JP2010014301A - 空気サイクル冷凍ユニット - Google Patents
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Abstract
【課題】 再生熱交換器での高温側入力温度を常温程度まで冷却することができて冷凍能力の向上が可能な空気サイクル冷凍ユニットを提供する。
【解決手段】 モータ一体型磁気軸受装置で支持されたコンプレッサ・タービンユニット11と、このコンプレッサ・タービンユニット11のコンプレッサ11aおよび膨張タービン11bを通る冷媒経路10に介在した複数または一つの熱交換器12,14を備え、空気を冷媒として被冷却空間Rの空調または冷凍を行う。冷媒経路10に介在した熱交換器のうち、被冷却空間Rを出た低温冷媒と冷媒経路10の後段での高温冷媒との間で熱交換を行う再生熱交換器14における高温冷媒の入口部の前段に、その入口部の前段の冷媒経路10での高温冷媒と外気との間で熱交換する別の熱交換器13を設ける。
【選択図】 図1
【解決手段】 モータ一体型磁気軸受装置で支持されたコンプレッサ・タービンユニット11と、このコンプレッサ・タービンユニット11のコンプレッサ11aおよび膨張タービン11bを通る冷媒経路10に介在した複数または一つの熱交換器12,14を備え、空気を冷媒として被冷却空間Rの空調または冷凍を行う。冷媒経路10に介在した熱交換器のうち、被冷却空間Rを出た低温冷媒と冷媒経路10の後段での高温冷媒との間で熱交換を行う再生熱交換器14における高温冷媒の入口部の前段に、その入口部の前段の冷媒経路10での高温冷媒と外気との間で熱交換する別の熱交換器13を設ける。
【選択図】 図1
Description
この発明は、冷媒として空気が用いられ、冷凍倉庫や零度以下の低温室や空調等に利用される空気サイクル冷凍ユニットに関する。
空気サイクル冷凍ユニットは、冷媒として空気を用いるため、フロンやアンモニアガス等を用いる場合に比べてエネルギー効率が不足するが、環境保護の面では好ましい。また、冷凍倉庫等のように、冷媒空気を直接に吹き込むことができる施設では、庫内ファンやデフロスの省略等によってトータルコストを引下げられる可能性があり、このような用途で空気サイクル冷凍ユニットが提案されている(例えば特許文献1)。
また、−30℃〜−60℃のディープ・コール領域では、空気冷却の理論効率は、フロンやアンモニアガスと同等以上になることが知られている。ただし、上記空気冷却の理論効率を得ることは、最適に設計された周辺装置があって、初めて成り立つとも述べられている。周辺装置は、コンプレッサや膨張タービン等である。
特許第2623202号公報
特開2007−162727号公報
上記のように、空気サイクル冷凍ユニットとして、ディープ・コール領域で高効率となる空気冷却の理論効率を得るためには、最適に設計されたコンプレッサや膨張タービンが必要となる。
コンプレッサ,膨張タービンとしては、上記のようにコンプレッサ翼車および膨張タービン翼車を共通の主軸に取付けたコンプレッサ・タービンユニットが用いられている。このコンプレッサ・タービンユニットは、膨張タービンに生じる動力によりコンプレッサ翼車を駆動できることで空気サイクル冷凍機の効率を向上させている。
コンプレッサ,膨張タービンとしては、上記のようにコンプレッサ翼車および膨張タービン翼車を共通の主軸に取付けたコンプレッサ・タービンユニットが用いられている。このコンプレッサ・タービンユニットは、膨張タービンに生じる動力によりコンプレッサ翼車を駆動できることで空気サイクル冷凍機の効率を向上させている。
しかし、実用的な効率を得るためには、各翼車とハウジングとの隙間を微小に保つ必要がある。この隙間の変動は、安定した高速回転の妨げとなり効率の低下を招く。
