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WO2015159894A1 - 冷熱利用システム、冷熱利用システムを備えるエネルギシステム、及び冷熱利用システムの利用方法 - Google Patents

冷熱利用システム、冷熱利用システムを備えるエネルギシステム、及び冷熱利用システムの利用方法 Download PDF

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WO2015159894A1
WO2015159894A1 PCT/JP2015/061508 JP2015061508W WO2015159894A1 WO 2015159894 A1 WO2015159894 A1 WO 2015159894A1 JP 2015061508 W JP2015061508 W JP 2015061508W WO 2015159894 A1 WO2015159894 A1 WO 2015159894A1
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WO
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pressure
gas
cold
liquefied gas
point
Prior art date
Application number
PCT/JP2015/061508
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English (en)
French (fr)
Inventor
雅史 多田
Original Assignee
雅史 多田
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 雅史 多田 filed Critical 雅史 多田
Priority to JP2015547195A priority Critical patent/JP5885114B1/ja
Priority to CN201580020615.3A priority patent/CN106460571A/zh
Priority to GB1617810.5A priority patent/GB2540080B/en
Priority to KR1020167032107A priority patent/KR101716751B1/ko
Publication of WO2015159894A1 publication Critical patent/WO2015159894A1/ja
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    • Y02E20/00—Combustion technologies with mitigation potential
    • Y02E20/16—Combined cycle power plant [CCPP], or combined cycle gas turbine [CCGT]

Definitions

  • the present invention relates to a cold energy utilization system that uses cold energy of a low-temperature liquefied gas stored in a storage tank, an energy system that includes the cold energy utilization system, and a method of using the cold energy utilization system.
  • LNG liquefied natural gas
  • Liquefied natural gas is obtained by cooling natural gas (NG) produced in a foreign production area using electric power and liquefying it.
  • the liquefied natural gas that has been liquefied and reduced in volume is imported by an LNG transport tanker.
  • the liquefied natural gas is usually vaporized by an open rack type vaporizer or the like at an import site.
  • the heat and energy of the liquefied natural gas is discarded in the seawater by exchanging heat between the liquefied natural gas and the seawater.
  • FIG. 15 shows the result of estimating the cold utilization of liquefied natural gas imported into Japan in one year. Most of the thermal energy is not recovered but discarded.
  • a cold energy utilization system that utilizes the cold energy of liquefied natural gas is known.
  • a cold power generation system is known as a cold heat utilization system.
  • an existing thermal power generation system there are a Rankine cycle system, a direct expansion system, and a combination thereof.
  • the Rankine cycle method condenses a working fluid (intermediate medium) such as hydrocarbons or chlorofluorocarbons by the cold heat of liquefied natural gas in a condenser, and vaporizes the condensed working fluid in a vaporizer. Then, power is generated by driving the turbine with the vaporized working fluid.
  • a working fluid such as hydrocarbons or chlorofluorocarbons
  • power is generated by driving the turbine with the vaporized working fluid.
  • liquefied natural gas is vaporized in a vaporizer, and power is generated by driving a turbine with the vaporized natural gas.
  • the combined use type cooling and power generation system is a combination of the Rankine cycle method and the direct expansion method as seen in, for example, Patent Documents 1 and 2 below.
  • the combined system has a higher recovery rate of effective chilled natural gas energy (cold energy) and higher power generation capacity than the Rankine cycle system and the direct expansion system, respectively.
  • the liquefied natural gas chilling exergy (effective energy) is directly expanded by the temperature exergy that condenses the working fluid circulating in the Rankine cycle and the natural gas vaporized by heat exchange with the working fluid. It is used as pressure exergy to drive a turbine of the type.
  • FIG. 16 is the figure which illustrated the part which can utilize the cold heat exergy for every LNG import base in the conventional cold energy utilization system.
  • FIG. 17 is a record table of the cold power generation system
  • FIG. 18 is a diagram illustrating a relationship between the gas delivery pressure and the power generation unit of the cold power generation in FIG. As shown in FIGS. 17 and 18, the power generation unit tends to decrease as the gas delivery pressure increases.
  • the gas delivery pressure has increased due to the widespread use of gas turbine combined cycle power generation in the electricity business and the increase in gas delivery volume in the gas business. For this reason, the ratio which is converted into the pressure exergy of the delivery gas in the cold exergy of liquefied natural gas increases, and the cold energy exergy that can be converted into electric power in the cold power generation system tends to decrease. As a result, the amount of power generated by the cold power generation system tends to decrease, and the cold power generation system is not widespread.
  • a booster pump that pressurizes a low-temperature liquefied gas stored in a storage tank to a predetermined pressure while being in a liquid state, and heats the liquefied gas boosted by the booster pump and a predetermined cold heat exchange target.
  • a primary device having a vaporizer that cools the cold heat exchange target and vaporizes the liquefied gas, and a secondary turbine driven by the vaporized gas that is the liquefied gas vaporized in the vaporizer
  • a process start point (C1) that defines the pressure and temperature of the gas stored in the storage tank on the Mollier diagram of the gas to be stored in the storage tank.
  • the point defining the predetermined pressure and temperature of the gas on the inlet side of the vaporizer is preovered.
  • the boost point (C2) is defined, and on the Mollier diagram, the turbine inlet point (C3), which is the point defining the pressure and temperature of the gas on the inlet side of the secondary turbine, or the outlet side of the carburetor Is defined as an intermediate point, and on the Mollier diagram, the point that defines the pressure and temperature of the gas at the outlet side of the secondary turbine is defined as an intermediate point.
  • a turbine outlet point (C4) is defined, and a value obtained by subtracting the enthalpy at the process start point from the enthalpy at the preover boost point is defined as a first enthalpy difference ( ⁇ h1), and the preover boost from the enthalpy at the intermediate point
  • the value obtained by subtracting the enthalpy at the point is defined as the second enthalpy difference ( ⁇ h2; ⁇ h2rank).
  • the work performed by the secondary turbine from the state at the turbine inlet point (C3), which is the point that defines the pressure and temperature of the gas on the inlet side of the secondary turbine, to the state at the turbine outlet point is determined as a third enthalpy.
  • ⁇ h3 Carnot defined as a difference ( ⁇ h3) and determined by a value obtained by subtracting the first enthalpy difference from an addition value of the second enthalpy difference and the third enthalpy difference, or a temperature of each of the preover boost point and the intermediate point
  • the predetermined pressure is equal to the total enthalpy difference. Characterized in that it is Zui to set.
  • the low-temperature liquefied gas stored in the storage tank is boosted by a booster pump while being in a liquid state up to a predetermined pressure.
  • the vaporizer which comprises a primary apparatus
  • prescribed cold-heat exchange object (intermediate medium) are heat-exchanged.
  • the cold heat exchange object is cooled, and the liquefied gas is vaporized to become a vaporized gas.
  • the secondary turbine which comprises a secondary apparatus is driven with the vaporization gas which flowed out from the vaporizer.
  • the cold exergy of the low-temperature liquefied gas stored in the storage tank is used as a temperature exergy for cooling the cold heat exchange target in the primary device and a pressure exergy for driving the turbine in the secondary device.
  • the inventor of the present application uses the total enthalpy difference based on the first enthalpy difference, the second enthalpy difference, and the third enthalpy difference in order to grasp the utilization efficiency of the liquefied gas cooling heat energy.
  • the total enthalpy difference indicates that the higher the value is, the higher the utilization efficiency of the liquefied gas for cold heat exergy.
  • the total enthalpy difference depends on the gas pressure at the pre-over boost point, and by setting the pressure at the pre-over boost point corresponding to the total enthalpy difference, which increases the use efficiency of the cold heat energy, to the predetermined pressure.
  • the utilization efficiency of cold heat exergy can be increased. In view of this point, in the present invention, it is possible to increase the utilization efficiency of the cold heat energy by setting the predetermined pressure based on the total enthalpy difference.
  • the gas delivery pressure on the secondary turbine outlet side increases.
  • the gas delivery pressure on the secondary turbine outlet side can be freely set and controlled.
  • the cold energy utilization system of the present invention can be embodied as follows, for example.
  • the cold energy utilization system includes a booster pump that boosts a low-temperature liquefied gas stored in a storage tank to a predetermined pressure equal to or higher than the critical pressure in a liquid state, and the liquefied gas boosted by the booster pump and the predetermined pressure.
  • a booster pump that boosts a low-temperature liquefied gas stored in a storage tank to a predetermined pressure equal to or higher than the critical pressure in a liquid state
  • 1 having a vaporizer that cools the cold heat exchange target and vaporizes the liquefied gas by exchanging heat with the cold heat exchange target (intermediate medium) while maintaining the pressure of the liquefied gas at the critical pressure or higher.
  • a secondary device having a secondary turbine driven by the vaporized gas that is the liquefied gas vaporized in the vaporizer.
  • the step of vaporizing the liquefied gas in the vaporizer while maintaining the state at or above the critical pressure is for efficiently using the cold energy exergy of the liquefied gas. More specifically, the larger the difference between the enthalpy of the liquefied gas at the vaporization process inlet (C2) and the enthalpy of the vaporized gas at the vaporization process outlet (C3 or CA), the larger the cold energy exergy of the liquefied gas used in the primary device. The rate of conversion to temperature exergy increases.
  • the recovery of the cold exergy using the vaporizer of the primary device involves heat transfer.
  • the recovery rate of cold exergy accompanied by heat transfer is lower than the efficiency of recovering cold exergy by driving the secondary turbine with gas pressure exergy. For this reason, when the ratio converted into the temperature exergy used in the primary device in the cold exergy of the liquefied gas is increased, the utilization efficiency of the cold exergy is reduced.
  • the pressure of the liquefied gas to be equal to or higher than the critical pressure
  • the enthalpy of the liquefied gas after the vaporization process inlet for example, the enthalpy in the boiling curve of the Mollier diagram
  • the enthalpy of the vaporized gas at the vaporization process outlet for example, The difference (so-called latent heat of vaporization) from the enthalpy in the condensation curve of the Mollier diagram becomes small.
  • the utilization efficiency of the liquefied gas cold exergy can be enhanced as viewed from the whole cold utilization system.
  • the figure which shows the outline of a cold energy power generation system The figure which shows the outline of the cold power generation process on a Mollier diagram.
  • Calculation result of equation (1) “ ⁇ h2 + ⁇ h3 ⁇ h1” when the secondary expansion turbine inlet temperature (T3) is 20 ° C.
  • the Mollier diagram for demonstrating the definition of 2nd enthalpy difference (DELTA) h2rank concerning other embodiment.
  • the calculation result of Formula (4) “ ⁇ ⁇ ⁇ h2rank + ⁇ h3 ⁇ h1” when the secondary expansion turbine inlet temperature (T3) according to another embodiment is 20 ° C.
  • the calculation result of Formula (4) “ ⁇ ⁇ ⁇ h2rank + ⁇ h3 ⁇ h1” when the secondary expansion turbine inlet temperature (T3) according to another embodiment is 50 ° C.
  • the cold power generation system generates power using the cold heat of liquefied natural gas (LNG) stored in the storage tank 10.
  • LNG liquefied natural gas
  • an example is shown in which the cold power generation system is applied to a vaporizer that vaporizes liquefied natural gas stored in the storage tank 10 and sends it to the outside as natural gas (NG).
  • NG natural gas
  • the liquefied natural gas stored in the storage tank 10 is pressurized by the primary pump 11 and supplied to the secondary pump 12.
  • the supplied liquefied natural gas is further pressurized by the secondary pump 12.
  • the liquefied natural gas pressurized by the secondary pump 12 is supplied to the first vaporizer 13 and the tertiary pump 14.
  • the first vaporizer 13 heats and vaporizes the liquefied natural gas by exchanging heat between the liquefied natural gas supplied from the secondary pump 12 and the heat medium.
  • an open rack type vaporizer ORV
  • normal temperature water is used as a heat medium in the first vaporizer 13.
  • the tertiary pump 14 is a booster pump that further boosts the liquefied natural gas supplied from the secondary pump 12 to the pre-over boost pressure.
  • the liquefied natural gas boosted by the tertiary pump 14 is supplied to the main vaporizer 15.
  • the main vaporizer 15 evaporates the liquefied natural gas into natural gas by exchanging heat between the supplied liquefied natural gas and the working fluid (intermediate medium) of the Rankine cycle.
  • a shell and tube type vaporizer (STV) is used as the main vaporizer 15.
  • petroleum gas (PG) is used as the working fluid (intermediate medium).
  • the main vaporizer 15 constitutes a Rankine cycle primary power generator.
