JP2020122634A - 極低温流体循環式冷却システム及び極低温流体循環式冷却方法 - Google Patents
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Abstract
【課題】冷却システムの冷却効率が高く、膨張タービンの効率が高い、かつ圧力損失個所の少ない極低温流体循環式冷却システム及び極低温流体循環式冷却方法を提供する。【解決手段】第１の副熱交換器３ａにおいては、第１の膨張タービン６ａから排出された極低温の冷媒ガスが、第２の副熱交換器３ｂにおいて熱交換した後の冷媒ガスにより昇温される。また、第１の副熱交換器３ａにおいては、第２の循環経路Ｌ２Ａを流れる冷却液が、第１の膨張タービン６ａから排出された冷媒ガスと、第２の副熱交換器３ｂにおいて熱交換して昇温した冷媒ガスとの双方により冷却される。第２の副熱交換器３ｂにおいては、第１の副熱交換器３ａにおいて熱交換した後の冷却液と、第２の膨張タービン６ｂから排出された極低温の冷媒ガスとの間で熱交換が行われる。【選択図】図１
Description
本発明は、極低温流体循環式冷却システム及び極低温流体循環式冷却方法に関する。
冷媒ガスを圧縮、膨張させて冷却液（一般的には、液体窒素ＬＮ２）を冷却し、該冷却液を高温超電導送電ケーブル等の被冷却体に循環させることで被冷却体を冷却する代表的な極低温流体循環式冷却システムとしてブレイトンサイクル冷凍機が知られている。
かかる冷却システムにおいては、冷媒ガスと液体窒素との間で熱交換を行う熱交換器により、液体窒素を冷却しているが、そのときの冷媒ガスの温度が液体窒素の凝固点（約６３Ｋ）よりも低い場合には、熱交換器内で液体窒素が凝固して、液体窒素を循環させることができなくなるという不具合があった。
そこで、この課題を解決すべく、膨張タービンで断熱膨張した低温の冷媒ガスを液体窒素と熱交換させることにより温度上昇した冷媒ガスをリサイクル（再循環）させて、膨張タービンで断熱膨張した低温の冷媒ガスと熱交換させることで、液体窒素と熱交換させる冷媒ガスの温度を液体窒素の凝固点よりも高い温度とする技術が提案されている（例えば、特許文献１参照）。
一方、圧縮機を駆動するモータの動力を低減させるべく、膨張タービン、圧縮機およびモータを同軸上に配置して一体型とし、冷媒ガスが膨張タービンで断熱膨張することによって発生する動力を同軸上のターボ圧縮機の駆動動力として回収できるようにしたいわゆる“膨張タービン一体型圧縮機”を採用した冷却システムがある。
さらに、かかる冷却システムにおいて、膨張タービン一体型圧縮機を多段で構成すれば、上流側と下流側の膨張タービンと圧縮機の駆動動力がそれぞれ等しくなり、膨張タービンと圧縮機のモータ、主軸、軸受、ケーシング等に同一部品を採用することが可能となり、共通部品として簡素化できるというメリットがあった。
図５は、かかる従来の冷却システムを示した系統図である。
同図に示された従来の多段（２段）圧縮タービン式冷却システム１００は、主熱交換器２と、第１の副熱交換器３ａＰ及び第２の副熱交換器３ｂＰと、２段を構成する第１のターボ圧縮機４ａ及び第２のターボ圧縮機４ｂと、第１の駆動モータ５ａ及び第２の駆動モータ５ｂと、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂと、第１の水冷クーラー７ａ及び第２の水冷クーラー７ｂと、第１の循環経路Ｌ１Ｐと、第２の循環経路Ｌ２Ｐとで構成されている。
同図に示された従来の多段（２段）圧縮タービン式冷却システム１００は、主熱交換器２と、第１の副熱交換器３ａＰ及び第２の副熱交換器３ｂＰと、２段を構成する第１のターボ圧縮機４ａ及び第２のターボ圧縮機４ｂと、第１の駆動モータ５ａ及び第２の駆動モータ５ｂと、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂと、第１の水冷クーラー７ａ及び第２の水冷クーラー７ｂと、第１の循環経路Ｌ１Ｐと、第２の循環経路Ｌ２Ｐとで構成されている。
ここで、第１のターボ圧縮機４ａ及び第２の膨張タービン６ｂは、第１の駆動モータ５ａに対して同軸で設けられ、膨張タービン一体型圧縮機を構成している。第２のターボ圧縮機４ｂ及び第１の膨張タービン６ａは、第２の駆動モータ５ｂに対して同軸で設けられ、他の一つの膨張タービン一体型圧縮機を構成している。
詳細には、第１の循環経路Ｌ１Ｐの経路上には、当該第１の循環経路Ｌ１Ｐに冷媒ガスを圧縮循環させるための第１のターボ圧縮機４ａ及び第２のターボ圧縮機４ｂが、下流方向に向かってこの順で設けられている。第２のターボ圧縮機４ｂを経た冷媒ガスは、主熱交換器２に供給されている。
第１のターボ圧縮機４ａと第２のターボ圧縮機４ｂとの間、第２のターボ圧縮機４ｂと主熱交換器２との間には、それぞれ、第１の水冷クーラー７ａ、第２の水冷クーラー７ｂが介在している。
第２のターボ圧縮機４ｂから主熱交換器２に供給された冷媒ガスは、後述の熱交換の後、主熱交換器２から排出され、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂにより断熱膨張される。ここで、第１の循環経路Ｌ１Ｐは、各膨張タービン６ａ、６ｂについて並列経路となっており、各膨張タービン６ａ、６ｂを経たのちは、再び合流して単一経路を構成している。
各膨張タービン６ａ、６ｂにより断熱膨張された冷媒ガスは、第２の副熱交換器３ｂＰ、第１の副熱交換器３ａＰの順に導入され、第１の副熱交換器３ａＰを出た冷媒ガスは、第２の副熱交換器３ｂＰに戻されて、再び、第２の副熱交換器３ｂＰ、第１の副熱交換器３ａＰの順に導入されている。
かかる構成により、各膨張タービン６ａ、６ｂにより断熱膨張された最も低温の冷媒ガスと、該冷媒ガスが第２の循環経路Ｌ２Ｐを流れる冷却液と熱交換した後の温度上昇した冷媒ガスとを、冷却液と熱交換する前に冷媒ガス同士で熱交換させている。これにより、冷却液と熱交換させる冷媒ガスの温度を、冷却液の凝固点よりも上昇させている（なお、冷媒ガスと冷却液の温度変化の例については、特許文献１の表１を参照）。
第１の副熱交換器３ａＰにおいて、第２の循環経路Ｌ２Ｐを流れる冷却液と熱交換した後の冷媒ガスは、主熱交換器２に戻され、そこで、前述の第２のターボ圧縮機４ｂで圧縮された冷媒ガスを冷却するために利用される。その熱交換処理を終えて、主熱交換器２から排出された冷媒ガスは、第１の循環経路Ｌ１Ｐに基づく循環ループを形成すべく、第１のターボ圧縮機４ａに戻される。
しかしながら、特許文献１に開示された冷却システムや図５に記載の冷却システムは、液体窒素を冷却する前に冷媒ガス同士で互いに熱交換させているため、当該冷却システムにおける冷却効率が低いという課題があった。
次に、図５に記載の従来の冷却システムに関し、膨張タービンの効率について考察する。
そこで、まず、膨張タービンの比速度について考える。
比速度ＮＳＰは、式（１）で定義される。
ＮＳＰ＝（ω√Ｑ２）／Ｈ０．７５ ・・・（１）
ここで、
ω：回転角速度（ｒａｄ／ｓｅｃ）
Ｑ２：膨張タービン出口の体積流量（ｍ３／ｓｅｃ）