また、コンプレッサ翼車やタービン翼車に作用する空気により、主軸にスラスト力が作用し、主軸を支持する軸受にスラスト荷重が負荷される。空気サイクル冷凍ユニットにおける上記コンプレッサ・タービンユニットの主軸の回転速度は、1分間に8万〜10万回転であり、一般的な用途の軸受に比べて非常に高速となる。そのため、上記のようなスラスト荷重は、主軸を支持する軸受の長期耐久性の低下、寿命低下を招き、コンプレッサ・タービンユニットの信頼性を低下させる。このような軸受の長期耐久性の課題を解消しなくては、コンプレッサ・タービンユニットの実用化が難しい。しかし、上記特許文献1に開示の技術は、この高速回転下におけるスラスト荷重の負荷に対する軸受の長期耐久性の低下については解決される至っていない。
また、コンプレッサ翼車やタービン翼車に作用する空気により、主軸にスラスト力が作用し、主軸を支持する軸受にスラスト荷重が負荷される。空気サイクル冷凍ユニットにおける上記コンプレッサ・タービンユニットの主軸の回転速度は、1分間に8万〜10万回転であり、一般的な用途の軸受に比べて非常に高速となる。そのため、上記のようなスラスト荷重は、主軸を支持する軸受の長期耐久性の低下、寿命低下を招き、コンプレッサ・タービンユニットの信頼性を低下させる。このような軸受の長期耐久性の課題を解消しなくては、コンプレッサ・タービンユニットの実用化が難しい。しかし、上記特許文献1に開示の技術は、この高速回転下におけるスラスト荷重の負荷に対する軸受の長期耐久性の低下については解決される至っていない。
そこで、主軸の支持に転がり軸受と磁気軸受を併用し、転がり軸受がラジアル負荷を支持し、磁気軸受がアキシアル負荷と軸受予圧のどちらか一方もしくは両方を支持するものとし、かつ磁気軸受のスラスト板をモータロータとして用いるモータ一体型の磁気軸受装置を提案した(例えば、特許文献2)。
これによると、主軸にかかるスラスト力を磁気軸受で支持するため、非接触でトルクの増大を抑えながら、転がり軸受に作用するスラスト力を軽減することができる。
これによると、主軸にかかるスラスト力を磁気軸受で支持するため、非接触でトルクの増大を抑えながら、転がり軸受に作用するスラスト力を軽減することができる。
しかし、このようなモータ一体型の磁気軸受装置の場合、磁気軸受におけるコイル等での発熱と、モータにおける発熱とが生じるため、モータの冷却性能が不十分となる。
図7および図8には、上記モータ一体型磁気軸受装置で支持されたコンプレッサ・タービンユニットを用いた空気サイクル冷凍ユニットの提案例の系統図および平面配置図を示す。この空気サイクル冷凍ユニットでは、冷凍庫等の被冷却空間Rを出た低温の冷媒空気が、再生熱交換器34を経てコンプレッサ・タービンユニット31のコンプレッサ31aに供給される。コンプレッサ31aで圧縮されて高温となった冷媒空気は、放熱用熱交換器32での外気との熱交換により冷却された後、コンプレッサ・タービンユニット31のモータ配置部である動力部40を通過してモータの冷却に供される。モータを冷却した後の冷媒空気は、前記再生熱交換器34において被冷却空間Rから出た低温の冷媒空気との熱交換により冷却されて、コンプレッサ・タービンユニット31の膨張タービン31bに供給され、ここで断熱膨張され低温の冷媒空気となって被冷却空間Rに流入する。放熱用熱交換器32には、コンプレッサ31aを出た高温の冷媒空気との間で熱交換を行う外気がブロワ38により供給される。
この構成の空気サイクル冷凍ユニットによると、コンプレッサ31aで圧縮された高温の冷媒空気が放熱用熱交換器32での熱交換により低温とされてからモータ冷却に使用され、さらに再生熱交換器34での熱交換により低温とされてから膨張タービン31bに供給されるので、モータの冷却性能を確保することができる。
しかし、このような空気サイクル冷凍ユニットにおいては、再生熱交換器34での高温側入力温度は、膨張タービン31bでの冷却に効果を上げるうえから、常温程度であることが望まれる。上記構成の場合、モータ冷却後の冷媒空気の温度が再生熱交換器34での高温側入力温度となるので、その入力温度は常温よりも高くなり冷凍能力が低くなるという問題が残る。