  • the primary power generator includes a circulation pump 16, an intermediate medium evaporator 17, and a primary turbine generator 18 in addition to the main vaporizer 15.
  • the main vaporizer 15 functions as a condenser that condenses the working fluid by cooling the working fluid circulating in the Rankine cycle with the liquefied natural gas pressurized by the tertiary pump 14.
  • the working fluid (intermediate medium) condensed in the main vaporizer 15 is supplied to the intermediate medium evaporator 17 by the circulation pump 16.
  • the intermediate medium evaporator 17 vaporizes the working fluid by exchanging heat between the low-temperature working fluid and the heat medium.
  • STV is used as the intermediate medium evaporator 17
  • normal temperature water (seawater) or hot water having a temperature higher than that of normal temperature water is used as the heat medium in the intermediate medium evaporator 17.
  • the hot water is generated by, for example, waste heat energy of a nearby factory.
  • the working fluid vaporized in the intermediate medium evaporator 17 flows into the primary expansion turbine of the primary turbine generator 18 and drives the primary expansion turbine.
  • the generator of the primary turbine generator 18 generates power by driving the primary expansion turbine.
  • the primary power generation device generates power by using the cold natural exergy of the liquefied natural gas stored in the storage tank 10 as the temperature exergy.
  • the natural gas flowing out from the main vaporizer 15 is supplied to the first heater 19.
  • the first heater 19 heats the natural gas to increase the temperature by exchanging heat between the supplied natural gas and the heat medium.
  • a heat medium in the 1st heater 19 normal temperature water (seawater) or warm water can be used, for example.
  • the natural gas heated in the first heater 19 flows into the secondary expansion turbine of the secondary turbine generator 20 and drives the secondary expansion turbine.
  • the generator of the secondary turbine generator 20 generates electric power by driving the secondary expansion turbine. In this way, by using the cold natural exergy of liquefied natural gas as the pressure exergy, the direct expansion type secondary power generator generates power.
  • FIG. 1 shows a configuration with only one secondary expansion turbine, the configuration is not limited to this.
  • a multi-stage expansion type configuration in which a secondary expansion turbine and a heater for reheating gas flowing out from the secondary expansion turbine are alternately connected may be used.
  • the natural gas flowing out from the secondary expansion turbine of the secondary turbine generator 20 is supplied to the second heater 21.
  • the second heater 21 heats the natural gas and raises the temperature by exchanging heat between the natural gas and the heat medium.
  • the natural gas heated in the second heater 21 and the natural gas vaporized in the first vaporizer 13 merge and are sent out to the gas conduit as city gas, for example. Thereby, natural gas is supplied to an external supply destination.
  • carburetor 13 may be sent to each of independent gas conduits, without joining.
  • This setting method is based on the following formula (1), formula (3), or formula (4) depending on the embodiment.
  • ⁇ htotal ⁇ h2 + ⁇ h3 ⁇ h1 (1)
  • ⁇ h1 is referred to as a first enthalpy difference
  • ⁇ h2 is referred to as a second enthalpy difference
  • ⁇ h3 is referred to as a third enthalpy difference
  • ⁇ htotal is referred to as a total enthalpy difference.
  • each operation point of the cold utilization process (cold power generation process) in the Mollier diagram shown in FIG. 2 will be described first.
  • the state of the liquefied natural gas stored in the storage tank 10 is indicated by a first point C1
  • the state of the liquefied natural gas boosted by the tertiary pump 14 is indicated by a second point C2.
  • the state of the natural gas at the inlet of the secondary expansion turbine of the secondary turbine generator 20 is indicated by a third point C3, and the state of the natural gas at the outlet of the secondary expansion turbine is indicated by a fourth point C4.
  • the state of the natural gas at the outlet of the two heater 21 is indicated by a fifth point C5.
  • the pressure and temperature at the first point C1 are defined as the first pressure P1 and the first temperature T1
  • the pressure at the second point C2 is defined as the second pressure P2.
  • the transition of the operating point from the first point C1 to the second point C2 follows an isentropic change (adiabatic compression). Further, the pressure and temperature at the third point C3 are defined as a third pressure P3 and a third temperature T3. In the present embodiment, the transition of the operating point from the second point C2 to the third point C3 follows a constant pressure change. For this reason, the third pressure P3 and the second pressure P2 are equal.
  • the pressure and temperature at the fourth point C4 are defined as a fourth pressure P4 and a fourth temperature T4. Further, the pressure and temperature at the fifth point C5 are defined as a fifth pressure P5 and a fifth temperature T5.
  • the fifth temperature T5 and the third temperature T3 are equal.
  • the first enthalpy difference ⁇ h1 is defined as a value obtained by subtracting the specific enthalpy at the first point C1 from the specific enthalpy at the second point C2.
  • the second enthalpy difference ⁇ h2 is defined as a value obtained by subtracting the specific enthalpy at the second point C2 from the specific enthalpy at the third point C3.
  • the third enthalpy difference ⁇ h3 is a secondary expansion from the third point C3 to the fourth point C4 so that the operating point does not enter the liquid phase side of the gas-liquid equilibrium curve B on the Mollier diagram.
  • the condition that the operating point does not enter the liquid phase side of the gas-liquid equilibrium curve B on the Mollier diagram is that gas re-condensation is prevented and erosion or erosion of the secondary expansion turbine occurs. This is to avoid damage.
  • FIG. 2 illustrates the case where four-stage expansion is performed.
  • the hot water is used as the heat medium, and the natural gas is heated up to the third temperature T3 according to the isobaric change.
  • the positional relationship between the object and the environmental temperature that is, the cryogenic liquefied gas is vaporized by the thermal energy of the environmental temperature without adding fuel, whereas the water vapor is vaporized by heating with the fuel. This is because the temperature is raised from the environmental temperature to a predetermined temperature.
  • Cold energy temperature energy + pressure energy (2) Is converted.
  • the temperature exergy recovery rate is lower than the pressure exergy recovery rate due to the restriction of the second law of thermodynamics (Carnot efficiency). Therefore, in order to increase the recovery rate of the cold heat energy, it is effective to convert the cold energy into pressure energy rather than temperature energy. That is, a method for converting cold energy into pressure energy more effectively is effective.
  • a method of vaporizing the liquefied gas while being pressurized to a high pressure is appropriate. From the Mollier diagram of the liquefied gas, as the gas is vaporized at a higher pressure, the latent heat of vaporization of the liquefied gas becomes smaller and the enthalpy difference in the vaporization process becomes smaller, but the pressure exergy of the vaporized gas increases conversely.
  • the total enthalpy difference ⁇ htotal represented by the above formula (1) takes a maximum value at a certain second pressure P2.
  • the second pressure P2 corresponding to this maximum value to the pre-over boost pressure
  • the pressure is an absolute pressure.
  • FIG. 3 shows an example in which each parameter of natural gas in the pressure increasing process (isentropic change) from the first point C1 to the second point C2 is calculated using REFPROP.
  • the critical point of the natural gas is indicated by A1
  • the operating point at which the natural gas pressure becomes the crimpon denver is indicated by A2.
  • the calculation result of the amount of natural gas that can be used by the natural gas having the above composition from ⁇ 162 ° C. to 20 ° C. was 906 kJ / kg.
  • the first pressure P1 at the first point C1 was set to 0.101 MPa, and the first temperature T1 was set to ⁇ 162 ° C.
  • the third temperature T3 is set to 20 ° C.
  • room temperature water is used as the heat medium in the first heater 19 and the second heater 21.
  • the first enthalpy difference ⁇ h1 is proportional to the second pressure P2. For this reason, as shown in FIG. 4A, the first enthalpy difference ⁇ h1 increases as the second pressure P2 increases.
  • the transition line of the operating point from the first point C1 to the second point C2 is substantially parallel to the isenthalpy line (indicated by a one-dot chain line in FIG. 2). It becomes. For this reason, liquefied natural gas can be made into a high voltage
  • the second enthalpy difference ⁇ h2 decreases as the second pressure P2 increases. This is because the specific enthalpy at the second point C2 increases as the second pressure P2 increases.
  • the specific enthalpy of the third point C3 starts to increase around 42 MPa, but on the other hand, the specific enthalpy of the second point C2 also increases as the gas pressure increases. Therefore, as shown in FIG. 4B, the second enthalpy difference ⁇ h2 continues to decrease.
  • the third enthalpy difference ⁇ h3 increases as the second pressure P2 increases. This is because the density of the gas flowing into the secondary expansion turbine increases as the second pressure P2 increases. In particular, the gradient of the increase in the third enthalpy difference ⁇ h3 with respect to the increase in the second pressure P2 until the second pressure P2 is close to the critical pressure is larger than the gradient when the second pressure P2 is higher than the critical pressure. . In addition, the third enthalpy difference ⁇ h3 increases as the fourth pressure P4 decreases. This is because the lower the outlet pressure of the secondary expansion turbine, the more work done by the secondary expansion turbine. FIG.
  • FIG. 4C shows the calculation result of the third enthalpy difference ⁇ h3 when the fourth pressure P4 is set every 0.1 MPa in the range of 0.2 to 1.0 MPa.
  • the third enthalpy difference ⁇ h3 becomes substantially the same value as the addition value of the second enthalpy difference ⁇ h2 and the first enthalpy difference ⁇ h1 as the second pressure P2 is increased ( ⁇ h3 ⁇ h1 + ⁇ h2).
  • FIG. 5 shows the relationship between the total enthalpy difference ⁇ htotal calculated by substituting the first, second and third enthalpy differences ⁇ h1, ⁇ h2, and ⁇ h3 calculated by the above-described method into the above equation (1) and the second pressure P2. Show.
  • the second pressure P2 indicating the highest conversion efficiency is specified by the total enthalpy difference ⁇ htotal.
  • the second pressure P2 that maximizes the total enthalpy difference ⁇ htotal is specified as 6.8 MPa that is substantially close to the critical pressure.
  • the second pressure P2 at which the total enthalpy difference ⁇ htotal is first maximized is specified as 6.8 MPa.
  • the second pressure P2 indicating the highest conversion efficiency shows the same value even if the gas pressure at the fourth point C4 (the same value as the gas delivery pressure at the fifth point C5) is changed.
  • FIG. 5 shows the calculation result of the total enthalpy difference ⁇ htotal when the fourth pressure P4 is set every 0.1 MPa in the range of 0.2 to 1.0 MPa.
  • the value of the ⁇ 3 enthalpy difference h3 is calculated as the amount of exergy (Flow Exergy) of the third point C3 with the fifth point C5 as a reference point in this calculation. Since exergy is not a stored amount, it cannot generally be treated as the same amount of energy for state change. However, in the above formula (1), there is no problem because the total amount of energy at a specific process point is observed.
  • the third temperature T3 is set to 50 ° C.
  • hot water generated by exhaust heat energy is used as the heat medium of the first heater 19
  • normal temperature water is used as the heat medium in the second heater 21.
  • the first enthalpy difference ⁇ h1 increases as the second pressure P2 increases. Since the first enthalpy difference ⁇ h1 is determined by the specific enthalpies of the first point C1 and the second point C2, the calculation result of FIG. 6A is the same as the calculation result of FIG. is there.
  • the second enthalpy difference ⁇ h2 decreases as the second pressure P2 increases, and the third enthalpy difference ⁇ h3 increases as shown in FIG. 6C. It gets bigger.
  • FIG. 7 shows the relationship between the total enthalpy difference ⁇ htotal calculated by substituting the first, second, and third enthalpy differences ⁇ h1, ⁇ h2, ⁇ h3 calculated by the above-described method into the above equation (1) and the second pressure P2.
  • the second pressure P2 indicating the highest conversion efficiency is specified by the total enthalpy difference ⁇ htotal.
  • the second pressure P2 at which the total enthalpy difference is maximized is specified as 9.4 MPa which is equal to or higher than the critical pressure (and cricon denbar).
  • the second pressure P2 indicating the highest conversion efficiency shows the same value even if the gas pressure at the fourth point C4 (the same value as the gas delivery pressure at the fifth point C5) is changed.
  • the pre-over boost pressure indicating the maximum conversion efficiency is specified by the above equation (1), and the pre-over boost pressure indicating the maximum conversion efficiency is similarly specified even if the temperature of the vaporization heat source and the gas delivery pressure are changed. Is done.
  • the pre-over-boost pressure that converts the liquefied gas cooling exergy into work (electric power) at maximum efficiency can be specified by specifying the two conditions of the composition of the liquefied gas and the temperature of the vaporization heat source. Yes.
