転試験前後でシリンダには摩耗はほとんどなく製作時の許容寸法内に収まっていたが図 8 に示すようにピストンスリーブの上部に偏摩耗が確認されたこのピストンスリーブの偏摩耗の原因は低温運転時のシリンダの熱変形によりスリーブが部分的に接触したものと考えられる図 9 は冷却によるシリンダの熱変形を FEM 解析した結果である上部のみが偏摩耗した理由としてはガスの圧縮により吐出側のガスは暖められ吸入側に撓むように収縮したシリンダとピストンの吐出側が接触したことによるものと考えられるまた運転前後の各寸法を確認したところ偏磨耗があった上部は若干の隙間増加があったものの値としては小さいことから現状の設計でも問題ないと判断した図 8 運転試験後のピストンスリーブ 3.2 設計プログラムへの低温補正導入設計時に一番重要となる圧縮機の流量を確認した図 10 は図 6 の運転における推定理論流量と実測流量であるガス温度が低下していくにつれて従来構造に関する流量算出式で推定した理論流量と実測流量に差が生じ実測流量が理論流量より最大で約 20% 少ない値となった試験後の圧縮機の各部を確認し構造的な問題が起きていないことからこの流量減少の原因としてガス起因とする圧縮機の吸込み不足が考えられ要因として以下 2 点が考えられる 1 つ目は漏れガスの増加である漏れガスとはピストンとシリンダとの隙間を通って圧縮吐出行程の圧縮室から吸入膨張行程の圧縮室に流れ込むガスである図 9 冷却によるシリンダの熱変形上述の隙間が増加してラビリンスのシール機能が低下すればこの漏れガスが増加し圧縮機の吐出流量が減少することになる 2 つ目はシリンダを通過するガスの温度上昇である低温ガスがシリンダの各部を通過する際に熱をもらいガスは温度上昇および膨張を起こすしかしピストン径は温度上昇膨張前の圧力温度条件を基に設計されているため必要な処理量を出せなくなる図 10 運転試験時の推定理論流量および実測流量 (105)

この温度上昇は図 11 に示すように大きく分けて 4 箇所での温度上昇が考えられる各部での温度上昇の原因は異なり各弁室 1, 4での温度上昇は大気との間の熱授受圧縮室 2での温度上昇はガス圧縮による発生熱と大気との間の熱授受漏れガス3は圧縮により昇温したガスが吸入ガスと混ざることが原因であると考えられる温度上昇の可能性がある部位 1 吸入側弁室 2 圧縮室 3 漏れガス 4 吐出側弁室

この温度上昇の原因としてガス圧縮による発生熱が考えられるこの熱はガスの圧縮行程によって発生するがこの発生熱によるシリンダ内での温度上昇メカニズムを図 12 に示すシリンダ内での温度上昇のメカニズム 1 圧縮により昇温したガスがシリンダ壁を加熱する 2 暖められたシリンダ壁は次に吸入されたガスを加熱する図 11 シリンダ内で起きる温度上昇図 12 温度上昇メカニズムこの 2

5 この温度上昇は図 11 に示すように大きく分けて 4 箇所での温度上昇が考えられる各部での温度上昇の原因は異なり各弁室 1, 4での温度上昇は大気との間の熱授受圧縮室 2での温度上昇はガス圧縮による発生熱と大気との間の熱授受漏れガス3は圧縮により昇温したガスが吸入ガスと混ざることが原因であると考えられる温度上昇の可能性がある部位 1 吸入側弁室 2 圧縮室 3 漏れガス 4 吐出側弁室次に 2および 3の圧縮室内での温度上昇を考えるそこで考えられる原因は大気との間の熱授受ガス圧縮による発生熱圧縮昇温された漏れガスである大気との間の熱授受はシリンダ外表面に堆積した霜が断熱材として働くため温度上昇への影響は小さいまた圧縮吐出行程の圧縮室から吸入膨張行程の圧縮室に流れ込む圧縮昇温された漏れガスは量的には少なくこれも温度上昇への影響は小さいしたがってこの温度上昇の原因としてガス圧縮による発生熱が考えられるこの熱はガスの圧縮行程によって発生するがこの発生熱によるシリンダ内での温度上昇メカニズムを図 12 に示すシリンダ内での温度上昇のメカニズム 1 圧縮により昇温したガスがシリンダ壁を加熱する 2 暖められたシリンダ壁は次に吸入されたガスを加熱する図 11 シリンダ内で起きる温度上昇図 12 温度上昇メカニズムこの 2 つの要因の内 1 つ目の漏れガスの増加は運転中に起きる熱収縮による隙間の増加量を算出したところ影響としては小さく本項目が流量減少の主な原因とは考え難いそこで 2 つ目の通過時の温度上昇について測定を行ったまず図 11 における 1および 4となる各弁室の温度測定を行ったところその温度に基づく理論流量は実測流量から大きく離れており各弁室での大気との間の熱の授受が温度上昇の主な原因とは考えられないしかしこのガス圧縮による発生熱を取り去ることは難しいことから温度影響を考慮した設計が必要となってくるそこで試験結果を基に温度上昇の推算式を作成した推算式の入力項目として設計時に判明している条件を採用し実際の設計時にも使用できるものとした (1 5) 図 13 は温度補正式を用いて流量補正した結果である温度が安定するまでは実際の流量と大きく異なっているが温度が安定すると実測流量に近い結果となった図 13 流量検討結果 ( 温度補正式 ) (106) 日本製鋼所技報 N o. 6 5( )