この発明の目的は、再生熱交換器での高温側入力温度を常温程度まで冷却することができて、冷凍能力の向上が可能な空気サイクル冷凍ユニットを提供することである。
この発明の空気サイクル冷凍ユニットは、コンプレッサ翼車およびタービン翼車が共通の主軸に取り付けられ、上記主軸が転がり軸受および磁気軸受並びに主軸回転駆動用のモータを有するモータ一体型磁気軸受装置で支持されたコンプレッサ・タービンユニットと、このコンプレッサ・タービンユニットの前記コンプレッサおよび膨張タービンを通る冷媒経路に介在した複数または一つの熱交換器を備え、空気を冷媒として被冷却空間の空調または冷凍を行う空気サイクル冷凍ユニットにおいて、前記冷媒経路に介在した熱交換器のうち、前記被冷却空間を出た低温冷媒と前記冷媒経路の後段での高温冷媒との間で熱交換を行う再生熱交換器における高温冷媒の入口部の前段に、その入口部の前段の冷媒経路での高温冷媒と外気との間で熱交換する別の熱交換器を設けたことを特徴とする。
再生熱交換器で冷却された冷媒空気がコンプレッサ・タービンユニットの膨張タービンに導入される場合、膨張タービンでの断熱膨張による冷却効果を上げるうえから、再生熱交換器において冷媒空気が常温程度に冷却されていることが望まれる。この構成の場合、再生熱交換器の前段に別の熱交換器を設けているので、再生熱交換器での高温側入口温度を常温程度まで低下させることが可能となり、冷凍能力の向上を図ることができる。
再生熱交換器で冷却された冷媒空気がコンプレッサ・タービンユニットの膨張タービンに導入される場合、膨張タービンでの断熱膨張による冷却効果を上げるうえから、再生熱交換器において冷媒空気が常温程度に冷却されていることが望まれる。この構成の場合、再生熱交換器の前段に別の熱交換器を設けているので、再生熱交換器での高温側入口温度を常温程度まで低下させることが可能となり、冷凍能力の向上を図ることができる。
この発明において、前記別の熱交換器で外気との間で熱交換される高温冷媒が、前記コンプレッサ・タービンユニットのコンプレッサを経て前記モータの配置部を通過したモータ冷却後の冷媒であっても良い。
コンプレッサ・タービンユニットのコンプレッサを経て高温となった冷媒空気は、モータの冷却に使用されることでさらに高温となる。この高温となった冷媒空気を常温程度まで冷却するには再生熱交換器だけでは不十分であるが、再生熱交換器の前段に設けた別の熱交換器により1次冷却を行うことにより、再生熱交換器において冷媒空気を常温程度まで十分に冷却できる。
コンプレッサ・タービンユニットのコンプレッサを経て高温となった冷媒空気は、モータの冷却に使用されることでさらに高温となる。この高温となった冷媒空気を常温程度まで冷却するには再生熱交換器だけでは不十分であるが、再生熱交換器の前段に設けた別の熱交換器により1次冷却を行うことにより、再生熱交換器において冷媒空気を常温程度まで十分に冷却できる。
この発明において、前記別の熱交換器がプレートフィン形の熱交換器であっても良い。また、前記別の熱交換器のプレートおよびフィンが熱可塑性樹脂からなるものであっても良い。
前記別の熱交換器がプレートフィン形の熱交換器である場合に、この別の熱交換器は、フィンをプレートで挟んで形成した前記高温冷媒および外気の流路を複数段に積層して構成したものであっても良い。また、前記別の熱交換器の外枠構成部材は金属製であっても良い。
この発明において、前記別の熱交換器は直交流れ方式の熱交換器であっても良いし、平行流れ方式の熱交換器であっても良い。
この発明において、前記冷媒経路に介在した熱交換器として、冷媒経路の高温冷媒とブロワから供給される外気との間で熱交換を行う放熱用熱交換器を備え、前記ブロワから供給される外気の一部を前記別の熱交換器での外気として使用するものとしても良い。この構成の場合、1つのブロワを放熱用熱交換器に使用する外気と別の熱交換器に使用する外気の供給に共用でき、それだけ構成を簡略化できる。