  • the final pressure at the system outlet vaporized gas delivery pressure
  • the total enthalpy difference ⁇ htotal is determined, and the output (generated power) of the power generator of the entire system is specified. can do.
  • FIG. 8 shows the total enthalpy difference ⁇ htotal of the above equation (3) calculated based on the enthalpy differences ⁇ h1, ⁇ h2, ⁇ h3 and the efficiency coefficient ⁇ of FIG. 4 when the third temperature T3 is 20 ° C. .
  • the efficiency coefficient ⁇ is set to 0.621 which is the theoretical thermal efficiency of the Carnot cycle.
  • the second pressure P2 at which the total enthalpy difference was the maximum was calculated as 9.7 MPa, which is a pressure equal to or higher than the klycon denvar, regardless of the magnitude of the fourth pressure P4. .
  • 9.7 MPa a pressure equal to or higher than the klycon denvar
  • FIG. 9 shows the total enthalpy difference ⁇ htotal of the above equation (3) calculated based on the enthalpy differences ⁇ h1, ⁇ h2, ⁇ h3 and the efficiency coefficient ⁇ of FIG. 4 when the third temperature T3 is 50 ° C.
  • the second pressure P2 at which the total enthalpy difference ⁇ htotal is maximized is calculated as 14.1 MPa, which is a pressure equal to or higher than the Krykondenvar, regardless of the magnitude of the fourth pressure P4. It was. For this reason, when setting the 3rd temperature T3 to 50 degreeC, the trial calculation result that the power conversion efficiency of a thermal exergy was maximized was obtained by setting a preover boost pressure to 14.1 MPa.
  • the present inventor uses the LNG supercritical pressure, cold, energy, power, generation (LSG) system as the LNG supercritical pressure, cold power generation system. I decided to call it.
  • LSG LNG supercritical pressure, cold, energy, power, generation
  • the third temperature T3 the second and third enthalpy differences ⁇ h2 and ⁇ h3 can be increased, and the temperature difference between the cooling and heating sources can be increased, and the theoretical thermal efficiency of the Carnot cycle can be increased. Can be high. As a result, it is possible to increase the power conversion efficiency of the cold heat energy in the LSG. Further, by increasing the third temperature T3, the number of stages of expansion and reheating from the third point C3 to the fourth point C4 can be reduced, and the equipment cost of the LSG can be reduced.
  • the power conversion efficiency of the thermal exergy can be increased by setting the preover boost pressure using the concept of the total enthalpy difference ⁇ htotal. That is, the greater the difference ⁇ h2 between the enthalpy of liquefied natural gas at the natural gas vaporization process inlet (second point C2) and the natural gas enthalpy at the vaporization process outlet (third point C3), the greater the cold exergy of liquefied natural gas.
  • the rate of conversion into temperature exergy used in the Rankine cycle primary power generator increases.
  • the Rankine cycle includes an irreversible process of heat transfer.
  • the recovery rate (for example, 20 to 30%) of the cold heat energy in the primary power generation apparatus is lower than the recovery rate (for example, 70 to 80%) of the cold heat energy in the direct expansion type secondary power generation apparatus. Therefore, from the above equation (2), if the ratio of the liquefied natural gas cooling exergy converted to the temperature exergy used in the primary power generator is increased, the power conversion efficiency of the cooling exergy will be reduced. Conversely, if the rate of conversion into temperature exergy is lowered, the power conversion efficiency of the cold heat exergy can be increased.
  • the difference ⁇ h2 between the enthalpy of the liquefied natural gas at the vaporization process inlet of the main vaporizer 15 and the natural gas enthalpy at the vaporization process outlet is reduced by setting the preover boost pressure to a high pressure (for example, higher than the critical pressure). Therefore, the latent heat of vaporization of gas in the vaporization process (enthalpy between gas-liquid boundary lines in the Mollier diagram in FIG. 2) becomes small, and the latent heat of vaporization becomes invisible above the Krykon Denver pressure. Thereby, although the cold heat energy which is converted into temperature exergy decreases, the cold heat energy which is converted into pressure exergy increases.
  • the power generation amount of the Rankine cycle primary power generation device is reduced, the power generation amount of the direct expansion type secondary power generation device having a higher recovery rate (power conversion rate) of cold heat exergy than the Rankine cycle method is to be increased. Can do. As a result, the power conversion efficiency of the liquefied natural gas cold heat energy can be increased when viewed from the whole cold power generation system.
  • the natural gas is maintained in the main vaporizer 15 while maintaining the pressure of the natural gas higher than the CLICON denver. Will be vaporized. Thereby, the power conversion efficiency of cold heat energy can further be improved. That is, the liquefied natural gas that is a non-azeotropic mixture is condensed if the pressure is higher than the critical pressure but less than the cricon denver. Therefore, by setting the preover boost pressure to a pressure equal to or higher than the crimpon denver, the liquefied natural gas is vaporized without going through the gas-liquid mixed phase in the vaporization step.
  • the latent heat of vaporization of the liquefied natural gas is not seen in the vaporization step, and the latent heat of vaporization of the liquefied natural gas used for condensation of the working fluid circulating in the Rankine cycle can be reduced. Therefore, compared with the structure which vaporizes liquefied natural gas through a gas-liquid mixed phase, the cold-heated exergy converted into temperature exergy can be decreased more. As a result, it is possible to further increase the cold heat energy that is converted into pressure exergy, and to further increase the power conversion efficiency of the cold heat energy of the entire system.
  • FIG. 10 shows a natural gas liquefaction process (LNG) together with the cold power generation process (LSG) according to the present embodiment.
  • LNG natural gas liquefaction process
  • LSG cold power generation process
  • the liquefaction process is pressurized after the natural gas is pressurized to near the critical pressure to avoid the gas-liquid mixing region, and then cooled, so multi-stage compression (Adiabatic Compression), precooling (Precooling), liquefaction (Liquefaction), supercooling ( Subcooling) and Joule-Thomson Throttling.
  • the efficiency coefficient ⁇ used for calculating the total enthalpy difference is the Carnot cycle's theoretical thermal efficiency, but is not limited thereto, and the efficiency coefficient ⁇ is set to 0 according to the specifications of the LSG to be calculated. And may be set to a value less than the theoretical thermal efficiency.
  • the cold energy of the liquefied natural gas is converted into mechanical energy that drives the primary expansion turbine of the primary power generator.
  • the cold energy may be used as it is, and may be converted into energy for cooling the refrigerated warehouse or producing liquefied carbon dioxide.
  • the second enthalpy difference ⁇ h2 may be defined as a value obtained by subtracting the specific enthalpy at the second point C2 from the specific enthalpy at the third point C3 without using the efficiency coefficient ⁇ .
  • the second enthalpy difference is defined as a value obtained by subtracting the specific enthalpy at the second point C2 from the specific enthalpy at the third point C3.
  • the present invention is not limited to this, and is defined as described below, for example. Also good.
  • the state of natural gas at the outlet of the main vaporizer 15 is indicated by point A CA.
  • the second enthalpy difference ⁇ h2rank may be defined as a value obtained by subtracting the specific enthalpy at the second point C2 from the specific enthalpy at the A point CA.
  • the total enthalpy difference ⁇ htotal in this case is expressed by the following equation.
  • the efficiency coefficient ⁇ is defined as a value that is equal to or lower than the theoretical thermal efficiency of the Carnot cycle determined by each of the second temperature T2 at the second point C2 and the gas temperature at the A point CA and is greater than zero.
  • the working fluid in the Rankine cycle of the primary power generator is, for example, LPG (propane)
  • the temperature at the point A is set to, for example, ⁇ 44 ° C.
  • FIG. 12 shows the total enthalpy calculated by substituting the first and third enthalpy differences ⁇ h1 and ⁇ h3 and the second enthalpy difference ⁇ h2rank in FIG. 4 into the above equation (4) when the third temperature T3 is 20 ° C.
  • the relationship between the difference ⁇ htotal and the second pressure P2 is shown. Further, in FIG.
  • the third temperature T3 when the third temperature T3 is set to 20 ° C., the total enthalpy of the above equation (4) is increased when the second pressure P2 is increased from 0 regardless of the magnitude of the fourth pressure P4.
  • the second pressure P2 at which the difference ⁇ htotal first reached a maximum was calculated as 6.0 MPa. For this reason, the preover boost pressure can be set to 6.0 MPa.
  • the third temperature T3 when the third temperature T3 is set to 50 ° C., when the second pressure P2 is increased from 0 regardless of the magnitude of the fourth pressure P4, the above equation (4) is satisfied.
  • the second pressure P2 at which the total enthalpy difference ⁇ htotal was first maximized was calculated as 6.5 MPa.
  • the preover boost pressure can be set to 6.5 MPa.
  • FIG. 12 and FIG. 13 show an example in which the preover boost pressure is specified as a pressure lower than the critical pressure, the present invention is not limited to this.
  • the second pressure P2 when the second pressure P2 is increased from 0, the second pressure P2 at which the total enthalpy difference ⁇ htotal of the above equation (4) first maximizes is specified as a pressure equal to or higher than the critical pressure. There may be cases. For this reason, when specifying a preover boost pressure using the above equation (4), the preover boost pressure may be specified as a pressure higher than the critical pressure.
  • the specification of the pre-over boost pressure using the above formulas (1), (3), and (4) is a process (third point C3) that is the optimum condition for converting the cold energy into electric power with the highest efficiency in the cold utilization process.
  • the expansion turbine inlet pressure is specified.
  • the primary generator of the primary turbine generator 18 and the secondary generator of the secondary turbine generator 20 are different from each other.
  • the present invention is not limited to this.
  • the generators of the primary and secondary turbine generators 18 and 20 may be a common generator.
  • the primary power generation apparatus uses a Rankine cycle, but is not limited to this, and may use a steam power cycle other than the Rankine cycle.
  • the second pressure P2 that maximizes the total enthalpy difference ⁇ htotal is set to the pre-over boost pressure, but is not limited thereto.
  • the second pressure P2 at which the total enthalpy difference ⁇ htotal is greater than 0 and less than the maximum value may be set as the preover boost pressure.
  • the low-temperature liquefied gas stored in the storage tank is not limited to liquefied natural gas, and may be, for example, liquefied petroleum gas, liquefied chlorofluorocarbon, or liquefied hydrogen.
  • LPG was used as the working fluid (intermediate medium) of the Rankine cycle, and the efficiency coefficient ⁇ was set to 0.136.
  • the existing cold power generation system will stop operation when commercial power from outside such as an electric power company is lost. For this reason, the existing cold power generation system cannot generate power even when it is a power generation system at the time of a power failure of a commercial power source.
  • the power source for control, seawater, and liquefied natural gas (specifically, the secondary pump) are used for the thermal power generation system (LSG) using the power of another emergency generator.
  • LSG is preferentially activated by supplying liquefied natural gas from 12).
  • the electric power generated by the LSG can be fed to the other manufacturing plant on the premises in a system linkage with the premises electric power, and the other manufacturing plants can be operated in order.
  • the LSG functions as an “emergency power supply device” in the event of an external commercial power supply loss or a power outage, and functions as a base load power supply for premises power during normal times.
  • Liquefied natural gas is produced using a large amount of electricity in the natural gas liquefaction process in foreign production areas, and then transported by tankers.
  • the LNG transport tanker transports “liquefied natural gas” + “liquefied power”. That is, LSG is a system that efficiently recovers and uses cooling power (low-cost power) used in natural gas production areas as power (high-cost power) in natural gas consumption areas. For this reason, the LNG transport tanker has the value of “liquefied natural gas carrier” and “electric power carrier”, and purchasing liquefied natural gas is the same as purchasing liquefied natural gas and local power.
  • the LNG transport tanker is divided into “liquefied natural gas carrier” and “electric power carrier” (the power value in the upstream (production area) and downstream (consumption area) of LNG.
  • electric power carrier the power value in the upstream (production area) and downstream (consumption area) of LNG.
  • liquefied natural gas is stored in storage tanks.
  • LSG that efficiently extracts the cold energy of liquefied natural gas creates the value of “liquefied natural gas storage” and “electric power storage” in the storage tank.
  • the liquefied natural gas storage tank as an electric power storage, contributes to the leveling of peak power consumption during the day and night and the improvement of the unit consumption of day and night power. Therefore, by configuring an energy system including a storage tank and an LSG, a business model is provided in which storage tanks storing liquefied natural gas are designated as “liquefied natural gas storage tanks” and “electric power storage stations”. be able to.