Ｈ：断熱ヘッド（Ｊ／ｋｇ）
である。
そこで、まず、膨張タービンの比速度について考える。
比速度ＮＳＰは、式（１）で定義される。
ＮＳＰ＝（ω√Ｑ２）／Ｈ０．７５ ・・・（１）
ここで、
ω：回転角速度（ｒａｄ／ｓｅｃ）
Ｑ２：膨張タービン出口の体積流量（ｍ３／ｓｅｃ）
Ｈ：断熱ヘッド（Ｊ／ｋｇ）
である。
なお、断熱ヘッドＨは膨張タービンの入口温度、入口圧力、出口圧力の関数である。従って、膨張タービンの入口温度が同じであれば膨張比が小さくなるほど断熱ヘッドＨは小さくなるため、比速度は大きくなる。式（１）において、タービン効率が最も高くなる最適比速度は約０．６である。
そこで、図５に示した従来の冷却システムは、２つの膨張タービン、すなわち第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂが、並列構成をなしている。従って、主熱交換器２から出た冷媒ガスは２つに分岐し、それにより、膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂに流れる流量は、ともに、分岐前の圧縮機等を流れる量の半分、すなわち５０％となる。
ゆえに、式（１）から比速度ＮＳＰは、比較的小さくなってしまい、図５に記載の従来の冷却システムでは、比速度の観点から、膨張タービンの効率が低いという課題があった。
加えて、膨張タービンのインペラを流れる冷媒ガスの漏れ（インペラ羽根高さ）による膨張タービンの効率への影響についても考える。
上述のように、膨張タービンで処理する流量が少なくなると（５０％）、処理する流量に合わせて、膨張タービンにおけるインペラ羽根高さを低くすることとなる。インペラ羽根高さが低くなると、インペラのクリアランスとインペラ羽根高さの比率（クリアランス／インペラ羽根高さ）が大きくなる。この比率（クリアランス／インペラ羽根高さ）が大きくなると、インペラ通路内での冷媒ガスの内部漏れ流れが大きくなり、膨張タービンの効率が低下する。
上述のように、膨張タービンで処理する流量が少なくなると（５０％）、処理する流量に合わせて、膨張タービンにおけるインペラ羽根高さを低くすることとなる。インペラ羽根高さが低くなると、インペラのクリアランスとインペラ羽根高さの比率（クリアランス／インペラ羽根高さ）が大きくなる。この比率（クリアランス／インペラ羽根高さ）が大きくなると、インペラ通路内での冷媒ガスの内部漏れ流れが大きくなり、膨張タービンの効率が低下する。
なお、インペラのクリアランスとは、膨張タービンのインペラを取り囲む固定壁と、高速で回転する膨張タービンのインペラとの間の隙間を意味する。クリアランスは、膨張タービンの機械的な精度（使用する軸受や組み立ての精度）により決まり、膨張タービンの大小には無関係に決まる。大きな膨張タービンでも、小さな膨張タービンでも、クリアランスはそれ程変らない。
ゆえに、図５に記載の従来の冷却システムでは、冷却ガスの漏れ（羽車の高さ）の観点からも、膨張タービンの効率が低いという課題があった。
更に、図５に記載の従来の冷却システムに関し、圧力損失個所について考察する。
同図に示すように、従来の冷却システムにおける冷媒ガスの圧力損失個所は第１の副熱交換器３ａＰで２個所、第２の副熱交換器３ｂＰで２個所、合計すると４個所ある。ゆえに、従来の冷却システムでは圧力損失個所が比較的多いという課題があった。
同図に示すように、従来の冷却システムにおける冷媒ガスの圧力損失個所は第１の副熱交換器３ａＰで２個所、第２の副熱交換器３ｂＰで２個所、合計すると４個所ある。ゆえに、従来の冷却システムでは圧力損失個所が比較的多いという課題があった。
本発明は上述のような事情から為されたものであり、冷却システムの冷却効率が高く、膨張タービンの効率が高い、かつ圧力損失個所の少ない極低温流体循環式冷却システム及び極低温流体循環式冷却方法を提供することを課題とする。
かかる課題を解決するため、本発明は以下の構成を有する。
［１］ 冷媒ガスを圧縮及び循環させる、直列に配置された第１の圧縮機及び第２の圧縮機と、
圧縮した前記冷媒ガスを戻りの前記冷媒ガスとの熱交換により冷却する主熱交換器と、
冷却した前記冷媒ガスを断熱膨張させる第１の膨張タービンと、
前記第１の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと冷却液とを熱交換させる第１の副熱交換器と、
前記第１の副熱交換器を出た前記冷媒ガスを断熱膨張させる第２の膨張タービンと、
前記第２の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと前記冷却液とを熱交換させる第２の副熱交換器と、
前記第２の副熱交換器で熱交換した後の前記冷媒ガスを、前記第１の副熱交換器及び前記主熱交換器を介して前記第１の圧縮機に循環させる第１の循環経路と、
前記第１の副熱交換器及び前記第２の副熱交換器で熱交換した後の前記冷却液を、循環させる第２の循環経路と、を備え、
前記第１の副熱交換器では、前記第１の膨張タービンを出た前記冷媒ガスと、前記第２の副熱交換器を出た前記冷媒ガスとが並行に流れ、前記冷却液と前記冷媒ガスとが対向して流れる、極低温流体循環式冷却システム。
［２］ 前記冷却液は、液体窒素である、［１］に記載の極低温流体循環式冷却システム。
［３］ 前記冷媒ガスは、ネオンガス、ヘリウムガス、水素ガスまたはこれらのガスのうちの２種類、あるいは３種類を混合したガスのいずれかである、［１］又は［２］に記載の極低温流体循環式冷却システム。
［４］ 前記第１の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比が、前記第２の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比より大きい、［１］に記載の極低温流体循環式冷却システム。
［５］ 冷媒ガスを圧縮及び循環させる、直列に配置された第１の圧縮機及び第２の圧縮機と、
圧縮した前記冷媒ガスを戻りの前記冷媒ガスとの熱交換により冷却する主熱交換器と、
冷却した前記冷媒ガスを断熱膨張させる第１の膨張タービンと、
前記第１の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと冷却液とを熱交換させる副熱交換器と、
前記副熱交換器を出た前記冷媒ガスを断熱膨張させる第２の膨張タービンと、
前記第２の膨張タービンを出て前記副熱交換器で熱交換した後の前記冷媒ガスを、前記主熱交換器を介して前記第１の圧縮機に循環させる第１の循環経路と、
前記副熱交換器で熱交換した後の前記冷却液を、循環させる第２の循環経路と、を備え、
前記副熱交換器では、前記第１の膨張タービンを出た前記冷媒ガスと、前記第２の膨張タービンを出た前記冷媒ガスとが並行に流れ、前記冷却液と前記冷媒ガスとが対向して流れ、
前記第１の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比（Ａ）と、前記第２の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比（Ｂ）との膨張比率（Ａ／Ｂ）が、１．０８〜１．４３である、極低温流体循環式冷却システム。