この発明の空気サイクル冷凍ユニットは、コンプレッサ翼車およびタービン翼車が共通の主軸に取り付けられ、上記主軸が転がり軸受および磁気軸受並びに主軸回転駆動用のモータを有するモータ一体型磁気軸受装置で支持されたコンプレッサ・タービンユニットと、このコンプレッサ・タービンユニットの前記コンプレッサおよび膨張タービンを通る冷媒経路に介在した複数または一つの熱交換器を備え、空気を冷媒として被冷却空間の空調または冷凍を行う空気サイクル冷凍ユニットにおいて、前記冷媒経路に介在した熱交換器のうち、前記被冷却空間を出た低温冷媒と前記冷媒経路の後段での高温冷媒との間で熱交換を行う再生熱交換器における高温冷媒の入口部の前段に、その入口部の前段の冷媒経路での高温冷媒と外気との間で熱交換する別の熱交換器を設けたため、再生熱交換器での高温側入力温度を常温程度まで冷却することができて冷凍能力の向上が可能となる。
この発明の一実施形態を図1ないし図5と共に説明する。この実施形態の空気サイクル冷凍ユニットは、コンテナ用冷凍庫等の被冷却空間の空気を直接に冷媒として冷却する装置であり、コンテナの一部にユニット全体が格納されている。
図1に示すように、この空気サイクル冷凍ユニットは、被冷却空間Rにそれぞれ開口した空気の庫内吸込み口Naから庫内噴出口Nbに至る冷媒経路10を有する。この冷媒経路10に、コンプレッサ・タービンユニット11のコンプレッサ11a、第1の放熱用熱交換器12、第2の放熱用熱交換器13、再生熱交換器14、コンプレッサ・タービンユニット11の膨張タービン11bが順に設けられている。
図1に示すように、この空気サイクル冷凍ユニットは、被冷却空間Rにそれぞれ開口した空気の庫内吸込み口Naから庫内噴出口Nbに至る冷媒経路10を有する。この冷媒経路10に、コンプレッサ・タービンユニット11のコンプレッサ11a、第1の放熱用熱交換器12、第2の放熱用熱交換器13、再生熱交換器14、コンプレッサ・タービンユニット11の膨張タービン11bが順に設けられている。
この空気サイクル冷凍ユニットにおいて、被冷却空間Rの空気は、その出口から冷媒経路10の庫内吸込み口Naに流入する。庫内吸込み口Naに流入した空気は、再生熱交換器14により、冷媒経路10中の空気の冷却に使用され、昇温する。すなわち、再生熱交換器14は、冷媒経路10の後段部である第2の放熱用熱交換器13の高温流路10cを経た空気が流入する高温流路10dと、被冷却空間Rを出た低温空気が流入する低温流路10aとの間で熱交換を行なって、第2の放熱用熱交換器13の高温流路10cを経た空気を冷却する。
再生熱交換器14の低温流路10aを経た空気はコンプレッサ・タービンユニット11のコンプレッサ11aにより圧縮され、この圧縮により昇温した状態で、第1の放熱用熱交換器12により冷却される。すなわち、第1の放熱用熱交換器12は、ブロワ18により供給される外気が流入する低温流路19と、コンプレッサ11aを出た高温空気が流入する高温流路10bとの間で熱交換を行なって、コンプレッサ11aを出た高温空気を冷却する。
第1の放熱用熱交換器12により冷却された空気は、コンプレッサ・タービンユニット11の動力部20のモータM1(図2)の冷却に供される。モータM1の冷却に使用されて高温となった空気は、第2の放熱用熱交換器13で1次冷却される。すなわち、第2の放熱用熱交換器13は、前記ブロワ18により第1の放熱用熱交換器13に供給される外気の一部が流入する低温流路21と、コンプレッサ・タービンユニット11の動力部20を経た高温空気が流入する高温流路10cとの間で熱交換を行なって、前記動力部20を経た高温空気を常温レベルまで1次冷却する。第2の放熱用熱交換器13で冷却された空気は、上記したように再生熱交換器14の高温流路10dに流入して、低温流路10aとの間での熱交換により2次冷却される。このようにして冷却された空気は、コンプレッサ・タービンユニット11の膨張タービン11bにより断熱膨張され、冷却されて庫内噴出口Nbから被冷却空間Rの入口に噴出される。