  • Businesses importing liquefied natural gas will use LSG's cold energy to generate power efficiently at the liquefied natural gas vaporization base, and self-consigned (outside the power generation site due to the revision of the Electric Business Law system) Power consumption), the total amount of power used by the facility in all areas of the operator can be self-sufficient. For this reason, a business model of “zero emission business” can be provided.
  • an energy system that includes LSG and liquefied natural gas liquefaction equipment, boil-off gas (BOG), which has been vaporized by natural heat input in the storage tank, is liquefied with nighttime power during the daytime. If the power is generated by LSG and the electric power is taken out, it is possible to equalize the amount of electric power used day and night. Therefore, it is possible to provide a business model of “leveling daytime and nighttime peak power”.
  • BOG boil-off gas
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Abstract

　本発明は極低温流体の超臨界圧発電（ＬＳＧ）であり、２次膨張タービン出口側のガス送出圧力を自在に制御しつつ、液化ガスの冷熱エクセルギの利用効率を高めることができる冷熱利用システムを提供する。　ＬＳＧは、低温液化ガスを、その臨界圧力以上の所定圧力まで液状態のまま昇圧する昇圧ポンプと、ランキンサイクル方式の１次発電装置と、直接膨張方式の２次発電装置とを備えている。液化ガスの冷熱エクセルギを有効利用するには、冷熱エクセルギを温度エクセルギよりも圧力エクセルギとして利用する方が効率的である。ＬＳＧは、冷熱エクセルギをより優位に圧力エクセルギに変換するものであり、液化ガス組成、加熱源温度及びガス送出圧力により、最高変換効率となる最適運転条件を決めることができる。一例として、ガス送出圧力が低い最大発電ケースでは、発電原単位は実機補正値で約４８６［ｋＪ／ｋｇ］（１３５［ｋＷｈ／ｔｏｎ］）となり、冷熱の約５４％相当を電力として回収できる。

Description

冷熱利用システム、冷熱利用システムを備えるエネルギシステム、及び冷熱利用システムの利用方法
　本発明は、貯蔵タンクに貯蔵された低温の液化ガスの冷熱を利用する冷熱利用システム、冷熱利用システムを備えるエネルギシステム、及び冷熱利用システムの利用方法に関する。
　低温の液化ガスとしては、例えば液化天然ガス（ＬＮＧ）が知られている。液化天然ガスは、外国の産地で産出された天然ガス（ＮＧ）を、電力を使用して冷却し液化したものである。液化して体積を減少させた液化天然ガスは、ＬＮＧ輸送タンカーで輸入される。液化天然ガスは、通常、輸入地においてオープンラック式気化器などで気化される。その際、液化天然ガスと海水を熱交換させることで、液化天然ガスの冷熱エネルギは海水中に廃棄される。なお図１５に、１年間に日本に輸入される液化天然ガスの冷熱利用状況を推定した結果を示す。冷熱エネルギの多くが回収されずに未利用のまま廃棄されている。
　そこで、冷熱エネルギを有効利用するために、液化天然ガスの冷熱エネルギを利用する冷熱利用システムが知られている。冷熱利用システムとしては、具体的には例えば、冷熱発電システムが知られている。既存の冷熱発電システムとしては、ランキンサイクル方式、直接膨張方式、及びそれらの併用方式のものがある。
　ランキンサイクル方式は、炭化水素やフロン等の作動流体（中間媒体）を凝縮器において液化天然ガスの冷熱によって凝縮させ、凝縮させた作動流体を気化器において気化させる。そして、気化させた作動流体によってタービンを駆動させることにより発電する。直接膨張方式のものは、液化天然ガスを気化器において気化させ、気化させた天然ガスによってタービンを駆動させることにより発電する。
　一方、併用方式の冷熱発電システムは、例えば下記特許文献１，２に見られるように、ランキンサイクル方式と直接膨張方式とを組み合わせたものである。併用方式のものは、ランキンサイクル方式及び直接膨張方式のそれぞれ単独のものよりも、液化天然ガスの有効冷熱エネルギ（冷熱エクセルギ）の回収率が高く、発電能力が高い。
特開平９－１５１７０７号公報 特開平５－３０２５０４号公報
　併用方式の冷熱発電システムにおいて、液化天然ガスの冷熱エクセルギ（有効エネルギ）は、ランキンサイクルを循環する作動流体を凝縮させる温度エクセルギと、上記作動流体との熱交換により気化された天然ガスで直接膨張方式のタービンを駆動させる圧力エクセルギとして用いられる。
　ここで、液化天然ガスの冷熱エクセルギのうち、ガス送出圧力エクセルギとして利用される分が多いと、図１６に示すように、冷熱利用可能分が減少する。なお図１６は、従来の冷熱利用システムにおけるＬＮＧ輸入基地ごとの冷熱エクセルギの利用可能分を例示した図である。
　このため、ガス供給先が要求するガス送出圧力が高い場合、直接膨張方式のタービンで利用できる圧力エクセルギが低下し、発電量が低下してしまう。図１７及び図１８に、冷熱発電システムの実績を示す。詳しくは、図１７は、冷熱発電システムの実績一覧表であり、図１８は、図１７におけるガス送出圧力と冷熱発電の発電原単位との関係を示す図である。図１７及び図１８に示すように、ガス送出圧力が高いほど、発電原単位が低下する傾向にある。
　特に近年では、電気事業におけるガスタービンコンバインドサイクル発電の普及、及びガス事業におけるガス送出量の増加により、ガス送出圧力が高くなっている。このため、液化天然ガスの冷熱エクセルギのうち送出ガスの圧力エクセルギに変換される割合が高くなり、冷熱発電システムにおいて電力に変換可能な冷熱エクセルギが減少傾向となっている。その結果、冷熱発電システムによる発電量が減少傾向となり、冷熱発電システムは普及していない。
　なお、冷熱発電システムに限らず、冷熱を利用するシステムであれば、ガス供給先が要求するガス送出圧力が高い場合に、直接膨張方式のタービンにおいて利用可能なガスの圧力エクセルギが低下してしまう問題が同様に生じ得る。また、この問題は、液化天然ガスに限らず、低温の液化ガスを用いる冷熱利用システムであれば同様に生じ得る。
　本発明は、直接膨張方式のタービン出口側のガス送出圧力を自在に設定，制御しつつ、液化ガスの冷熱エクセルギの利用効率を高めることができる冷熱利用システム及びその最適運転条件を提供することを主たる目的とする。
　上記課題を解決すべく、貯蔵タンクに貯蔵された低温の液化ガスを所定圧力まで液状態のまま昇圧する昇圧ポンプと、前記昇圧ポンプによって昇圧された前記液化ガスと所定の冷熱交換対象とを熱交換させることにより、前記冷熱交換対象を冷却させるとともに前記液化ガスを気化させる気化器を有する１次装置と、前記気化器において気化された前記液化ガスである気化ガスによって駆動される２次タービンを有する２次装置と、を備え、前記貯蔵タンクの貯蔵対象となるガスのモリエル線図上において、前記貯蔵タンクに貯蔵された状態の前記ガスの圧力及び温度を規定する点をプロセス開始点（Ｃ１）と定義し、前記モリエル線図上において、前記気化器の入口側における前記ガスの前記所定圧力及び温度を規定する点をプレオーバーブースト点（Ｃ２）と定義し、前記モリエル線図上において、前記２次タービンの入口側における前記ガスの圧力及び温度を規定する点であるタービン入口点（Ｃ３）、又は前記気化器の出口側における前記ガスの圧力及び温度を規定する点（ＣＡ）のいずれかを中間点と定義し、前記モリエル線図上において、前記２次タービンの出口側における前記ガスの圧力及び温度を規定する点をタービン出口点（Ｃ４）と定義し、前記プレオーバーブースト点におけるエンタルピから前記プロセス開始点におけるエンタルピを減算した値を第１エンタルピ差（Δｈ１）として定義し、前記中間点におけるエンタルピから前記プレオーバーブースト点におけるエンタルピを減算した値を第２エンタルピ差（Δｈ２；Δｈ２ｒａｎｋ）として定義し、前記２次タービンの入口側における前記ガスの圧力及び温度を規定する点であるタービン入口点（Ｃ３）における状態から前記タービン出口点における状態となるまでに前記２次タービンによってなされる仕事を第３エンタルピ差（Δｈ３）として定義し、前記第２エンタルピ差及び前記第３エンタルピ差の加算値から前記第１エンタルピ差を減算した値、又は前記プレオーバーブースト点及び前記中間点のそれぞれの温度によって定まるカルノーサイクルの理論熱効率以下の値であって０よりも大きい値である効率係数を前記第２エンタルピ差に乗算した値と前記第３エンタルピ差との加算値から、前記第１エンタルピ差を減算した値のいずれかを合計エンタルピ差（Δｈｔｏｔａｌ）として定義し、前記所定圧力は、前記合計エンタルピ差に基づいて設定されていることを特徴とする。
　本発明では、貯蔵タンクに貯蔵された低温の液化ガスを所定圧力まで液状態のまま昇圧ポンプによって昇圧させる。そして、１次装置を構成する気化器において、昇圧ポンプによって昇圧された液化ガスと所定の冷熱交換対象（中間媒体）とを熱交換させる。これにより、冷熱交換対象が冷却されるとともに、液化ガスが気化されて気化ガスとなる。そして、気化器から流出した気化ガスにより、２次装置を構成する２次タービンが駆動される。このように、貯蔵タンクに貯蔵された低温の液化ガスの冷熱エクセルギは、１次装置において冷熱交換対象を冷却させる温度エクセルギと、２次装置においてタービンを駆動させる圧力エクセルギとして用いられる。
　ここで本願発明者は、液化ガスの冷熱エクセルギの利用効率を把握するために、上記第１エンタルピ差、第２エンタルピ差、及び第３エンタルピ差に基づく合計エンタルピ差を用いることが有効であるとの知見を得た。詳しくは、合計エンタルピ差は、その値が大きいほど、液化ガスの冷熱エクセルギの利用効率が高いことを示す。そして、合計エンタルピ差は、プレオーバーブースト点におけるガス圧力に依存することを見出し、冷熱エクセルギの利用効率の高くなる合計エンタルピ差に対応するプレオーバーブースト点の圧力を上記所定圧力に設定することにより、冷熱エクセルギの利用効率を高めることができる。この点に鑑み、本発明では、合計エンタルピ差に基づいて所定圧力を設定することにより、冷熱エクセルギの利用効率を高めることができる。
　また、昇圧ポンプによって液化ガスの圧力を上昇させると、２次タービン出口側のガス送出圧力が上昇する。本発明では、昇圧ポンプによって液化ガスの圧力を昇圧（プレオーバーブースト）するため、２次タービン出口側のガス送出圧力を自在に設定，制御することができる。
　ここで、本発明の冷熱利用システムは、例えば以下のように具体化することができる。詳しくは、冷熱利用システムは、貯蔵タンクに貯蔵された低温の液化ガスを、その臨界圧力以上の所定圧力まで液状態のまま昇圧する昇圧ポンプと、前記昇圧ポンプによって昇圧された前記液化ガスと所定の冷熱交換対象（中間媒体）とを、前記液化ガスの圧力を前記臨界圧力以上に維持したまま熱交換させることにより、前記冷熱交換対象を冷却させるとともに前記液化ガスを気化させる気化器を有する１次装置と、前記気化器において気化された前記液化ガスである気化ガスによって駆動される２次タービンを有する２次装置と、を備えることを特徴とする。