［６］ 冷媒ガスを圧縮及び循環させる、直列に配置された第１の圧縮機及び第２の圧縮機と、
圧縮した前記冷媒ガスを戻りの前記冷媒ガスとの熱交換により冷却する主熱交換器と、
冷却した前記冷媒ガスを断熱膨張させる第１の膨張タービンと、
前記第１の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと前記冷却液とを熱交換させる第１の副熱交換器と、
前記第１の副熱交換器を出た前記冷媒ガスを断熱膨張させる第２の膨張タービンと、
前記第２の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと前記冷却液とを熱交換させる第２の副熱交換器と、
前記第２の副熱交換器で熱交換した後の前記冷媒ガスを、前記第１の副熱交換器及び前記主熱交換器を介して前記第１の圧縮機に循環させる第１の循環経路と、
前記第１の副熱交換器及び前記第２の副熱交換器で熱交換した後の前記冷却液を、循環させる第２の循環経路と、を備え、
前記第１の副熱交換器では、前記第１の膨張タービンを出た前記冷媒ガスと、前記第２の副熱交換器を出た前記冷媒ガスとが並行に流れ、前記冷媒ガスと前記冷却液とは対向して流れて熱交換し、
前記第２の副熱交換器では、前記第２の膨張タービンを出た前記冷媒ガスと前記第１の副熱交換器で熱交換した後の前記冷却液とが対向して流れて熱交換する、極低温流体循環式冷却方法。
［７］ 冷媒ガスを圧縮及び循環させる、直列に配置された第１の圧縮機及び第２の圧縮機と、
圧縮した前記冷媒ガスを戻りの前記冷媒ガスとの熱交換により冷却する主熱交換器と、
冷却した前記冷媒ガスを断熱膨張させる第１の膨張タービンと、
前記第１の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと冷却液とを熱交換させる副熱交換器と、
前記副熱交換器を出た前記冷媒ガスを断熱膨張させる第２の膨張タービンと、
前記第２の膨張タービンを出て前記副熱交換器で熱交換した後の前記冷媒ガスを、前記主熱交換器を介して前記第１の圧縮機に循環させる第１の循環経路と、
前記副熱交換器で熱交換した後の前記冷却液を、循環させる第２の循環経路と、を備え、
前記第１の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比（Ａ）と、前記第２の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比（Ｂ）との膨張比率（Ａ／Ｂ）が、１．０８〜１．４３であり、
前記副熱交換器では、前記第１の膨張タービンを出た前記冷媒ガスと、前記第２の膨張タービンを出た前記冷媒ガスとが並行に流れ、前記冷却液と前記冷媒ガスとが対向して流れて熱交換する、極低温流体循環式冷却方法。
［１］ 冷媒ガスを圧縮及び循環させる、直列に配置された第１の圧縮機及び第２の圧縮機と、
圧縮した前記冷媒ガスを戻りの前記冷媒ガスとの熱交換により冷却する主熱交換器と、
冷却した前記冷媒ガスを断熱膨張させる第１の膨張タービンと、
前記第１の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと冷却液とを熱交換させる第１の副熱交換器と、
前記第１の副熱交換器を出た前記冷媒ガスを断熱膨張させる第２の膨張タービンと、
前記第２の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと前記冷却液とを熱交換させる第２の副熱交換器と、
前記第２の副熱交換器で熱交換した後の前記冷媒ガスを、前記第１の副熱交換器及び前記主熱交換器を介して前記第１の圧縮機に循環させる第１の循環経路と、
前記第１の副熱交換器及び前記第２の副熱交換器で熱交換した後の前記冷却液を、循環させる第２の循環経路と、を備え、
前記第１の副熱交換器では、前記第１の膨張タービンを出た前記冷媒ガスと、前記第２の副熱交換器を出た前記冷媒ガスとが並行に流れ、前記冷却液と前記冷媒ガスとが対向して流れる、極低温流体循環式冷却システム。
［２］ 前記冷却液は、液体窒素である、［１］に記載の極低温流体循環式冷却システム。
［３］ 前記冷媒ガスは、ネオンガス、ヘリウムガス、水素ガスまたはこれらのガスのうちの２種類、あるいは３種類を混合したガスのいずれかである、［１］又は［２］に記載の極低温流体循環式冷却システム。
［４］ 前記第１の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比が、前記第２の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比より大きい、［１］に記載の極低温流体循環式冷却システム。
［５］ 冷媒ガスを圧縮及び循環させる、直列に配置された第１の圧縮機及び第２の圧縮機と、
圧縮した前記冷媒ガスを戻りの前記冷媒ガスとの熱交換により冷却する主熱交換器と、
冷却した前記冷媒ガスを断熱膨張させる第１の膨張タービンと、
前記第１の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと冷却液とを熱交換させる副熱交換器と、
前記副熱交換器を出た前記冷媒ガスを断熱膨張させる第２の膨張タービンと、
前記第２の膨張タービンを出て前記副熱交換器で熱交換した後の前記冷媒ガスを、前記主熱交換器を介して前記第１の圧縮機に循環させる第１の循環経路と、
前記副熱交換器で熱交換した後の前記冷却液を、循環させる第２の循環経路と、を備え、
前記副熱交換器では、前記第１の膨張タービンを出た前記冷媒ガスと、前記第２の膨張タービンを出た前記冷媒ガスとが並行に流れ、前記冷却液と前記冷媒ガスとが対向して流れ、
前記第１の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比（Ａ）と、前記第２の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比（Ｂ）との膨張比率（Ａ／Ｂ）が、１．０８〜１．４３である、極低温流体循環式冷却システム。
［６］ 冷媒ガスを圧縮及び循環させる、直列に配置された第１の圧縮機及び第２の圧縮機と、
圧縮した前記冷媒ガスを戻りの前記冷媒ガスとの熱交換により冷却する主熱交換器と、
冷却した前記冷媒ガスを断熱膨張させる第１の膨張タービンと、
前記第１の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと前記冷却液とを熱交換させる第１の副熱交換器と、
前記第１の副熱交換器を出た前記冷媒ガスを断熱膨張させる第２の膨張タービンと、
前記第２の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと前記冷却液とを熱交換させる第２の副熱交換器と、
前記第２の副熱交換器で熱交換した後の前記冷媒ガスを、前記第１の副熱交換器及び前記主熱交換器を介して前記第１の圧縮機に循環させる第１の循環経路と、