6 3.3 実ガスでの運転当社内での検証試験が完了後 A 社のテストプラントにおいて天然ガスによる実ガス運転を行った図 15 の通り吸入圧力吐出圧力吸入温度を変化させた運転を行い改造を行った設計プログラムの信頼性ラビリンス / コンタクト式ロッドパッキンのシール性シリンダ / フレーム間に設けたサーマルバリアの効果を確認した設計プログラムの信頼性実ガス運転を通して改造した設計プログラムの信頼性を確認することは必須項目でありこの運転において圧縮機の重要な性能指標の一つである流量に関して検証を行った検証の結果定常運転時の設計プログラムによる流量の計算値と実測値との間に性能に影響を与えるような差異はなかったことから改造した設計プログラムの信頼性を確認することができたラビリンス / コンタクト式ロッドパッキンのシール性圧縮機のロッドパッキンにはユーティリティの使用を可能な限り少なくするためにシールガスが不要なラビリンス / コンタクト式を採用している液化エチレンの温度域までのガスに対してそのシール性は実証されているが LNG の温度域では初めての試みであるそこで実ガス運転時におけるロッドパッキンのシール性を検証するためシール性が損なわれると圧力上昇を示すディスタンスピース内 ( 図 14 を参照 ) の圧力を測定したその結果運転前後においてディスタンスピース内で圧力上昇が見られなかったことからシール性に問題がないことが確認できたサーマルバリアの効果実ガス運転時に熱媒に汎用の不凍液を使用して図 5 に示したサーマルバリアの常時循環運転を行ったなお不凍液をヒータによる熱媒の加熱は行わず低温運転におけるシリンダサーマルバリアフレーム各部の温度変化を測定した吸入ガスすなわちシリンダ入口温度が -100 の際シリンダ底部外壁で -15 サーマルバリア外壁で +5 フレーム上部では +15 程度との測定結果が得られたこれによりサーマルバリアによるフレームの冷却を抑制する効果が実証できた 4. 結言本報告では LNG 用 BOG 圧縮機の開発を行った際の検討事項および検討結果を紹介したこの開発にて新構造での運転を実証するとともに -150 での実際の運転データに基づいた設計プログラムの改造により正確な圧縮機の設計を行うことができるようになった現在は世界的な需要増加に伴い拡大する LNG 用 BOG 圧縮機の市場に改造された設計プログラムを用いて対応している 5. 参考文献 1) 日本機械学会編 : 機械学便覧基礎編 a2 機械工学 P ) 日本機械学会編 : 機械学便覧応用システム編 γ2 流体機械 P ) 栗野誠一, 葛岡常雄著 : 伝熱工学 P ) 数森敏郎著 : 新版圧縮機 P ) 日本機械学会著 : 伝熱ハンドブック P 図 14 シリンダ構造図 15 実ガスでの運転データ (107)

軸受内部すきまと予圧 δeff =δo (δf +δt ) (8.1) δeff: 運転すきま mm δo: 軸受内部すきま mm δf : しめしろによる内部すきまの減少量 mm δt: 内輪と外輪の温度差による内部すきまの減少量 mm (1) しめしろによる内部すきまの減少量しめしろを与えて軸受

軸受内部すきまと予圧 δeff =δo (δf +δt ) (8.1) δeff: 運転すきま mm δo: 軸受内部すきま mm δf : しめしろによる内部すきまの減少量 mm δt: 内輪と外輪の温度差による内部すきまの減少量 mm (1) しめしろによる内部すきまの減少量しめしろを与えて軸受軸受内部すきまと予圧 8. 軸受内部すきまと予圧 8. 1 軸受内部すきま軸受内部すきまとは, 軸又はハウジングに取り付ける前の状態で, 図 8.1に示すように内輪又は外輪のいずれかを固定して, 固定されていない軌道輪をラジアル方向又はアキシアル方向に移動させたときの軌道輪の移動量をいう移動させる方向によって, それぞれラジアル内部すきま又はアキシアル内部すきまと呼ぶ軸受内部すきまを測定する場合は,