　上記構成において、気化器において液化ガスをその臨界圧力以上の状態に維持したまま気化させる工程は、液化ガスの冷熱エクセルギを効率的に利用するためのものである。詳しくは、気化工程入口（Ｃ２）における液化ガスのエンタルピと、気化工程出口（Ｃ３又はＣＡ）における気化ガスのエンタルピとの差が大きいほど、液化ガスの冷熱エクセルギのうち、１次装置で用いられる温度エクセルギに変換される割合が高くなる。ここで、１次装置の気化器を用いた冷熱エクセルギの回収には、伝熱を伴う。伝熱を伴う冷熱エクセルギの回収率は、ガスの圧力エクセルギで２次タービンを駆動させて冷熱エクセルギを回収する効率よりも低い。このため、液化ガスの冷熱エクセルギのうち、１次装置で用いられる温度エクセルギに変換される割合が高くなることは、冷熱エクセルギの利用効率を低下させることにつながる。
　ここで、液化ガスの圧力を臨界圧力以上とすることにより、気化工程入口の後の液化ガスのエンタルピ（例えば、モリエル線図の沸騰曲線におけるエンタルピ）と、気化工程出口における気化ガスのエンタルピ（例えば、モリエル線図の凝縮曲線におけるエンタルピ）との差（いわゆる蒸発潜熱）が小さくなる。これにより、１次装置において温度エクセルギに変換される冷熱エクセルギが減少するものの、２次装置において圧力エクセルギに変換される冷熱エクセルギが増加する。したがって、気化器において液化ガスの圧力を臨界圧力以上に維持したまま熱交換させる本発明では、冷熱利用システム全体で見た場合において、液化ガスの冷熱エクセルギの利用効率を高めることができる。
冷熱発電システムの概略を示す図。 モリエル線図上における冷熱発電プロセスの概略を示す図。 天然ガスの各パラメータのＲＥＦＰＲＯＰによる計算例を示す図。 ２次膨張タービン入口温度（Ｔ３）が２０℃の場合の第１エンタルピ差Δｈ１、第２エンタルピ差Δｈ２、及び第３エンタルピ差Δｈ３の計算結果。 ２次膨張タービン入口温度（Ｔ３）が２０℃の場合の式（１）「Δｈ２＋Δｈ３－Δｈ１」の計算結果。 ２次膨張タービン入口温度（Ｔ３）が５０℃の場合の第１エンタルピ差Δｈ１、第２エンタルピ差Δｈ２、及び第３エンタルピ差Δｈ３の計算結果。 ２次膨張タービン入口温度（Ｔ３）が５０℃の場合の式（１）「Δｈ２＋Δｈ３－Δｈ１」の計算結果。 ２次膨張タービン入口温度（Ｔ３）が２０℃の場合の式（３）「α×Δｈ２＋Δｈ３－Δｈ１」の計算結果。 ２次膨張タービン入口温度（Ｔ３）が５０℃の場合の式（３）「α×Δｈ２＋Δｈ３－Δｈ１」の計算結果。 モリエル線図上における液化天然ガスの冷熱発電プロセスと、天然ガスの液化プロセスとを示す図。 その他の実施形態にかかる第２エンタルピ差Δｈ２ｒａｎｋの定義を説明するためのモリエル線図。 その他の実施形態にかかる２次膨張タービン入口温度（Ｔ３）が２０℃の場合の式（４）「α×Δｈ２ｒａｎｋ＋Δｈ３－Δｈ１」の計算結果。 その他の実施形態にかかる２次膨張タービン入口温度（Ｔ３）が５０℃の場合の式（４）「α×Δｈ２ｒａｎｋ＋Δｈ３－Δｈ１」の計算結果。 式（４）「α×Δｈ２ｒａｎｋ＋Δｈ３－Δｈ１」を用いた場合のガス送出圧力に対する発電量の試算結果の一例を示す図。 １年間に日本に輸入されるＬＮＧの冷熱利用状況の推定結果を示す図。 エネルギ情報工学研究会議の資料による従来の冷熱利用システムにおけるＬＮＧ輸入基地ごとの冷熱エクセルギの利用可能分を例示した図。 冷熱発電システムの実績一覧を示す図。 ガス送出圧力と冷熱発電システムの発電原単位との関係を示す図。
　以下、本発明を冷熱発電システムとして具体化した一実施形態について、図面を参照しつつ説明する。まず、図１を用いて、冷熱発電システムの全体構成について説明する。冷熱発電システムは、貯蔵タンク１０に貯蔵されている液化天然ガス（ＬＮＧ）の冷熱を利用して発電するものである。本実施形態では、冷熱発電システムを、貯蔵タンク１０に貯蔵されている液化天然ガスを気化し、天然ガス（ＮＧ）として外部に送出する気化装置に適用した例を示す。
　図示されるように、貯蔵タンク１０に貯蔵されている液化天然ガスは、プライマリーポンプ１１によって昇圧され、セカンダリポンプ１２に供給される。供給された液化天然ガスは、セカンダリポンプ１２によってさらに昇圧される。セカンダリポンプ１２によって昇圧された液化天然ガスは、第１気化器１３と、ターシャリーポンプ１４とに供給される。第１気化器１３は、セカンダリポンプ１２から供給された液化天然ガスと熱媒体とを熱交換させることにより、液化天然ガスを加熱して気化させる。本実施形態では、第１気化器１３として、オープンラック式の気化器（ＯＲＶ）を用いている。また、第１気化器１３における熱媒体として、常温の水（海水）を用いている。
　ターシャリーポンプ１４は、セカンダリポンプ１２から供給された液化天然ガスを、プレオーバーブースト圧力までさらに昇圧する昇圧ポンプである。ターシャリーポンプ１４によって昇圧された液化天然ガスは、メイン気化器１５に供給される。メイン気化器１５は、供給された液化天然ガスとランキンサイクルの作動流体（中間媒体）とを熱交換させることにより、液化天然ガスを気化させて天然ガスにする。本実施形態では、メイン気化器１５として、シェルアンドチューブ式の気化器（ＳＴＶ）を用いている。なお本実施形態では、上記作動流体（中間媒体）として石油ガス（ＰＧ）を用いている。
　上記メイン気化器１５は、ランキンサイクル方式の１次発電装置を構成する。１次発電装置は、メイン気化器１５に加え、循環ポンプ１６、中間媒体蒸発器１７、及び１次タービン発電機１８を備えている。１次発電装置において、メイン気化器１５は、ターシャリーポンプ１４によって昇圧された液化天然ガスで、ランキンサイクルを循環する作動流体を冷却することにより、作動流体を凝縮させる凝縮器として機能する。
　メイン気化器１５において凝縮された作動流体（中間媒体）は、循環ポンプ１６によって中間媒体蒸発器１７に供給される。中間媒体蒸発器１７は、低温の作動流体と熱媒体とを熱交換させることにより、作動流体を気化させる。本実施形態では、中間媒体蒸発器１７としてＳＴＶを用いており、中間媒体蒸発器１７における熱媒体として常温の水（海水）又は常温の水よりも温度の高い温水を用いている。温水は、例えば、近隣の工場の排熱エネルギによって生成されたものである。中間媒体蒸発器１７において気化された作動流体は、１次タービン発電機１８の１次膨張タービンに流入し、１次膨張タービンを駆動させる。１次膨張タービンの駆動により、１次タービン発電機１８の発電機が発電する。このように、貯蔵タンク１０に貯蔵された液化天然ガスの冷熱エクセルギが温度エクセルギとして用いられることにより、１次発電装置が発電する。
　メイン気化器１５から流出した天然ガスは、第１加熱器１９に供給される。第１加熱器１９は、供給された天然ガスと熱媒体とを熱交換させることにより、天然ガスを加熱して昇温させる。第１加熱器１９における熱媒体としては、例えば、常温の水（海水）又は温水を用いることができる。第１加熱器１９において加熱された天然ガスは、２次タービン発電機２０の２次膨張タービンに流入し、２次膨張タービンを駆動させる。２次膨張タービンの駆動により、２次タービン発電機２０の発電機が発電する。このように、液化天然ガスの冷熱エクセルギが圧力エクセルギとして用いられることにより、直接膨張方式の２次発電装置が発電する。なお図１には、２次膨張タービンが１つのみの構成を図示したが、この構成に限らない。２次膨張タービンと、２次膨張タービンから流出したガスを再加熱する加熱器とが交互に接続された多段膨張式の構成であってもよい。
　２次タービン発電機２０の２次膨張タービンから流出した天然ガスは、第２加熱器２１に供給される。第２加熱器２１は、天然ガスと熱媒体とを熱交換させることにより、天然ガスを加熱して昇温させる。第２加熱器２１における熱媒体としては、例えば常温の水（海水）を用いることができる。第２加熱器２１において加熱された天然ガスと、上記第１気化器１３において気化された天然ガスとは合流して、例えば都市ガスとしてガス導管に送出される。これにより、天然ガスが外部の供給先に供給される。なお、第２加熱器２１において加熱された天然ガスと、上記第１気化器１３において気化された天然ガスとは、合流することなく、独立したガス導管のそれぞれに送出されてもよい。
　続いて、ターシャリーポンプ１４によって昇圧される液化天然ガスの上記プレオーバーブースト圧力の設定手法について説明する。この設定手法は、実施形態により、下式（１）、式（３）又は式（４）に基づくものである。
　Δｈｔｏｔａｌ＝Δｈ２＋Δｈ３－Δｈ１　…　（１）
　上式（１）において、Δｈ１を第１エンタルピ差と称し、Δｈ２を第２エンタルピ差と称し、Δｈ３を第３エンタルピ差と称し、Δｈｔｏｔａｌを合計エンタルピ差と称すこととする。各エンタルピ差Δｈ１，Δｈ２，Δｈ３を定義するために、図２に示すモリエル線図における冷熱利用プロセス（冷熱発電プロセス）の各動作点についてまず説明する。
　図２において、貯蔵タンク１０に貯蔵されている液化天然ガスの状態を第１点Ｃ１にて示し、ターシャリーポンプ１４によって昇圧された液化天然ガスの状態を第２点Ｃ２にて示す。また、２次タービン発電機２０の２次膨張タービンの入口における天然ガスの状態を第３点Ｃ３にて示し、２次膨張タービンの出口における天然ガスの状態を第４点Ｃ４にて示し、第２加熱器２１の出口における天然ガスの状態を第５点Ｃ５にて示す。また、図２において、第１点Ｃ１の圧力，温度を第１圧力Ｐ１，第１温度Ｔ１とし、第２点Ｃ２の圧力を第２圧力Ｐ２とする。本実施形態において、第１点Ｃ１から第２点Ｃ２までの動作点の推移は、等エントロピ変化（断熱圧縮）に従う。また、第３点Ｃ３の圧力，温度を第３圧力Ｐ３，第３温度Ｔ３とする。本実施形態において、第２点Ｃ２から第３点Ｃ３までの動作点の推移は、等圧変化に従う。このため、第３圧力Ｐ３と第２圧力Ｐ２とは等しい。
　第４点Ｃ４の圧力，温度を第４圧力Ｐ４，第４温度Ｔ４とする。また、第５点Ｃ５の圧力，温度を第５圧力Ｐ５，第５温度Ｔ５とする。ここで本実施形態では、第５温度Ｔ５と第３温度Ｔ３とが等しいとする。また、第３点Ｃ３から第４点Ｃ４までの動作点の推移のうち２次膨張タービンにおける動作点の推移は、等エントロピ変化（断熱膨張）に従う。
　第１エンタルピ差Δｈ１は、第２点Ｃ２における比エンタルピから第１点Ｃ１における比エンタルピを減算した値として定義される。第２エンタルピ差Δｈ２は、第３点Ｃ３における比エンタルピから第２点Ｃ２における比エンタルピを減算した値として定義される。
　第３エンタルピ差Δｈ３は、モリエル線図上において動作点が気液平衡曲線Ｂよりも液相側に入らないように、動作点が第３点Ｃ３から第４点Ｃ４となるまでに２次膨張タービンによってなされる天然ガスの単位質量あたりの仕事として定義される。ここで、モリエル線図上において動作点が気液平衡曲線Ｂよりも液相側に入らないようにするとの条件は、ガスの再凝縮を防止し、２次膨張タービンの潰食や壊食による破損を回避するためのものである。この条件を満たすために、本実施形態では、第３点Ｃ３の第３圧力Ｐ３，第３温度Ｔ３の設定値に応じて、２次膨張タービンによる断熱膨張と、膨張後のガスの再加熱とを交互に繰り返す多段膨張を実施することとする。図２には、４段膨張を実施する場合を例示した。本実施形態において、多段膨張における再加熱では、熱媒体として例えば上記温水を用い、天然ガスが第３温度Ｔ３まで等圧変化に従って昇温されることとする。
　上式（１）を用いる理由は、液化ガスを加熱する気化プロセス（メイン気化器１５における気化工程）における熱エネルギの吸収プロセスを効果（メリット）としてプラス側に評価するためである。本システムとは逆に、水蒸気における超臨界圧発電においては、水の加熱気化プロセスは燃料による熱エネルギの損失と捉えるため、上式（１）に代えて、「Δｈ３－Δｈ２－Δｈ１」が用いられる。したがって、水蒸気における超臨界発電におけるΔｈ２の符号は、上式（１）におけるΔｈ２の符号と逆になる。なぜなら、対象物と環境温度との温度上の位置関係、つまり、極低温液化ガスは燃料を加えなくても、環境温度の熱エネルギで気化するのに対して、水蒸気は燃料による加熱によって気化させ、環境温度から所定の温度に上昇させるものであるためである。
　次に、液化ガスの冷熱エネルギは、