前記第１の副熱交換器及び前記第２の副熱交換器で熱交換した後の前記冷却液を、循環させる第２の循環経路と、を備え、
前記第１の副熱交換器では、前記第１の膨張タービンを出た前記冷媒ガスと、前記第２の副熱交換器を出た前記冷媒ガスとが並行に流れ、前記冷媒ガスと前記冷却液とは対向して流れて熱交換し、
前記第２の副熱交換器では、前記第２の膨張タービンを出た前記冷媒ガスと前記第１の副熱交換器で熱交換した後の前記冷却液とが対向して流れて熱交換する、極低温流体循環式冷却方法。
［７］ 冷媒ガスを圧縮及び循環させる、直列に配置された第１の圧縮機及び第２の圧縮機と、
圧縮した前記冷媒ガスを戻りの前記冷媒ガスとの熱交換により冷却する主熱交換器と、
冷却した前記冷媒ガスを断熱膨張させる第１の膨張タービンと、
前記第１の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと冷却液とを熱交換させる副熱交換器と、
前記副熱交換器を出た前記冷媒ガスを断熱膨張させる第２の膨張タービンと、
前記第２の膨張タービンを出て前記副熱交換器で熱交換した後の前記冷媒ガスを、前記主熱交換器を介して前記第１の圧縮機に循環させる第１の循環経路と、
前記副熱交換器で熱交換した後の前記冷却液を、循環させる第２の循環経路と、を備え、
前記第１の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比（Ａ）と、前記第２の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比（Ｂ）との膨張比率（Ａ／Ｂ）が、１．０８〜１．４３であり、
前記副熱交換器では、前記第１の膨張タービンを出た前記冷媒ガスと、前記第２の膨張タービンを出た前記冷媒ガスとが並行に流れ、前記冷却液と前記冷媒ガスとが対向して流れて熱交換する、極低温流体循環式冷却方法。
本発明の極低温流体循環式冷却システム及び極低温流体循環式冷却方法によれば、冷却システムの冷却効率を高くし、膨張タービンの効率を高くし、かつ圧力損失個所を少なくできる。
以下、図面を参照して、本発明の実施の形態について詳細に説明する。
第１実施形態及び第２実施形態は、いずれも、従来技術に対して、冷却システムの冷却効率が高く、膨張タービンの効率が高い、かつ圧力損失個所の少ない技術を提供するものである。第１実施形態と第２実施形態の差異は、第１実施形態が最大限に冷却効率を高くするものであるのに対し、第２実施形態は、冷却効率をある程度維持しつつ、圧力損失個所を減らすことと構成の簡略化を重視したものである。
第１実施形態及び第２実施形態は、いずれも、従来技術に対して、冷却システムの冷却効率が高く、膨張タービンの効率が高い、かつ圧力損失個所の少ない技術を提供するものである。第１実施形態と第２実施形態の差異は、第１実施形態が最大限に冷却効率を高くするものであるのに対し、第２実施形態は、冷却効率をある程度維持しつつ、圧力損失個所を減らすことと構成の簡略化を重視したものである。
なお、冷媒ガスの例としては、ネオンガス、ヘリウムガス、水素ガス、またはこれらのガスのうちの２種類あるいは３種類を混合したガスのいずれかである。また、冷却液の典型例としては、液体窒素（ＬＮ２）である。
＜第１実施形態＞
図１は、本発明の極低温流体循環式冷却システム及び極低温流体循環式冷却方法における第１実施形態の構成を示す系統図である。
図１に示すように、第１実施形態に係る極低温流体循環式冷却システム１Ａは、主熱交換器２と、第１の副熱交換器３ａ及び第２の副熱交換器３ｂと、２段を構成する第１のターボ圧縮機（第１の圧縮機）４ａ及び第２のターボ圧縮機（第２の圧縮機）４ｂと、第１の駆動モータ５ａ及び第２の駆動モータ５ｂと、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂと、第１の水冷クーラー７ａ及び第２の水冷クーラー７ｂと、第１の循環経路Ｌ１Ａと、第２の循環経路Ｌ２Ａとを有する。
図１は、本発明の極低温流体循環式冷却システム及び極低温流体循環式冷却方法における第１実施形態の構成を示す系統図である。
図１に示すように、第１実施形態に係る極低温流体循環式冷却システム１Ａは、主熱交換器２と、第１の副熱交換器３ａ及び第２の副熱交換器３ｂと、２段を構成する第１のターボ圧縮機（第１の圧縮機）４ａ及び第２のターボ圧縮機（第２の圧縮機）４ｂと、第１の駆動モータ５ａ及び第２の駆動モータ５ｂと、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂと、第１の水冷クーラー７ａ及び第２の水冷クーラー７ｂと、第１の循環経路Ｌ１Ａと、第２の循環経路Ｌ２Ａとを有する。
ここで、第１のターボ圧縮機４ａ及び第２の膨張タービン６ｂは、第１の駆動モータ５ａに対して同軸で設けられ、膨張タービン一体型圧縮機を構成する。第２のターボ圧縮機４ｂ及び第１の膨張タービン６ａは、第２の駆動モータ５ｂに対して同軸で設けられ、他の一つの膨張タービン一体型圧縮機を構成する。
詳細には、第１の循環経路Ｌ１Ａの経路上には、当該第１の循環経路Ｌ１Ａに冷媒ガスを圧縮循環させるための第１のターボ圧縮機４ａ及び第２のターボ圧縮機４ｂが、下流方向に向かってこの順で位置する。第２のターボ圧縮機４ｂを経た冷媒ガスは、主熱交換器２に供給される。
また、第１のターボ圧縮機４ａと第２のターボ圧縮機４ｂとの間、第２のターボ圧縮機４ｂと主熱交換器２との間には、それぞれ、第１の水冷クーラー７ａ、第２の水冷クーラー７ｂが位置する。
第２のターボ圧縮機４ｂから主熱交換器２に供給された冷媒ガスは、後述の熱交換の後、主熱交換器２から排出され、第１の膨張タービン６ａにより断熱膨張して温度が低下する。第１の膨張タービン６ａにより断熱膨張した冷媒ガスは、第１の副熱交換器３ａでの後述の熱交換を経由した後、第２の膨張タービン６ｂに導かれて断熱膨張して温度が低下する。すなわち、第１の膨張タービン６ａと第２の膨張タービン６ｂとは、第１の副熱交換器３ａを挟んで直列に配置されている。
第２の膨張タービン６ｂにより断熱膨張して温度が低下した冷媒ガスは、第２の副熱交換器３ｂ、第１の副熱交換器３ａの順に導入され、順に後述の熱交換が行われ、第１の副熱交換器３ａを出た冷媒ガスは、主熱交換器２に戻る。
一方、第２の循環経路Ｌ２Ａを流れる冷却液は、第１の副熱交換器３ａ、第２の副熱交換器３ｂの順に導入され、後述の熱交換が行われる。なお、第２の循環経路Ｌ２Ａには、図示しない冷却液を循環させるためのポンプおよび高温超電導送電ケーブル等の被冷却体が接続されている。
第１の副熱交換器３ａでは、第１の膨張タービン６ａを出た冷媒ガスと、第２の副熱交換器３ｂを出た冷媒ガスとが並行（同じ方向）に流れている。さらに、第１の副熱交換器３ａでは、第２の循環経路Ｌ２Ａを流れる冷却液と、上述した２つの冷媒ガスとが対向するように流れている。かかる構成により、第１の副熱交換器３ａにおいては、第１の膨張タービン６ａから排出された冷媒ガスと、第２の副熱交換器３ｂにおいて熱交換した後の冷媒ガスと、第２の循環経路Ｌ２Ａを流れる冷却液との３者の間で相互に熱交換が行われる。