この構成の空気サイクル冷凍ユニットによると、コンプレッサ・タービンユニット11の動力部20のモータM1の冷却に使用されて高温となった空気を、再生熱交換器14による冷却だけでなく、この再生熱交換器14の高温流路10dの入口部の前段に高温流路10cが直列接続される第2の放熱用熱交換器13でも、外気が流入する低温流路21との間で熱交換して冷却するので、冷凍能力を向上させることができる。
また、この実施形態では、前記ブロワ18から第1の放熱用熱交換器12の低温流路19に供給される外気の一部を、第2の放熱用熱交換器13の低温流路21に供給するようにしているので、1つのブロワ18を2つの放熱用熱交換器12,13に使用する外気の供給に共用でき、それだけ構成を簡略化できる。
図2に示すように、前記コンプレッサ・タービンユニット11はモータ一体型磁気軸受装置を備える。このモータ一体型磁気軸受装置は、主軸SHをラジアル方向に対し複数の転がり軸受B1,B2で支持し、主軸SHにかかるアキシアル負荷と軸受予圧のどちらか一方または両方を、それぞれ磁気軸受となる電磁石DMと永久磁石PMとにより支持すると共に、主軸SHを回転駆動するモータM1を設けたものである。
このコンプレッサ・タービンユニット11は、コンプレッサ11aおよび膨張タービン11b内の空気により主軸SHに作用するアキシアル負荷を検出するセンサS1と、このセンサS1の出力に応じて電磁石DMによる支承力を制御するコントローラ17とを有する。このコントローラ17に設けられる磁気軸受用コントローラ17Bにより、センサS1の出力に応じて電磁石DMによる支承力が制御される。ただし、コントローラ17の制御対象は、この電磁石DMによる支承力だけに必ずしも限定されるものではない。例えば、前記モータM1の回転数をコントローラ17のモータコントローラ17Mにより制御することが可能である。
主軸SHを支承する転がり軸受B1,B2は、アキシアル方向位置の規制機能を有するものであり、例えば深溝玉軸受が用いられる。深溝玉軸受の場合、両方向のスラスト支持機能を有し、内外輪のアキシアル方向位置を中立位置に戻す作用を持つ。これら2個の転がり軸受B1,B2は、それぞれスピンドルハウジングHSにおけるコンプレッサ翼車11aaおよびタービン翼車11baの近傍に配置されている。転がり軸受B2は、スピンドルハウジングHS内に嵌合した軸受ハウジング内に嵌合している。
主軸SHは、中央部の大径部SHbと両端部の小径部SHcとを有する段付き軸とされている。両側の転がり軸受B1,B2は、その内輪が小径部SHcに圧入状態に嵌合し、片方の幅面が大径部SHbと小径部SHc間の段差面に係合する。
スピンドルハウジングHSにおける両側の転がり軸受B1,B2よりも各翼車11aa,11ba側の部分は、内径面が主軸SHに近接する径に形成され、この内径面に非接触シールSL1,SL2が形成されている。非接触シールSL1,SL2は、スピンドルハウジングHSの内径面に複数の円周溝を軸方向に並べて形成したラビリンスシールとされている。
スピンドルハウジングHSにおける両側の転がり軸受B1,B2よりも各翼車11aa,11ba側の部分は、内径面が主軸SHに近接する径に形成され、この内径面に非接触シールSL1,SL2が形成されている。非接触シールSL1,SL2は、スピンドルハウジングHSの内径面に複数の円周溝を軸方向に並べて形成したラビリンスシールとされている。
図3は、前記空気サイクル冷凍ユニットの平面配置図を示す。同図において、第1の放熱用熱交換器12および再生熱交換器14は、プレートフィン形で平行流れ方式の熱交換器からなる。すなわち、これらの熱交換器12,14の熱交換器本体12a,14aでは、図4(A),(B)に断面図および側面図で示すように、例えば断面方形とした外囲体28内に、プレート22と波板状のフィン23とを交互に複数段に重ねることで、各プレート19間に同一方向に並ぶ高温流路10b(10d)と低温流路19(10a)とが構成される。これにより高温流路10b(10d)に流入する高温空気と、低温流路19(10a)に流入する低温空気とが、熱交換器本体12a,14a内において互いに平行に流れる。