　冷熱エネルギ＝温度エネルギ＋圧力エネルギ　…　（２）
と変換される。
　そして、変換後の温度エネルギと圧力エネルギの有効エネルギ（エクセルギ）回収率を比較すると、温度エクセルギ回収率が熱力学第２法則（カルノー効率）の制約を受けるため、圧力エクセルギ回収率よりも低い。そこで、冷熱エクセルギの回収率を上げるためには、冷熱エネルギを温度エネルギよりも圧力エネルギに変換させることが有効である。つまり、冷熱をより優位に圧力エネルギに変換させる方法が有効である。
　その実施方法として、液化ガスを高圧に加圧した状態で気化させる方法が適当である。液化ガスのモリエル線図から、より高圧で気化させるほど、液化ガスの蒸発潜熱が小さくなって、気化プロセスにおけるエンタルピ差は小さくなるものの、気化されたガスの圧力エクセルギは逆に増大する。
　そして、液化ガスの臨界圧力以上の圧力まで昇圧し、さらに、臨界圧力以上であっても蒸発または凝縮が生じるクリコンデンバールを超えると、蒸発潜熱は見えなくなる。また、気化プロセスにおけるエンタルピ差Δｈ２は、図４（ｂ）及び図６（ｂ）のとおり、昇圧するほど減少していく。したがって、超臨界圧下で液化ガスを気化させると、より多くの冷熱エネルギを圧力エネルギに変換することが可能となる。その結果、エクセルギ回収率が高い圧力エネルギを利用して、高効率に冷熱エネルギを仕事（電力）に変換することができる。
　上式（１）で表される合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌは、ある第２圧力Ｐ２において最大値をとる。この最大値に対応する第２圧力Ｐ２をプレオーバーブースト圧力に設定することにより、冷熱エクセルギの仕事への変換効率を最大とすることができる。そこで、合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌが最大となるブレオーバーブースト圧力を特定する方法について説明する。以下の説明において、圧力は絶対圧とする。プレオーバーブースト圧力の特定手法の説明に先立ち、計算で用いた天然ガスの組成及び物性値と、冷熱発電プロセスの各動作点とについて説明する。
　＜天然ガスの組成及び物性値＞
・モル％（Ｍｏｌｅ　ｐｅｒｃｅｎｔ）
　メタン（ＣＨ４）＝９２％、エタン（Ｃ２Ｈ６）＝４％、プロパン（Ｃ３Ｈ８）＝３％、ブタン（Ｃ４Ｈ１０）＝１％
・重量％（Ｍａｓｓ　ｐｅｒｃｅｎｔ）
　メタン＝８２．６１％、エタン＝６．７３２１％、プロパン＝７．４０４３％、ブタン＝３．２５３１％
・Ｍｏｌｏｒ　ｍａｓｓ
　１７．８６６（ｋｇ／ｋｍｏｌ）
　本実施形態では、上記組成の天然ガスの物性値を、アメリカ国立標準技術研究所（ＮＩＳＴ）製の冷媒熱物性データベースソフトウェアであるＲＥＦＰＲＯＰ（Ｖｅｒｓｉｏｎ９．１）を用いて計算した。その計算結果を以下に示す。
・臨界点Ａ１（Ｃｒｉｔｉｃａｌ　ｐｏｉｎｔ）
　２１５．８５（Ｋ）、６．８３６２（ＭＰａ）、２０６．８７（ｋｇ／ｍ＾３）
・クリコンデンバール（Ｃｒｉｃｏｎｄｅｎｂａｒ）
　２３１．４（Ｋ）、７．６３１６（ＭＰａ）、１４１．５８（ｋｇ／ｍ＾３）
・クリコンデンサーム（Ｃｒｉｃｏｎｄｅｎｔｈｅｒｍ）
　２４７．３５（Ｋ）、４．８９６５（ＭＰａ）、５４．７０８（ｋｇ／ｍ＾３）
　図３に、第１点Ｃ１から第２点Ｃ２の昇圧プロセス（等エントロピ変化）における天然ガスの各パラメータを、ＲＥＦＰＲＯＰを用いて計算した例を示す。
　なお、図２には、天然ガスの臨界点をＡ１にて示し、天然ガスの圧力がクリコンデンバールとなる動作点をＡ２にて示す。また、上記組成の天然ガスを－１６２℃から２０℃とするまでに利用可能な天然ガスの冷熱量の計算結果は９０６ｋＪ／ｋｇであった。
　以下、第３温度Ｔ３を２０℃，５０℃のそれぞれに設定する場合におけるプレオーバーブースト圧力の計算例について説明する。なお、計算では、第１点Ｃ１における第１圧力Ｐ１を０．１０１ＭＰａに設定し、第１温度Ｔ１を－１６２℃に設定した。
　まず、第３温度Ｔ３を２０℃に設定する場合について説明する。この場合、第１加熱器１９及び第２加熱器２１における熱媒体として、例えば常温の水を用いる。
　第１エンタルピ差Δｈ１は、第２圧力Ｐ２と比例関係にある。このため、第１エンタルピ差Δｈ１は、図４（ａ）に示すように、第２圧力Ｐ２が高くなるほど大きくなる。ここでは、液化天然ガスを液状態で昇圧することから、第１点Ｃ１から第２点Ｃ２までの動作点の推移線は、等エンタルピ線（図２に１点鎖線にて示す）と略平行となる。このため、液化天然ガスを小さいエンタルピ差で高圧にすることができる。
　第２エンタルピ差Δｈ２は、図４（ｂ）に示すように、第２圧力Ｐ２が高くなるほど小さくなる。これは、第２圧力Ｐ２が高いほど、第２点Ｃ２における比エンタルピが大きくなるためである。なお、モリエル線図において、ガス圧力が臨界圧力以上になると、第３点Ｃ３の比エンタルピは４２ＭＰａ付近で増加に転じるものの、一方で、ガス圧力の上昇に伴い第２点Ｃ２の比エンタルピも上昇し続けるため、図４（ｂ）に示すように、第２エンタルピ差Δｈ２は減少し続ける。
　第３エンタルピ差Δｈ３は、図４（ｃ）に示すように、第２圧力Ｐ２が高いほど大きくなる。これは、第２圧力Ｐ２が高いほど、２次膨張タービンに流入するガスの密度が増加するためである。特に、第２圧力Ｐ２が臨界圧力付近までの第２圧力Ｐ２の上昇分に対する第３エンタルピ差Δｈ３の増加分の勾配は、第２圧力Ｐ２が臨界圧力よりも高くなる場合の上記勾配よりも大きい。また、第３エンタルピ差Δｈ３は、第４圧力Ｐ４が低いほど大きくなる。これは、２次膨張タービンの出口圧力が低いほど、２次膨張タービンによってなされる仕事が増加するためである。図４（ｃ）には、０．２～１．０ＭＰａまでの範囲において、第４圧力Ｐ４を０．１ＭＰａ毎に設定した場合の第３エンタルピ差Δｈ３の計算結果を示した。なお、第３エンタルピ差Δｈ３は、第２圧力Ｐ２を上げるにつれて、第２エンタルピ差Δｈ２と第１エンタルピ差Δｈ１との加算値と略同一の値となる（Δｈ３≒Δｈ１＋Δｈ２）。
　上述した方法で算出した第１，第２，第３エンタルピ差Δｈ１，Δｈ２，Δｈ３を上式（１）に代入して算出した合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌと、第２圧力Ｐ２との関係を図５に示す。図５に示すように、合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌによって最高変換効率を示す第２圧力Ｐ２が特定される。第３温度Ｔ３が２０℃の場合の計算例では、合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌが最大となる第２圧力Ｐ２が、ほぼ臨界圧に近い６．８ＭＰａとして特定された。換言すれば、第２圧力Ｐ２を上昇させていく場合に合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌが最初に極大となる第２圧力Ｐ２が６．８ＭＰａとして特定された。また、最高変換効率を示す第２圧力Ｐ２は、第４点Ｃ４のガス圧力（第５点Ｃ５のガス送出圧力と同値）を変更しても、同一の値を示す。なお、図５には、０．２～１．０ＭＰａまでの範囲において、第４圧力Ｐ４を０．１ＭＰａ毎に設定した場合の合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌの計算結果を示した。
　なお、Δ第３エンタルピ差ｈ３の値は、本計算上、第５点Ｃ５を基準点とする第３点Ｃ３のエクセルギ量（Flow Exergy）として算出している。エクセルギは保存量ではないため、一般的に、状態変化のエネルギ量としては同一に扱えないが、上式（１）においては、特定プロセス点のエネルギ合計量をみているため、問題はない。
　続いて、第３温度Ｔ３を５０℃に設定する場合について説明する。この場合、第１加熱器１９の熱媒体として、例えば排熱エネルギによって生成された温水を用い、第２加熱器２１における熱媒体として、例えば常温の水（海水）を用いる。
　第１エンタルピ差Δｈ１は、図６（ａ）に示すように、第２圧力Ｐ２が高くなるほど大きくなる。なお、第１エンタルピ差Δｈ１は、第１点Ｃ１及び第２点Ｃ２のそれぞれの比エンタルピで定まるため、図６（ａ）の計算結果は、先の図４（ａ）の計算結果と同じである。
　第２エンタルピ差Δｈ２は、図６（ｂ）に示すように、第２圧力Ｐ２が高くなるほど小さくなり、第３エンタルピ差Δｈ３は、図６（ｃ）に示すように、第２圧力Ｐ２が高いほど大きくなる。
　上述した方法で算出した第１，第２，第３エンタルピ差Δｈ１，Δｈ２，Δｈ３を上式（１）に代入して算出した合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌと、第２圧力Ｐ２との関係を図７に示す。図７に示すように、合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌによって最高変換効率を示す第２圧力Ｐ２が特定される。第３温度Ｔ３が５０℃の場合の計算例では、合計エンタルピ差が最大となる第２圧力Ｐ２が、臨界圧力（かつ、クリコンデンバール）以上の９．４ＭＰａとして特定された。また、最高変換効率を示す第２圧力Ｐ２は、第４点Ｃ４のガス圧力（第５点Ｃ５のガス送出圧力と同値）を変更しても、同一の値を示す。
　したがって、上式（１）により、最高変換効率を示すプレオーバーブースト圧力が特定され、気化熱源の温度及びガス送出圧力を変更しても、同様に、最高変換効率を示すプレオーバーブースト圧力が特定される。
　以上の結果は、液化ガスの組成と、気化熱源の温度との２条件を特定すれば、液化ガスの冷熱エクセルギを最高効率で仕事（電力）に変換するプレオーバーブースト圧力を特定できることを示している。また、上記２条件に加えて、システム出口の最終圧力（気化ガス送出圧力）の条件を特定すれば、合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌの大きさが決まり、システム全体の発電装置の出力（発電電力）を特定することができる。
　続いて、上式（１）の実用システムに適用する場合の次式について説明する。
　Δｈｔｏｔａｌ＝α×Δｈ２＋Δｈ３－Δｈ１　…　（３）
　上式（３）は、気化プロセスにおける温度エクセルギの利用について、熱力学第２法則の効率（カルノー効率）の制約を課した式である。気化プロセスの全エンタルピ差を利用して、温度エクセルギを仕事に変換できるシステムを想定している。以下、上式（３）に基づくプレオーバーブースト圧力の特定手法について説明する。
　図８に、第３温度Ｔ３が２０℃の場合において、先の図４の各エンタルピ差Δｈ１，Δｈ２，Δｈ３と効率係数αとに基づいて計算した上式（３）の合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌを示す。ここでは、効率係数αを、カルノーサイクルの理論熱効率である０．６２１とした。理論熱効率は、第２点Ｃ２における第２温度Ｔ２（＝－１６２℃）と、第３点Ｃ３における第３温度Ｔ３（＝２０℃）とを用いて以下のように計算できる。
α＝１－Ｔ２／Ｔ３
　＝１－（－１６２＋２７３．１５）／（２０＋２７３．１５）＝０．６２１
　なお、第１点Ｃ１から第２点Ｃ２までにおける等エントロピ変化において、液化天然ガスの温度が微小ではあるが上昇する。このため、第２圧力Ｐ２の大小に応じて第２温度Ｔ２が変化し、効率係数αが変化する。ただし本実施形態では、計算の簡単化のため、効率係数αの算出において、第１点Ｃ１から第２点Ｃ２までにおける液化天然ガスの温度変化が無いものとした。
　第３温度Ｔ３を２０℃に設定する場合、第４圧力Ｐ４の大小にかかわらず、合計エンタルピ差が最大となる第２圧力Ｐ２が、クリコンデンバール以上の圧力である９．７ＭＰａとして計算された。このため、第３温度Ｔ３を２０℃に設定する場合、プレオーバーブースト圧力を９．７ＭＰａに設定することにより、冷熱エクセルギの電力変換効率を最大にできるとの試算結果を得た。
　図９に、第３温度Ｔ３が５０℃の場合において、図４の各エンタルピ差Δｈ１，Δｈ２，Δｈ３と効率係数αとに基づいて計算した上式（３）の合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌを示す。ここでは、効率係数αは、カルノーサイクルの理論熱効率である０．６５６とした。この値は、第２点Ｃ２における第２温度Ｔ２（＝－１６２℃）と、第３点Ｃ３における第３温度Ｔ３（＝５０℃）とから計算できる。