詳細には、第１の膨張タービン６ａから排出された極低温の冷媒ガスは、第２の副熱交換器３ｂにおいて熱交換した後の冷媒ガスにより昇温される。また、第２の循環経路Ｌ２Ａを流れる冷却液は、第１の膨張タービン６ａから排出された冷媒ガスと、第２の副熱交換器３ｂにおいて熱交換した後の冷媒ガスとの双方により冷却される。
第２の副熱交換器３ｂでは、第１の副熱交換器３ａにおいて熱交換された冷却液と、第２の膨張タービン６ｂから排出された極低温の冷媒ガスとが対向するように流れている。かかる構成により、第２の副熱交換器３ｂにおいては、第１の副熱交換器３ａにおいて熱交換した後の冷却液と、第２の膨張タービン６ｂから排出された極低温の冷媒ガスとの間で熱交換が行われる。
第２の副熱交換器３ｂ、第１の副熱交換器３ａの順で熱交換して、主熱交換器２に戻された冷媒ガスは、そこで、前述の第２のターボ圧縮機４ｂで圧縮された冷媒ガスを冷却するために利用される。その熱交換処理を終えて、主熱交換器２から排出された冷媒ガスは、第１の循環経路Ｌ１Ａに基づく循環ループを形成すべく、第１のターボ圧縮機４ａに戻される。
（イ）冷却効率の向上
第１の副熱交換器３ａは、第１の膨張タービン６ａから排出された冷媒ガスと、第２の副熱交換器３ｂから排出された冷媒ガスの両方（従来に比して、２倍流量）で、対向して流れてくる冷却液を冷却しているため、冷却効率が向上している。
第１の副熱交換器３ａは、第１の膨張タービン６ａから排出された冷媒ガスと、第２の副熱交換器３ｂから排出された冷媒ガスの両方（従来に比して、２倍流量）で、対向して流れてくる冷却液を冷却しているため、冷却効率が向上している。
また、第１の膨張タービン６ａで断熱膨張した極低温の冷媒ガスと冷却液とを熱交換させ、それにより温度上昇した冷媒ガスを、第２の膨張タービン６ｂで更に断熱膨張させているため、従来技術のように１段で断熱膨張させるよりもタービンのトータル熱落差が大きくなり、冷却システムの冷凍能力が向上することで冷却効率が向上している。
図２は、当該実施形態に係るＴ−Ｓ線図である。同図において、主熱交換器２から排出された冷媒ガス（温度Ｔ０）は、第１の膨張タービン６ａにより断熱膨張して温度が降下し、状態が点Ｃに遷移する。次に、第１の副熱交換器３ａにより圧力一定（Ｐ１）で昇温されて点Ｄに遷移する。次に、第２の膨張タービン６ｂにより断熱膨張して温度が降下し、点Ｅに遷移する。次に、第２及び第１の副熱交換器３ｂ、３ａにより圧力一定（Ｐ２）で順に昇温されて点Ｆに遷移する。なお、ここでは圧力損失を考慮していない。
図２に示すように、第１実施形態の冷却熱量（図２のＷ１（ＡＢＥＦＧの面積）及びＷ２（ＢＣＤＥの面積））は、従来技術の冷却熱量（図２のＷ１（ＡＢＥＦＧの面積））と比較して、二段膨張（第１の膨張タービン→第１の副熱交換器→第２の膨張タービン）させて冷媒ガスを降温させるため、冷却熱量Ｗ２分だけ増加することで、冷凍効率（ＣＯＰ）が向上している。
（ロ）冷媒ガスの温度が、冷却液の凝固点を下回らないための保証
上述のように、本発明に係る実施形態は、冷却効率を向上させた構成であり、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂの各々から排出された冷媒ガスがそのまま冷却液を冷却する構成となっている。したがって、各膨張タービン６ａ、６ｂの出口の冷媒ガス温度が、冷却液の凝固点を下回らないことが好ましい。
上述のように、本発明に係る実施形態は、冷却効率を向上させた構成であり、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂの各々から排出された冷媒ガスがそのまま冷却液を冷却する構成となっている。したがって、各膨張タービン６ａ、６ｂの出口の冷媒ガス温度が、冷却液の凝固点を下回らないことが好ましい。
そこで、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂの膨張比（入口圧力と出口圧力の比率）を、それぞれ、膨張比（Ａ）及び膨張比（Ｂ）とすると、膨張比率（Ａ／Ｂ）を所定の範囲とすることで、各膨張タービンの出口温度が、冷却液の凝固点を下回らないようにすることができる。
具体的には、後述の実施例で示されるように、膨張比率（Ａ／Ｂ）が、１．０８〜１．４３の範囲であれば、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂの出口温度は、ともに、冷却液の凝固点（６３Ｋ）を下回ることはないので、冷却液と熱交換する際の冷媒ガスの温度が、冷却液の凝固点を下回ることはない。また、逆に、このように各膨張タービン６ａ、７ｂの出口温度が、ともに冷却液の凝固点以上であっても、上述の冷却効率により、膨張比率（Ａ／Ｂ）を所定の範囲とすることで、冷却液を所定の温度（例えば６５Ｋ）まで冷却できるとも言える。
なお、この第１実施形態においては、第２の膨張タービン６ｂの出口温度よりも第１の膨張タービン６ａの出口温度が高く、かつ、膨張タービン６ａ、６ｂの出口温度が冷却液の凝固点（６３Ｋ）を下回らないような膨張比率が望ましい。従って、前述の１．０８〜１．４３の範囲の膨張比率のうち、１．０８〜１．３０が好ましく、特に、冷凍能力の高くなる１．０８〜１．２２がより好ましく、１．０８〜１．１９が特に好ましい。
よって、この第１実施形態においては、後述の実施例で確認されるように、相対的に、第１の膨張タービン６aよりも第２の膨張タービン６ｂの出口温度が低くなるが、第２の副熱交換器３ｂを設けて、第１の副熱交換器３ａと共に、効率的に冷却液との熱交換を行うことができる。
（ハ）膨張タービンの効率
直列に配置された各膨張タービン６ａ、６ｂの体積流量Ｑ２は、従来の並列配置の２倍（１００％）に増加し、膨張比が減少することで断熱ヘッドＨが小さくなり、式（１）で表される比速度ＮＳＰが大きくなってタービン効率が最も高くなる最適比速度に近づく。よって、各膨張タービン６ａ、６ｂの効率は相対的に高くなる。
直列に配置された各膨張タービン６ａ、６ｂの体積流量Ｑ２は、従来の並列配置の２倍（１００％）に増加し、膨張比が減少することで断熱ヘッドＨが小さくなり、式（１）で表される比速度ＮＳＰが大きくなってタービン効率が最も高くなる最適比速度に近づく。よって、各膨張タービン６ａ、６ｂの効率は相対的に高くなる。
また、同様に、各膨張タービン６ａ、６ｂの体積流量は、従来の並列配置の２倍（１００％）であるので、各膨張タービン６ａ、６ｂのインペラ羽根高さが２倍に増加し、インペラのクリアランスとインペラ羽根高さの比率（クリアランス／インペラ羽根高さ）は小さくなる。従って、インペラ通路内での冷媒ガスの内部漏れ流れを少なくでき、膨張タービンの効率を向上できる。
（ニ）圧力損失個所
図１に示すように、副熱交換器を流れる冷媒ガスの圧力損失の箇所は、第１の副熱交換器３ａで２個所、第２の副熱交換器３ｂで１個所の、合計３個所であるので、図５に記載の従来の冷却システムにおける圧力損失個所（４個所）よりも少なくなり、圧力損失を減らすことができる。