図3のように、第1の放熱用熱交換器12では、ブロワ18から供給される外気が熱交換器本体12aの低温側入口CIから低温流路19(図1)に導入されて、高温側出口HOから排気部24を経て大気に開放される。また、コンプレッサ・タービンユニット11のコンプレッサ11aを出た高温空気が熱交換器本体12aの高温側入口HIから高温流路10b(図1)に導入されて、低温側出口COから排出され、コンプレッサ・タービンユニット11の動力部20に導入される。
再生熱交換器14では、被冷却空間Rを出た低温空気が熱交換器本体14aの低温側入口CIから低温流路10a(図1)に導入されて、高温側出口HOから排出され、コンプレッサ・タービンユニット11のコンプレッサ11aに導入される。また、第2の放熱用熱交換器13を出た高温空気が熱交換器本体14aの高温側入口HIから高温流路10d(図1)に導入されて、低温側出口COから排出され、コンプレッサ・タービンユニット11の膨張タービン11bに導入される。
再生熱交換器14では、被冷却空間Rを出た低温空気が熱交換器本体14aの低温側入口CIから低温流路10a(図1)に導入されて、高温側出口HOから排出され、コンプレッサ・タービンユニット11のコンプレッサ11aに導入される。また、第2の放熱用熱交換器13を出た高温空気が熱交換器本体14aの高温側入口HIから高温流路10d(図1)に導入されて、低温側出口COから排出され、コンプレッサ・タービンユニット11の膨張タービン11bに導入される。
第2の放熱用熱交換器13は、プレートフィン形で直交流れ方式の熱交換器からなる。すなわち、この熱交換器13は、図5(B)のようにフィン23をプレート22で挟んで形成され同一方向に並ぶ複数の流路21(10c)を有するプレートフィン部材25を、その流路が図5(A)のように互いに直交するように交互に複数段積層して熱交換器本体13aを形成し、その熱交換器本体13aの各流路開口端部を図示しない各外枠構成部材に固定して構成される。フィン23は、複数枚の平行な個別フィン23aの並びからなる。プレートフィン部材25は、上記フィン23とプレート22とが一体に形成されている。前記各外枠構成部材には対応する流路を流れる冷媒空気を通す通孔が開口している。
前記プレートフィン部材25を重ね合わせる際には、高温流路21を構成するプレートフィン部材25と低温流路10cを構成するプレートフィン部材25との間に図示しないシール材を充填することで、高温流路21と低温流路10cの間が完全にシールされる。また、前記外枠構成部材に熱交換器本体13aを固定する際にも、高温流路21の出入り口と低温流路10cの出入り口が隣り合わせとなる部分では、これらの間にシール部材を充填することで、高温流路21の出入り口と低温流路10cの出入り口との間が完全にシールされる。
これにより、熱交換器本体13aに、互いに直交する高温流路10cと低温流路21とが構成され、高温流路10cに流入する高温空気と、低温流路21に流入する外気とが、熱交換器本体13a内において互いに直交して流れる。低温流路21を流れた外気は排気部26から大気に開放される。この場合、プレート22やフィン23は、例えば熱可塑性樹脂からなる。プレート22,フィン23は、アルミ等の金属製であっても良い。また、熱交換器本体13aの各流路開口端部が固定される外枠構成部材は金属製とされる。
なお、図3において、油冷ユニット27は、コンプレッサ・タービンユニット11における転がり軸受B1,B2を油冷する装置である。
なお、図3において、油冷ユニット27は、コンプレッサ・タービンユニット11における転がり軸受B1,B2を油冷する装置である。
図6は、この発明の他の実施形態の平面配置図を示す。この実施形態の空気サイクル冷凍ユニットでは、第2の放熱用熱交換器13を、第1の放熱用熱交換器12や再生熱交換器14と同様に、プレートフィン形で平行流れ方式の熱交換器としたものである。その他の構成は、図1〜図5に示した実施形態の場合と同様である。