　第３温度Ｔ３を５０℃に設定する場合、第４圧力Ｐ４の大小にかかわらず、合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌが最大となる第２圧力Ｐ２が、クリコンデンバール以上の圧力である１４．１ＭＰａとして計算された。このため、第３温度Ｔ３を５０℃に設定する場合、プレオーバーブースト圧力を１４．１ＭＰａに設定することにより、冷熱エクセルギの電力変換効率を最大にできるとの試算結果を得た。
　プレオーバーブースト圧力を天然ガスの臨界圧力以上に設定するため、本発明者は、本実施形態にかかる冷熱発電システムを、ＬＮＧ超臨界圧冷熱発電システム（LNG supercritical pressure cold energy power generation system：ＬＳＧ）と称すこととした。
　ちなみに、第３温度Ｔ３を高くすることにより、第２，第３エンタルピ差Δｈ２，Δｈ３が大きくなり、また、冷熱源と加熱源との温度差を大きくすることができ、カルノーサイクルの理論熱効率を高くすることができる。その結果、ＬＳＧにおける冷熱エクセルギの電力変換効率を高くすることができる。また、第３温度Ｔ３を高くすることにより、第３点Ｃ３から第４点Ｃ４までにおける膨張と再加熱との段数を減らすことができ、ＬＳＧの設備費用を低減できる。
　以上説明した本実施形態によれば、合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌの概念を用いてプレオーバーブースト圧力を設定することにより、冷熱エクセルギの電力変換効率を高めることができる。つまり、天然ガスの気化工程入口（第２点Ｃ２）における液化天然ガスのエンタルピと、気化工程出口（第３点Ｃ３）における天然ガスのエンタルピとの差Δｈ２が大きいほど、液化天然ガスの冷熱エクセルギのうち、ランキンサイクル方式の１次発電装置で用いられる温度エクセルギに変換される割合が高くなる。ここで、ランキンサイクルは、伝熱の不可逆過程を含む。このため、１次発電装置における冷熱エクセルギの回収率（例えば、２０～３０％）は、直接膨張方式の２次発電装置における冷熱エクセルギの回収率（例えば、７０～８０％）よりも低い。したがって、上式（２）より、液化天然ガスの冷熱エクセルギのうち、１次発電装置で用いられる温度エクセルギに変換される割合を高くすれば、冷熱エクセルギの電力変換効率を低下させることになり、逆に、温度エクセルギに変換される割合を低くすれば、冷熱エクセルギの電力変換効率を高くすることができる。
　ここで、プレオーバーブースト圧力を高圧（例えば臨界圧力以上）とすることにより、メイン気化器１５の気化工程入口における液化天然ガスのエンタルピと、気化工程出口における天然ガスのエンタルピとの差Δｈ２が小さくなり、気化工程におけるガスの蒸発潜熱（図２モリエル線図で気液境界線間のエンタルピ）が小さくなり、クリコンデンバール圧力以上では蒸発潜熱は見えなくなる。これにより、温度エクセルギに変換される冷熱エクセルギが減少するものの、圧力エクセルギに変換される冷熱エクセルギが増加する。したがって、ランキンサイクル方式の１次発電装置の発電量は減少するものの、ランキンサイクル方式よりも冷熱エクセルギの回収率（電力変換率）の高い直接膨張方式の２次発電装置の発電量を増加させることができる。その結果、冷熱発電システム全体で見た場合において、液化天然ガスの冷熱エクセルギの電力変換効率を高めることができる。
　特に、プレオーバーブースト圧力をクリコンデンバール以上の圧力に設定することにメリットがあるとの試算結果がでる場合、メイン気化器１５において、天然ガスの圧力をクリコンデンバール以上に維持したまま天然ガスを気化させることとなる。これにより、冷熱エクセルギの電力変換効率をいっそう高めることができる。つまり、非共沸混合物である液化天然ガスは、その圧力が臨界圧力以上であっても、クリコンデンバール未満であれば、凝縮が発生する。そこで、プレオーバーブースト圧力をクリコンデンバール以上の圧力に設定することにより、液化天然ガスは、気化工程において気液混合相を介さず気化される。これにより、気化工程において液化天然ガスの蒸発潜熱は見られなくなり、ランキンサイクルを循環する作動流体の凝縮に用いられる液化天然ガスの蒸発潜熱を減少させることができる。したがって、気液混合相を介して液化天然ガスを気化させる構成と比較して、温度エクセルギに変換される冷熱エクセルギをより減少させることができる。その結果、圧力エクセルギに変換される冷熱エクセルギをより増加させることができ、システム全体の冷熱エクセルギの電力変換効率をいっそう高めることができる。
　また、本実施形態によれば、プレオーバーブースト圧力（Ｐ２）を高くするほど、第４点Ｃ４における第４圧力Ｐ４の設定可能範囲が広がる。このため、２次タービン出口圧力の調整により、外部へのガス送出圧力を自在に設定することができる。
　なお、本実施形態は、液化天然ガスの冷熱エネルギを低い温度から逆カスケード利用するものである。これは、天然ガスの液化プロセスの逆のプロセスを用いたものである。ここで、図１０に、本実施形態にかかる冷熱発電プロセス（ＬＳＧ）とあわせて、天然ガスの液化プロセス（ＬＮＧ）を示した。液化プロセスは、一般に、気液混合領域を避けるため、臨界圧力付近まで天然ガスを昇圧した後、冷却するので、多段圧縮（Adiabatic Compression）、予冷却（Precooling）、液化（Liquefaction）、過冷却（Subcooling）及びジュールトムソン膨張（Joule-Thomson Throttling）からなる。また、液化天然ガスのメタン成分割合が増加して軽質化してもＬＳＧには問題がない。重炭化水素分が減れば、天然ガスが再液化しにくくなるため、ＬＳＧによってより有効に発電できる。
　以上説明した実施形態は、例えば以下のような利用形態において実施することもできる。
　・上記実施形態では、合計エンタルピ差の計算に用いる効率係数αを、カルノーサイクルの理論熱効率としたがこれに限らず、計算対象となるＬＳＧの仕様等に応じて、効率係数αを、０よりも大きくてかつ上記理論熱効率未満の値に設定してもよい。
　・上記実施形態では、液化天然ガスの冷熱エネルギを、１次発電装置の１次膨張タービンを駆動させる機械的エネルギに変換した。ただし、冷熱エネルギを機械的エネルギに変換することに限らず、例えば、冷熱エネルギを熱のまま利用し、冷蔵倉庫を冷却したり、液化炭酸を製造したりするためのエネルギに変換してもよい。この場合、第２エンタルピ差Δｈ２を、効率係数αを用いることなく、第３点Ｃ３における比エンタルピから第２点Ｃ２における比エンタルピを減算した値として定義してもよい。
　・上記実施形態では、第２エンタルピ差を、第３点Ｃ３における比エンタルピから第２点Ｃ２における比エンタルピを減算した値として定義したがこれに限らず、例えば以下に説明するように定義してもよい。図１１に示すように、モリエル線図において、メイン気化器１５の出口における天然ガスの状態をＡ点ＣＡにて示す。そして、第２エンタルピ差Δｈ２ｒａｎｋを、Ａ点ＣＡにおける比エンタルピから第２点Ｃ２における比エンタルピを減算した値として定義してもよい。この場合の合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌを次式で表す。
　Δｈｔｏｔａｌ＝α×Δｈ２ｒａｎｋ＋Δｈ３－Δｈ１　…　（４）
　この場合、効率係数αは、第２点Ｃ２における第２温度Ｔ２とＡ点ＣＡにおけるガス温度とのそれぞれによって定まるカルノーサイクルの理論熱効率以下の値であってかつ０よりも大きい値として定義される。１次発電装置のランキンサイクルの作動流体を例えばＬＰＧ（プロパン）とする場合、Ａ点ＣＡにおける温度を例えば－４４℃に設定する。そして、カルノーサイクルの理論熱効率は、第２点Ｃ２における第２温度Ｔ２（＝－１６２℃）と、Ａ点ＣＡにおける温度ＴＡ（＝－４４℃）とを用いて以下のように計算できる。
α＝１－Ｔ２／ＴＡ
　＝１－（－１６２＋２７３．１５）／（－４４＋２７３．１５）＝０．５１５
　図１２に、第３温度Ｔ３が２０℃の場合における先の図４の第１，第３エンタルピ差Δｈ１，Δｈ３、及び第２エンタルピ差Δｈ２ｒａｎｋを上式（４）に代入して算出した合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌと、第２圧力Ｐ２との関係を示す。また、図１３に、第３温度Ｔ３が５０℃の場合における先の図６の第１，第３エンタルピ差Δｈ１，Δｈ３、及び第２エンタルピ差Δｈ２ｒａｎｋを上式（４）に代入して算出した合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌと、第２圧力Ｐ２との関係を示す。なお、図１２及び図１３のそれぞれにおける効率係数αを０．５１５とした。
　図１２に示すように、第３温度Ｔ３を２０℃に設定する場合、第４圧力Ｐ４の大小にかかわらず、第２圧力Ｐ２を０から上昇させていく場合に上式（４）の合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌが最初に極大となる第２圧力Ｐ２が、６．０ＭＰａとして計算された。このため、プレオーバーブースト圧力を６．０ＭＰａに設定できる。また、図１３に示すように、第３温度Ｔ３を５０℃に設定する場合、第４圧力Ｐ４の大小にかかわらず、第２圧力Ｐ２を０から上昇させていく場合に上式（４）の合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌが最初に極大となる第２圧力Ｐ２が、６．５ＭＰａとして計算された。このため、プレオーバーブースト圧力を６．５ＭＰａに設定できる。ちなみに、図１２及び図１３には、プレオーバーブースト圧力が臨界圧力未満の圧力として特定される例を示したがこれに限らない。ガス組成等によっては、第２圧力Ｐ２を０から上昇させていく場合に上式（４）の合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌが最初に極大となる第２圧力Ｐ２が、臨界圧力以上の圧力として特定される場合もあり得る。このため、上式（４）を用いてプレオーバーブースト圧力を特定する場合、プレオーバーブースト圧力が、臨界圧力以上の圧力として特定されることもある。
　なお、図１２及び図１３に示すように、第２圧力Ｐ２を０から上昇させていくと、合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌが極大となる。さらに第２圧力Ｐ２を上昇させていくと、合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌが一旦低下するものの、その後微少ながらも合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌが増加し続ける。このため、第２圧力Ｐ２を０から上昇させていく場合に合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌが最初に極大となる第２圧力Ｐ２をプレオーバーブースト圧力に設定する手法によれば、例えば、冷熱利用システムを構成する設備に要求される耐圧を過度に上昇させることなく、冷熱エクセルギの電力変換効率を高めることができる。
　・上式（１），（３），（４）を用いたプレオーバーブースト圧力の特定は、冷熱利用プロセスにおいて、冷熱エネルギを最高効率で電力に変換する最適条件であるプロセス（第３点Ｃ３から第４点Ｃ４までのプロセス）の膨張タービン入口圧力を特定していることを示している。
　・上記実施形態では、１次タービン発電機１８の１次発電機と、２次タービン発電機２０の２次発電機とを各別のものとしたがこれに限らない。１次，２次タービン発電機１８，２０の発電機を共通の発電機としてもよい。
　・上記実施形態では、１次発電装置を、ランキンサイクルを用いる方式としたがこれに限らず、ランキンサイクル以外の他の蒸気動力サイクルを用いる方式としてもよい。