図１に示すように、副熱交換器を流れる冷媒ガスの圧力損失の箇所は、第１の副熱交換器３ａで２個所、第２の副熱交換器３ｂで１個所の、合計３個所であるので、図５に記載の従来の冷却システムにおける圧力損失個所（４個所）よりも少なくなり、圧力損失を減らすことができる。
＜第２実施形態＞
第２実施形態は、第１実施形態に対して、所定条件のもとで、第２の副熱交換器３ｂを不要とし、圧力損失個所を更に削減し、冷却システムの構成を簡略化した形態である。
図３は、極低温流体循環式冷却システム及び極低温流体循環式冷却方法における第２実施形態の構成を示す系統図である。ここで、第１実施形態と同一の構成については、同符号を付し、以下、重複した説明を省略する。
第２実施形態は、第１実施形態に対して、所定条件のもとで、第２の副熱交換器３ｂを不要とし、圧力損失個所を更に削減し、冷却システムの構成を簡略化した形態である。
図３は、極低温流体循環式冷却システム及び極低温流体循環式冷却方法における第２実施形態の構成を示す系統図である。ここで、第１実施形態と同一の構成については、同符号を付し、以下、重複した説明を省略する。
第２実施形態は、第１実施形態と同様に、冷却システムの冷却効率が高く、膨張タービンの効率が高い極低温流体循環式冷却システムの技術を提供することができる。
また、膨張比率を少なくとも１．０８〜１．４３の範囲とすることにより、冷媒ガスの温度が、冷却液の凝固点を下回らないように保証することは第１実施形態と同様であるが、とりわけ、この第２実施形態においては、第２の膨張タービン６ｂの出口温度が、比較的高いことを優先している。すなわち、前述の１．０８〜１．４３の範囲の膨張比率のうち、１．１９〜１．４３が好ましい。特に、第２の膨張タービン６ｂの出口温度が、第１の膨張タービン６ａの出口温度よりも高くなる膨張比率の範囲、すなわち、１．３０〜１．４３がより好ましい。
また、膨張比率を少なくとも１．０８〜１．４３の範囲とすることにより、冷媒ガスの温度が、冷却液の凝固点を下回らないように保証することは第１実施形態と同様であるが、とりわけ、この第２実施形態においては、第２の膨張タービン６ｂの出口温度が、比較的高いことを優先している。すなわち、前述の１．０８〜１．４３の範囲の膨張比率のうち、１．１９〜１．４３が好ましい。特に、第２の膨張タービン６ｂの出口温度が、第１の膨張タービン６ａの出口温度よりも高くなる膨張比率の範囲、すなわち、１．３０〜１．４３がより好ましい。
なお、膨張比率が１．４３を超えると、後述の実施例で示されるように、第１の膨張タービン６ａの出口温度が冷却液の凝固点を下回ってしまう。しかるに、図１に示すように、第１の副熱交換器３ａにおいては、第２の循環経路Ｌ２Ａを流れる冷却液は、第１の膨張タービン６ａから排出された冷媒ガスと、第２の副熱交換器３ｂにおいて熱交換された冷媒ガスとの双方により冷却されるものの、それらの冷媒ガス間でも熱交換が行われて、第１の膨張タービン６ａから排出された冷媒ガスは冷却液の凝固点よりも高い温度まで昇温されるので、結果として、冷却液は、凝固点温度以下で冷却されることはなくなる。従って、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂの出口温度が、ともに、冷却液の凝固点（６３Ｋ）を下回らない膨張比率の範囲は前述のように、１．０８〜１．４３の範囲であるが、実際に冷却液を凝固させない範囲という意味では、膨張比率の範囲の上限側には余裕があることになる。
以上の第２実施形態においては、後述の実施例で示される通り、第１実施形態と比較して、冷凍能力は若干低下するが、その代わり、第２の副熱交換器３ｂが不要となり、それに伴って、圧力損失の個所も２つに減る。
なお、従来技術と比較した場合の冷却システムの冷却効率の向上の概念や各膨張タービンの効率の向上に関しては、第１実施形態と同様である。
ところで、各膨張タービンに係る全膨張比（Ｃ）は、次式で定義される。
全膨張比（Ｃ）＝第１の膨張タービンの６ａ膨張比（Ａ）×第２の膨張タービン６ｂの膨張比（Ｂ） ・・・（２）
全膨張比（Ｃ）＝第１の膨張タービンの６ａ膨張比（Ａ）×第２の膨張タービン６ｂの膨張比（Ｂ） ・・・（２）
一方、上述の各実施形態においては、ターボ圧縮機の数が２つの、いわゆる２段圧縮の場合について説明したが、ターボ圧縮機の圧力比は、圧力比が大きいと断熱圧縮による冷媒ガスの温度上昇が大きくなって圧縮機の効率が低下し、小さいとより多くの圧縮段数が必要となるため、通常、圧縮機の１段当たりの圧力比は１．５付近とされる。したがって、２段圧縮では圧力比はおよそ２となり、前述した膨張タービンの全膨張比（Ｃ）は、便宜上、２とする。
従って、逆に、膨張比率（Ａ／Ｂ）が決まれば、式（２）との関係から、各膨張タービンの膨張比（ＡおよびＢ）が一意に決定されることとなる。
なお、ターボ圧縮機の数が増えても、すなわち、圧縮段数が増加しても同様に適用され、例えば３段圧縮では膨張タービンの全膨張比（Ｃ）は、便宜上、３とすればよい。
図５の従来例の２台並列膨張構成の場合（比較例１）と、本発明の実施形態に係る、いわゆる２段直列膨張構成の場合（実施例）と、その２台並列膨張構成で一方の膨張タービンの膨張比を２とし、他方の膨張タービンの膨張比を１として従来例と擬した場合（比較例２）について、ターボ圧縮機及び膨張タービンの運転条件（温度、圧力、流量、効率など）や熱交換器の条件（圧力損失や熱交換効率）を同じとして、プロセスシミュレーションを行った。なお、冷却液としては、液体窒素を採用した。
（比較例１）
図５の従来例の構成において、液体窒素を６５Ｋに冷却するために必要な冷媒ガスの最低温度（膨張タービン出口の冷媒ガス温度）は、５９．８４Ｋであった。つまり、この温度の冷媒ガスをリサイクル（再循環）させて冷媒ガス同士で熱交換することで冷媒ガスの温度を６５Ｋまで上昇させ、この温度で液体窒素と熱交換するため、液体窒素は凝固しないというプロセスシミュレーション結果を得た。
しかしながら、冷凍能力は、１０．９３ｋＷであった。
図５の従来例の構成において、液体窒素を６５Ｋに冷却するために必要な冷媒ガスの最低温度（膨張タービン出口の冷媒ガス温度）は、５９．８４Ｋであった。つまり、この温度の冷媒ガスをリサイクル（再循環）させて冷媒ガス同士で熱交換することで冷媒ガスの温度を６５Ｋまで上昇させ、この温度で液体窒素と熱交換するため、液体窒素は凝固しないというプロセスシミュレーション結果を得た。
しかしながら、冷凍能力は、１０．９３ｋＷであった。
（実施例１）
第１の膨張タービン６ａの膨張比（Ａ）及び第２の膨張タービン６ｂの膨張比（Ｂ）が、それぞれ、１．４７及び１．３６のとき、すなわち、膨張比率（Ａ／Ｂ）が、１．０８のとき、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂの出口温度は、それぞれ、６５．９１Ｋ及び６３．３８Ｋであった。
また、このとき、冷凍能力は、１１．５４ｋＷであった。従って、比較例１の冷凍能力に対する向上比率を表す冷凍能力比率は、１０５．５８％であった。