なお、上記した各実施形態では、コンテナ用冷凍庫等の被冷却空間Rの冷却に適用した例を示したが、この発明の空気サイクル冷凍ユニットは一般の空気サイクル冷凍装置にも適用可能である。
10…冷媒経路
11…コンプレッサ・タービンユニット
11a…コンプレッサ
11aa…コンプレッサ翼車
11ba…タービン翼車
12…第1の放熱用熱交換器
13…第2の放熱用熱交換器(別の熱交換器)
14…再生熱交換器
R…被冷却空間
SH…主軸
B1,B2…転がり軸受
DM…電磁石(磁気軸受)
PM…永久磁石(磁気軸受)
M1…モータ
11…コンプレッサ・タービンユニット
11a…コンプレッサ
11aa…コンプレッサ翼車
11ba…タービン翼車
12…第1の放熱用熱交換器
13…第2の放熱用熱交換器(別の熱交換器)
14…再生熱交換器
R…被冷却空間
SH…主軸
B1,B2…転がり軸受
DM…電磁石(磁気軸受)
PM…永久磁石(磁気軸受)
M1…モータ
Claims (9)
- コンプレッサ翼車およびタービン翼車が共通の主軸に取り付けられ、上記主軸が転がり軸受および磁気軸受並びに主軸回転駆動用のモータを有するモータ一体型磁気軸受装置で支持されたコンプレッサ・タービンユニットと、このコンプレッサ・タービンユニットの前記コンプレッサおよび膨張タービンを通る冷媒経路に介在した複数または一つの熱交換器を備え、空気を冷媒として被冷却空間の空調または冷凍を行う空気サイクル冷凍ユニットにおいて、
前記冷媒経路に介在した熱交換器のうち、前記被冷却空間を出た低温冷媒と前記冷媒経路の後段での高温冷媒との間で熱交換を行う再生熱交換器における高温冷媒の入口部の前段に、その入口部の前段の冷媒経路での高温冷媒と外気との間で熱交換する別の熱交換器を設けたことを特徴とする空気サイクル冷凍ユニット。 - 請求項1において、前記別の熱交換器で外気との間で熱交換される高温冷媒が、前記コンプレッサ・タービンユニットの前記コンプレッサを経て前記モータの配置部を通過したモータ冷却後の冷媒である空気サイクル冷凍ユニット。
- 請求項1または請求項2において、前記別の熱交換器がプレートフィン形の熱交換器である空気サイクル冷凍ユニット。
- 請求項3において、前記別の熱交換器のプレートおよびフィンが熱可塑性樹脂からなる空気サイクル冷凍ユニット。
- 請求項3または請求項4において、前記別の熱交換器は、フィンをプレートで挟んで
形成した前記高温冷媒および外気の流路を複数段に積層して構成したものである空気サイクル冷凍ユニット。 - 請求項3ないし請求項5のいずれか1項において、前記別の熱交換器の外枠構成部材が金属からなる空気サイクル冷凍ユニット。
- 請求項1ないし請求項6のいずれか1項において、前記別の熱交換器が直交流れ方式の熱交換器である空気サイクル冷凍ユニット。
- 請求項1ないし請求項6のいずれか1項において、前記別の熱交換器が平行流れ方式の熱交換器である空気サイクル冷凍ユニット。
- 請求項1ないし請求項8のいずれか1項において、前記冷媒経路に介在した熱交換器として、冷媒経路の高温冷媒とブロワから供給される外気との間で熱交換を行う放熱用熱交換器を備え、前記ブロワから供給される外気の一部を前記別の熱交換器での外気として使用するものとした空気サイクル冷凍ユニット。
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Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2008173013A JP2010014301A (ja) | 2008-07-02 | 2008-07-02 | 空気サイクル冷凍ユニット |
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2008
- 2008-07-02 JP JP2008173013A patent/JP2010014301A/ja active Pending
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