　・上記実施形態では、合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌが最大となる第２圧力Ｐ２をプレオーバーブースト圧力に設定したがこれに限らない。例えば、合計エンタルピ差Δｈｔｏｔａｌが０よりも大きくてかつその最大値未満の値となる第２圧力Ｐ２をプレオーバーブースト圧力に設定してもよい。
　・貯蔵タンクに貯蔵される低温の液化ガスとしては、液化天然ガスに限らず、例えば、液化石油ガスや、液化フロン、液化水素であってもよい。
　・ＬＳＧの発電量の試算結果の一例を図１４に示す。詳しくは、図１４に、上式（４）を用い、第２圧力Ｐ２（プレオーバーブースト圧力）を１０．１ＭＰａとし、第３温度Ｔ３を２０℃，５０℃とした場合のガス送出圧力（Ｐ４＝Ｐ５）に対する発電量の試算結果の一例を示す。なお、図１４の試算では、ランキンサイクルの作動流体（中間媒体）としてＬＰＧを用い、効率係数αを０．１３６とした。
　・既存の冷熱発電システムは、電力会社など外部からの商用電源の喪失時には運転を停止することを前提にしている。このため、既存の冷熱発電システムは、商用電源の停電時などには、発電システムであるにもかかわらず、発電することができない。
　そこで、商用電源の喪失時（停電時）において、冷熱発電システム（ＬＳＧ）に、別の非常用発電機の電力を用いて、制御用電源、海水及び液化天然ガス（具体的には、セカンダリポンプ１２からの液化天然ガス）を供給することにより、優先的にＬＳＧを起動させる。ＬＳＧで発電された電力を、構内電力と系統連携させて構内の他の製造プラントへと給電し、他の製造プラントを順に稼働させることができる。すなわち、ＬＳＧは、外部商用電源の喪失時や停電などの非常時には、「非常用電源装置」として機能し、平常時には、構内電力のベースロード電源として機能する。
　・液化天然ガスは、外国の産地の天然ガス液化工程において大量の電気を使用して製造され、その後タンカーで輸送される。ここでＬＳＧは、天然ガス及び産地の液化電力の両方を利用するものであるから、ＬＮＧ輸送タンカーは「液化天然ガス」＋「液化電力」を輸送している。すなわち、ＬＳＧは、天然ガス産地で使用された冷却電力（低価格電力）を、天然ガス消費地の電力（高価格電力）として、効率的に回収利用するシステムである。このため、ＬＮＧ輸送タンカーは「液化天然ガスキャリア」と「電力キャリア」の価値があり、液化天然ガスを購入することは、液化天然ガスと産地電力とをセットで購入することと同じである。したがって、ＬＮＧ輸送タンカーと、ＬＳＧとを備えるエネルギシステムを構成することにより、ＬＮＧ輸送タンカーを「液化天然ガスキャリア」及び「電力キャリア」（ＬＮＧの上流（産地）と下流（消費地）における電力バリューチェーン）とするビジネスモデルを提供することができる。
　・液化天然ガスの輸入国では、液化天然ガスを貯蔵タンクに貯蔵する。液化天然ガスの冷熱を効率的に取り出すＬＳＧの利用により、貯蔵タンクには「液化天然ガス貯蔵所」及び「電力貯蔵所」の価値が生まれる。すなわち、液化天然ガスの冷熱エネルギを効率的に回収すると、液化天然ガスの貯蔵タンクは、電力貯蔵所として、昼夜間消費ピーク電力の平準化及び昼夜間電力使用原単位の改善に貢献する。このため、貯蔵タンクとＬＳＧとを備えるエネルギシステムを構成することにより、液化天然ガスを貯蔵している貯蔵タンクを、「液化天然ガス貯槽所」及び「電力貯蔵所」とするビジネスモデルを提供することができる。
　・液化天然ガスを輸入する事業者は、液化天然ガスの気化基地において、ＬＳＧによって液化天然ガスの冷熱エネルギを利用して効率的に発電し自己託送（電気事業法の制度改正により発電地以外での電力消費が可能になった）することにより、事業者の全地域における設備で使用する全電力量を自給できる。このため、「ゼロエミッション事業」のビジネスモデルを提供することができる。また、ＬＳＧと、液化天然ガスの液化設備とを備えるエネルギシステムを構成することにより、液化天然ガスが貯蔵タンク内で自然入熱などにより気化したボイルオフガス（ＢＯＧ）を夜間電力で液化し、昼間にＬＳＧで発電し電力を取り出せば、昼夜間電力使用量の平準化を図ることができる。このため、「昼夜間ピーク電力の平準化」のビジネスモデルを提供することができる。
　１０…貯蔵タンク、１４…ターシャリーポンプ（昇圧ポンプ）、１５…メイン気化器、１８…１次タービン発電機（１次タービン，１次発電機）、２０…２次タービン発電機（２次タービン，２次発電機）。

Claims (15)

  1. 　貯蔵タンクに貯蔵された低温の液化ガスを所定圧力まで液状態のまま昇圧する昇圧ポンプと、
    　前記昇圧ポンプによって昇圧された前記液化ガスと所定の冷熱交換対象とを熱交換させることにより、前記冷熱交換対象を冷却させるとともに前記液化ガスを気化させる気化器を有する１次装置と、
    　前記気化器において気化された前記液化ガスである気化ガスによって駆動される２次タービンを有する２次装置と、を備え、
    　前記貯蔵タンクの貯蔵対象となるガスのモリエル線図上において、前記貯蔵タンクに貯蔵された状態の前記ガスの圧力及び温度を規定する点をプロセス開始点（Ｃ１）と定義し、
    　前記モリエル線図上において、前記気化器の入口側における前記ガスの前記所定圧力及び温度を規定する点をプレオーバーブースト点（Ｃ２）と定義し、
    　前記モリエル線図上において、前記２次タービンの入口側における前記ガスの圧力及び温度を規定する点であるタービン入口点（Ｃ３）、又は前記気化器の出口側における前記ガスの圧力及び温度を規定する点（ＣＡ）のいずれかを中間点と定義し、
    　前記モリエル線図上において、前記２次タービンの出口側における前記ガスの圧力及び温度を規定する点をタービン出口点（Ｃ４）と定義し、
    　前記プレオーバーブースト点におけるエンタルピから前記プロセス開始点におけるエンタルピを減算した値を第１エンタルピ差（Δｈ１）として定義し、
    　前記中間点におけるエンタルピから前記プレオーバーブースト点におけるエンタルピを減算した値を第２エンタルピ差（Δｈ２；Δｈ２ｒａｎｋ）として定義し、
    　前記２次タービンの入口側における前記ガスの圧力及び温度を規定する点であるタービン入口点（Ｃ３）における状態から前記タービン出口点における状態となるまでに前記２次タービンによってなされる仕事を第３エンタルピ差（Δｈ３）として定義し、
    　前記第２エンタルピ差及び前記第３エンタルピ差の加算値から前記第１エンタルピ差を減算した値、又は前記プレオーバーブースト点及び前記中間点のそれぞれの温度によって定まるカルノーサイクルの理論熱効率以下の値であって０よりも大きい値である効率係数を前記第２エンタルピ差に乗算した値と前記第３エンタルピ差との加算値から、前記第１エンタルピ差を減算した値のいずれかを合計エンタルピ差（Δｈｔｏｔａｌ）として定義し、
    　前記所定圧力は、前記合計エンタルピ差に基づいて設定されていることを特徴とする冷熱利用システム。
  2. 　前記合計エンタルピ差は、前記第２エンタルピ差及び前記第３エンタルピ差の加算値から前記第１エンタルピ差を減算した値として定義されることを特徴とする請求項１に記載の冷熱利用システム。
  3. 　前記気化器は、蒸気動力サイクルを循環する前記冷熱交換対象としての作動流体と前記昇圧ポンプによって昇圧された前記液化ガスとを熱交換させることにより、前記作動流体を凝縮させるとともに前記液化ガスを気化させるものであり、
    　前記気化器から流出した気化ガスを加熱して昇温させる加熱器をさらに備え、
    　前記１次装置は、前記気化器に加えて、前記気化器において凝縮された作動流体を蒸発させる蒸発器、及び前記蒸発器において蒸発された作動流体によって駆動される１次タービンを有し、前記１次タービンが駆動されることにより発電する発電装置であり、
    　前記２次装置は、前記加熱器によって昇温された気化ガスで前記２次タービンが駆動されることにより発電する直接膨張方式の発電装置であることを特徴とする請求項１に記載の冷熱利用システム。
  4. 　前記蒸気動力サイクルは、ランキンサイクルであることを特徴とする請求項３に記載の冷熱利用システム。
  5. 　前記合計エンタルピ差は、前記効率係数を前記第２エンタルピ差に乗算した値と前記第３エンタルピ差との加算値から、前記第１エンタルピ差を減算した値として定義されるものであることを特徴とする請求項３又は４に記載の冷熱利用システム。
  6. 　前記所定圧力は、前記プレオーバーブースト点における前記ガスの圧力を０から上昇させていく場合に前記合計エンタルピ差が最初に極大となる圧力に設定されていることを特徴とする請求項１ないし５のいずれか１項に記載の冷熱利用システム。
  7. 　前記第３エンタルピ差は、前記モリエル線図上において前記ガスの状態が気液混合相に入らないように、前記２次タービンの入口側における前記ガスの圧力及び温度を規定する点であるタービン入口点（Ｃ３）における状態から前記タービン出口点における状態となるまでに前記２次タービンによってなされる仕事として定義されることを特徴とする請求項１ないし６のいずれか１項に記載の冷熱利用システム。
  8. 　前記所定圧力は、前記液化ガスの臨界圧力以上の圧力に設定されており、
    　前記気化器は、前記昇圧ポンプによって昇圧された前記液化ガスと前記冷熱交換対象とを、前記液化ガスの圧力を前記臨界圧力以上に維持したまま熱交換させることにより、前記冷熱交換対象を冷却させるとともに前記液化ガスを気化させるものであることを特徴とする請求項１ないし７のいずれか１項に記載の冷熱利用システム。
  9. 　貯蔵タンクに貯蔵された低温の液化ガスを、その臨界圧力以上の所定圧力まで液状態のまま昇圧する昇圧ポンプと、
    　前記昇圧ポンプによって昇圧された前記液化ガスと所定の冷熱交換対象とを、前記液化ガスの圧力を前記臨界圧力以上に維持したまま熱交換させることにより、前記冷熱交換対象を冷却させるとともに前記液化ガスを気化させる気化器を有する１次装置と、
    　前記気化器において気化された前記液化ガスである気化ガスによって駆動される２次タービンを有する２次装置と、を備えることを特徴とする冷熱利用システム。
  10. 　前記液化ガスは、液化天然ガスであることを特徴とする請求項１ないし９のいずれか１項に記載の冷熱利用システム。
  11. 　前記液化ガスは、２種以上の組成からなる混合ガスであり、
    　前記所定圧力は、前記液化ガスのクリコンデンバール以上の圧力に設定されており、
    　前記気化器は、前記液化ガスの圧力を前記クリコンデンバール以上に維持したまま前記液化ガスと前記冷熱交換対象とを熱交換させるものであることを特徴とする請求項１ないし１０のいずれか１項に記載の冷熱利用システム。
  12. 　液化ガスを輸送する輸送タンカーと、請求項１ないし１１のいずれか１項に記載の冷熱利用システムと、を備え、
    　前記冷熱利用システムは、液化ガスの冷熱によって発電する冷熱発電システムとして構成されていることを特徴とするエネルギシステム。
  13. 　液化ガスを貯蔵する貯蔵タンクと、請求項１ないし１１のいずれか１項に記載の冷熱利用システムと、を備え、
    　前記冷熱利用システムは、液化ガスの冷熱によって発電する冷熱発電システムとして構成されていることを特徴とするエネルギシステム。
  14. 　請求項１ないし１１のいずれか１項に記載の冷熱利用システムの利用方法であって、
    　前記冷熱利用システムは、液化ガスの冷熱によって発電する冷熱発電システムとして構成されており、
    　前記冷熱利用システムを稼働させている事業者の設備の電力供給源として、前記冷熱利用システムを利用することを特徴とする冷熱利用システムの利用方法。
  15. 　液化ガスを貯蔵する貯蔵タンクと、請求項１ないし１１のいずれか１項に記載の冷熱利用システムと、を備え、
    　前記冷熱利用システムは、前記貯蔵タンクに貯蔵された液化ガスの冷熱によって発電する冷熱発電システムとして構成されており、
    　前記貯蔵タンク内で液化ガスが気化したボイルオフガスを夜間電力で液化するとともに前記貯蔵タンクに液化ガスとして再度貯蔵させる設備をさらに備えることを特徴とするエネルギシステム。
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