第１の膨張タービン６ａの膨張比（Ａ）及び第２の膨張タービン６ｂの膨張比（Ｂ）が、それぞれ、１．４７及び１．３６のとき、すなわち、膨張比率（Ａ／Ｂ）が、１．０８のとき、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂの出口温度は、それぞれ、６５．９１Ｋ及び６３．３８Ｋであった。
また、このとき、冷凍能力は、１１．５４ｋＷであった。従って、比較例１の冷凍能力に対する向上比率を表す冷凍能力比率は、１０５．５８％であった。
（実施例２）
第１の膨張タービン６ａの膨張比（Ａ）及び第２の膨張タービン６ｂの膨張比（Ｂ）が、それぞれ、１．５４及び１．３０のとき、すなわち、膨張比率（Ａ／Ｂ）が、１．１９のとき、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂの出口温度が、それぞれ、６４．９７Ｋ及び６４．３１Ｋであった。
また、このとき、冷凍能力は、１１．５５ｋＷであった。従って、比較例１の冷凍能力に対する向上比率を表す冷凍能力比率は、１０５．６７％であった。
第１の膨張タービン６ａの膨張比（Ａ）及び第２の膨張タービン６ｂの膨張比（Ｂ）が、それぞれ、１．５４及び１．３０のとき、すなわち、膨張比率（Ａ／Ｂ）が、１．１９のとき、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂの出口温度が、それぞれ、６４．９７Ｋ及び６４．３１Ｋであった。
また、このとき、冷凍能力は、１１．５５ｋＷであった。従って、比較例１の冷凍能力に対する向上比率を表す冷凍能力比率は、１０５．６７％であった。
（実施例３）
第１の膨張タービン６ａの膨張比（Ａ）及び第２の膨張タービン６ｂの膨張比（Ｂ）が、それぞれ、１．６１及び１．２４のとき、すなわち、膨張比率（Ａ／Ｂ）が、１．３０のとき、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂの出口温度が、それぞれ、６４．０２Ｋ及び６５．３０Ｋであった。
また、このとき、冷凍能力は、１１．５３ｋＷであった。従って、比較例１の冷凍能力に対する向上比率を表す冷凍能力比率は、１０５．４９％であった。
第１の膨張タービン６ａの膨張比（Ａ）及び第２の膨張タービン６ｂの膨張比（Ｂ）が、それぞれ、１．６１及び１．２４のとき、すなわち、膨張比率（Ａ／Ｂ）が、１．３０のとき、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂの出口温度が、それぞれ、６４．０２Ｋ及び６５．３０Ｋであった。
また、このとき、冷凍能力は、１１．５３ｋＷであった。従って、比較例１の冷凍能力に対する向上比率を表す冷凍能力比率は、１０５．４９％であった。
（実施例４）
第１の膨張タービン６ａの膨張比（Ａ）及び第２の膨張タービン６ｂの膨張比（Ｂ）が、それぞれ、１．６９及び１．１８のとき、すなわち、膨張比率（Ａ／Ｂ）が、１．４３のとき、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂの出口温度が、それぞれ、６３．０２Ｋ及び６６．３５Ｋであった。
また、このとき、冷凍能力は、１１．４６ｋＷであった。従って、比較例１の冷凍能力に対する向上比率を表す冷凍能力比率は、１０４．８５％であった。
第１の膨張タービン６ａの膨張比（Ａ）及び第２の膨張タービン６ｂの膨張比（Ｂ）が、それぞれ、１．６９及び１．１８のとき、すなわち、膨張比率（Ａ／Ｂ）が、１．４３のとき、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂの出口温度が、それぞれ、６３．０２Ｋ及び６６．３５Ｋであった。
また、このとき、冷凍能力は、１１．４６ｋＷであった。従って、比較例１の冷凍能力に対する向上比率を表す冷凍能力比率は、１０４．８５％であった。
以上の結果から、実施例１〜実施例４のいわゆる２段直列膨張の冷却システムは、第１の膨張タービン６ａで断熱膨張した冷媒ガスを冷却液と熱交換させ、それにより温度上昇した冷媒ガスを、第２の膨張タービン６ｂで更に断熱膨張させて冷却液と熱交換させているので、従来例の２台並列膨張の冷却システム（比較例１）と比較して、いずれの膨張比率においても、冷凍能力が向上することが分かった。
また、膨張比率の所定の範囲、具体的には、１．０８〜１．４３の範囲では、第１の膨張タービン６ａ及び第２の膨張タービン６ｂの各出口温度のどちらも、液体窒素の凝固点、すなわち６３Ｋを下回らないことが判明した。
更に、液体窒素の凝固点を下回らない１．０８〜１．４３の範囲のうち、前半の領域内（実施例１〜実施例２）を選択すれば、第１の膨張タービン６ａの出口温度が比較的高いことを保証でき、逆に、後半の領域内（実施例３〜実施例４）を選択すれば、第２の膨張タービン６ｂの出口温度が比較的高いことを保証できることが分かった。
（比較例２）
比較例２として、２段直列膨張構成は実施例と同一とし、第１の膨張タービン６ａの膨張比（Ａ）及び第２の膨張タービン６ｂの膨張比（Ｂ）が、それぞれ、２．００及び１．００、すなわち、膨張比率（Ａ／Ｂ）を２．００として検証した。これは、第１の膨張タービン６ａのみで膨張し、第２の膨張タービン６ｂでは膨張させていない例である。
その結果は、第１の膨張タービン６ａの出口温度は５９．８４Ｋで比較例１の出口温度と同じになり、第２の膨張タービン６ｂの出口温度は７０．００Ｋとなった。また、冷凍能力は、比較例１と同じ１０．９３であった。
比較例２として、２段直列膨張構成は実施例と同一とし、第１の膨張タービン６ａの膨張比（Ａ）及び第２の膨張タービン６ｂの膨張比（Ｂ）が、それぞれ、２．００及び１．００、すなわち、膨張比率（Ａ／Ｂ）を２．００として検証した。これは、第１の膨張タービン６ａのみで膨張し、第２の膨張タービン６ｂでは膨張させていない例である。
その結果は、第１の膨張タービン６ａの出口温度は５９．８４Ｋで比較例１の出口温度と同じになり、第２の膨張タービン６ｂの出口温度は７０．００Ｋとなった。また、冷凍能力は、比較例１と同じ１０．９３であった。
上述の比較例１、実施例１〜実施例４、及び比較例２の結果を表に表すと、表１のようになる。また、各データをグラフとして示すと図４のようになる。
図４によれば、第１の膨張タービン６ａの各出口温度を繋いだ線は、ほぼ単調に減少する直線をなし、一方、第２の膨張タービン６ｂの各出口温度を繋いだ線は、ほぼ単調に増加する直線をなすことが分かった。そのとき、それらの２本の線は、膨張比率１．２２近傍で交わることが分かった。
また、同図によれば、冷凍能力比率は、膨張比率１．１９近傍で最大になることが分かった。
また、同図によれば、冷凍能力比率は、膨張比率１．１９近傍で最大になることが分かった。
本発明の極低温流体循環式冷却システム及び極低温流体循環式冷却方法は、例えば、冷媒ガスを圧縮、膨張させて冷却液（例えば液体窒素ＬＮ２）を冷却し、該冷却液を高温超電導送電ケーブル等の被冷却体に循環させることで被冷却体を冷却するような場合に利用可能である。
１Ａ、１Ｂ・・・極低温流体循環式冷却システム
２・・・主熱交換器
３ａ、３ａＰ・・・第１の副熱交換器
３ｂ、３ｂＰ・・・第２の副熱交換器
４ａ・・・第１のターボ圧縮機（第１の圧縮機）
４ｂ・・・第２のターボ圧縮機（第２の圧縮機）
５ａ・・・第１の駆動モータ
５ｂ・・・第２の駆動モータ
６ａ・・・第１の膨張タービン
６ｂ・・・第２の膨張タービン
７ａ・・・第１の水冷クーラー
７ｂ・・・第２の水冷クーラー
Ｌ１Ａ、Ｌ１Ｂ、Ｌ１Ｐ・・・第１の循環経路
Ｌ２Ａ、Ｌ２Ｂ、Ｌ２Ｐ・・・第２の循環経路
１００・・・従来の極低温流体循環式冷却システム
２・・・主熱交換器
３ａ、３ａＰ・・・第１の副熱交換器
３ｂ、３ｂＰ・・・第２の副熱交換器
４ａ・・・第１のターボ圧縮機（第１の圧縮機）
４ｂ・・・第２のターボ圧縮機（第２の圧縮機）
５ａ・・・第１の駆動モータ
５ｂ・・・第２の駆動モータ
６ａ・・・第１の膨張タービン
６ｂ・・・第２の膨張タービン
７ａ・・・第１の水冷クーラー
７ｂ・・・第２の水冷クーラー
Ｌ１Ａ、Ｌ１Ｂ、Ｌ１Ｐ・・・第１の循環経路
Ｌ２Ａ、Ｌ２Ｂ、Ｌ２Ｐ・・・第２の循環経路
１００・・・従来の極低温流体循環式冷却システム
Claims (7)
- 冷媒ガスを圧縮及び循環させる、直列に配置された第１の圧縮機及び第２の圧縮機と、
圧縮した前記冷媒ガスを戻りの前記冷媒ガスとの熱交換により冷却する主熱交換器と、
冷却した前記冷媒ガスを断熱膨張させる第１の膨張タービンと、
前記第１の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと冷却液とを熱交換させる第１の副熱交換器と、
前記第１の副熱交換器を出た前記冷媒ガスを断熱膨張させる第２の膨張タービンと、
前記第２の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと前記冷却液とを熱交換させる第２の副熱交換器と、
前記第２の副熱交換器で熱交換した後の前記冷媒ガスを、前記第１の副熱交換器及び前記主熱交換器を介して前記第１の圧縮機に循環させる第１の循環経路と、
前記第１の副熱交換器及び前記第２の副熱交換器で熱交換した後の前記冷却液を、循環させる第２の循環経路と、を備え、
前記第１の副熱交換器では、前記第１の膨張タービンを出た前記冷媒ガスと、前記第２の副熱交換器を出た前記冷媒ガスとが並行に流れ、前記冷却液と前記冷媒ガスとが対向して流れる、極低温流体循環式冷却システム。 - 前記冷却液は、液体窒素である、請求項１に記載の極低温流体循環式冷却システム。
- 前記冷媒ガスは、ネオンガス、ヘリウムガス、水素ガスまたはこれらのガスのうちの２種類、あるいは３種類を混合したガスのいずれかである、請求項１又は２に記載の極低温流体循環式冷却システム。
- 前記第１の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比が、前記第２の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比より大きい、請求項１に記載の極低温流体循環式冷却システム。
- 冷媒ガスを圧縮及び循環させる、直列に配置された第１の圧縮機及び第２の圧縮機と、
圧縮した前記冷媒ガスを戻りの前記冷媒ガスとの熱交換により冷却する主熱交換器と、
冷却した前記冷媒ガスを断熱膨張させる第１の膨張タービンと、
前記第１の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと冷却液とを熱交換させる副熱交換器と、
前記副熱交換器を出た前記冷媒ガスを断熱膨張させる第２の膨張タービンと、
前記第２の膨張タービンを出て前記副熱交換器で熱交換した後の前記冷媒ガスを、前記主熱交換器を介して前記第１の圧縮機に循環させる第１の循環経路と、
前記副熱交換器で熱交換した後の前記冷却液を、循環させる第２の循環経路と、を備え、
前記副熱交換器では、前記第１の膨張タービンを出た前記冷媒ガスと、前記第２の膨張タービンを出た前記冷媒ガスとが並行に流れ、前記冷却液と前記冷媒ガスとが対向して流れ、
前記第１の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比（Ａ）と、前記第２の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比（Ｂ）との膨張比率（Ａ／Ｂ）が、１．０８〜１．４３である、極低温流体循環式冷却システム。 - 冷媒ガスを圧縮及び循環させる、直列に配置された第１の圧縮機及び第２の圧縮機と、
圧縮した前記冷媒ガスを戻りの前記冷媒ガスとの熱交換により冷却する主熱交換器と、
冷却した前記冷媒ガスを断熱膨張させる第１の膨張タービンと、
前記第１の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと冷却液とを熱交換させる第１の副熱交換器と、
前記第１の副熱交換器を出た前記冷媒ガスを断熱膨張させる第２の膨張タービンと、
前記第２の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと前記冷却液とを熱交換させる第２の副熱交換器と、
前記第２の副熱交換器で熱交換した後の前記冷媒ガスを、前記第１の副熱交換器及び前記主熱交換器を介して前記第１の圧縮機に循環させる第１の循環経路と、
前記第１の副熱交換器及び前記第２の副熱交換器で熱交換した後の前記冷却液を、循環させる第２の循環経路と、を備え、
前記第１の副熱交換器では、前記第１の膨張タービンを出た前記冷媒ガスと、前記第２の副熱交換器を出た前記冷媒ガスとが並行に流れ、前記冷媒ガスと前記冷却液とは対向して流れて熱交換し、
前記第２の副熱交換器では、前記第２の膨張タービンを出た前記冷媒ガスと前記第１の副熱交換器で熱交換した後の前記冷却液とが対向して流れて熱交換する、極低温流体循環式冷却方法。 - 冷媒ガスを圧縮及び循環させる、直列に配置された第１の圧縮機及び第２の圧縮機と、
圧縮した前記冷媒ガスを戻りの前記冷媒ガスとの熱交換により冷却する主熱交換器と、
冷却した前記冷媒ガスを断熱膨張させる第１の膨張タービンと、
前記第１の膨張タービンを出た極低温の前記冷媒ガスと冷却液とを熱交換させる副熱交換器と、
前記副熱交換器を出た前記冷媒ガスを断熱膨張させる第２の膨張タービンと、
前記第２の膨張タービンを出て前記副熱交換器で熱交換した後の前記冷媒ガスを、前記主熱交換器を介して前記第１の圧縮機に循環させる第１の循環経路と、
前記副熱交換器で熱交換した後の前記冷却液を、循環させる第２の循環経路と、を備え、
前記第１の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比（Ａ）と、前記第２の膨張タービンにおける前記冷媒ガスの膨張比（Ｂ）との膨張比率（Ａ／Ｂ）が、１．０８〜１．４３であり、
前記副熱交換器では、前記第１の膨張タービンを出た前記冷媒ガスと、前記第２の膨張タービンを出た前記冷媒ガスとが並行に流れ、前記冷却液と前記冷媒ガスとが対向して流れて熱交換する、極低温流体循環式冷却方法。
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