JP2022091505A - 極低温流体循環式冷却システムの運転方法及び極低温流体循環式冷却システム - Google Patents

極低温流体循環式冷却システムの運転方法及び極低温流体循環式冷却システム Download PDF

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快 青沼
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Abstract

【課題】冷却ガスのバッファータンクが不要で、冷凍機のクールダウン時間の短縮及び冷却ガスの過度の圧力上昇を防止できる極低温流体循環式冷却システムの運転方法及び極低温流体循環式冷却システムの提供。【解決手段】液化冷媒を、第1の液化冷媒貯留タンクST1から第1のバイパス経路(液化冷媒流路203、214、207)を経由して冷却対象HTSに導入し、冷却対象HTSの冷却時に発生する気化した液化冷媒を第2のバイパス経路(液化冷媒流路201、208、209、205)を経由してサブクール熱交換器HX2に導入するとともに、ターボ圧縮機C1を低速回転させ、冷却ガスをサブクール熱交換器HX2に導入して冷却ガスを冷却することにより、冷凍機内を循環する冷却ガスの圧力を低下させることを特徴とする、極低温流体循環式冷却システム1の運転方法。【選択図】図1B

Description

本発明は、極低温流体循環式冷却システムの運転方法及び極低温流体循環式冷却システムに関する。
送電ケーブル、モータ、限流器又は変圧器等の高温超電導電力機器を冷却するための液化冷媒として、液体窒素が使用されている。その主な理由としては、液体窒素は、比較的安価で、入手性がよく、電気絶縁性にも優れていることが挙げられる。液体窒素は、GM(Gifford-McMahon)冷凍機、パルス管冷凍機、スターリング冷凍機又はブレイトンサイクル冷凍機等の極低温冷凍機により65~77Kの過冷却温度(「サブクール温度」ともいう。)まで冷却されて、高温超電導電力機器の冷却に用いられる。
一般に、実用規模の高温超電導電力機器を冷却するためには数kWから数十kWの冷凍能力が要求される。このような大容量の冷凍能力を有する極低温冷凍機としては、ターボ圧縮機及び膨張タービンを組み合わせたブレイトンサイクル冷凍機が適している。
ブレイトンサイクル冷凍機(以下、単に「冷凍機」ともいう。)において、液体窒素等の液化冷媒を65~77Kのサブクール温度まで冷却するための、冷凍機内を循環する冷却ガスとしては、液化冷媒よりも沸点が低いネオン、ヘリウム又はこれらの混合ガスが用いられる。
また、冷凍機を構成するターボ圧縮機及び膨張タービンは高速回転機械であり、その回転軸には高速モータ又は高速発電機が組み込まれており、インバータによる回転数制御で運転される。
高速モータ又は高速発電機は、冷却ガス雰囲気中で運転され、高速回転によるモータ発熱は冷却ガスによって冷却される。また、高速モータや高速発電機はインバータと接続されているためで、モータや発電機の巻線(コイル)の接続端子には高電圧が印加される。冷却ガスであるネオン、ヘリウム又はこれらの混合ガスは、空気及び窒素ガスに比べてガスの電気絶縁特性が劣り、高電圧中でガスが放電しやすいという欠点がある。しかし、ガスの圧力が高くなると電気絶縁特性が改善されることから、冷凍機では冷却ガスの最低圧力が0.3MPaよりも高い圧力で運転される。冷却ガスの圧力を高くすると、ガスの密度が大きくなって体積流量が減少するため、機器の圧力損失が小さくなり、冷凍機の効率が向上する。また、ターボ圧縮機、膨張タービン、熱交換器及び配管等の機器の容積が小さくなり、装置全体を小型化及び軽量化できる。しかし、冷却ガスの圧力が高くなりすぎると、材料の耐圧強度の点から受圧部の肉厚が増加し、機器の熱容量及び重量が増大するので、冷凍機のクールダウン時間及び装置コストが増大する。さらに、冷却ガスの圧力が高くなってガスの密度が大きくなると、高速回転時の摩擦損失による発熱によって、モータ及び軸受部の温度が上昇し、高速回転機械の安定運転及び耐久性が損なわれることがある。
このような理由から、一般に、冷凍機が常温で停止した状態の冷却ガスの初期充填圧力(封入圧力)は、0.5~1MPaの間に設定される。
冷凍機を起動してターボ圧縮機の回転数を増加させていくと、ターボ圧縮機の入口側圧力は低下し、出口側圧力は上昇する。ターボ圧縮機の回転数を一定に保持すると、ターボ圧縮機の入口側圧力と出口側圧力の比は一定となる。この圧力比は圧縮機の圧力比と呼ばれており、ターボ圧縮機では回転数が高くなると圧縮機の圧力比は大きくなる。
冷凍機のクールダウンが進行すると熱交換器の一部は65~77Kという極低温まで冷却されるため、ターボ圧縮機の入口側圧力(冷凍機の最低圧力)及び出口側圧力(冷凍機の最高圧力)は低下する。冷凍機の最低圧力または冷凍機の最高圧力を設定した所定の圧力に保持する方法として、冷却ガスを封入した大容量のバッファータンクを冷凍機に付帯させ、冷凍機内の冷却ガス圧力が低下した時にバッファータンクから冷却ガスを冷凍機内に補充する方法がある(特許文献1、特許文献2)。この方法では、バッファータンク内の冷却ガスは冷却ガス中での放電を防止するために、前述した0.3MPaよりも高い圧力までしか使用できず、残りの冷却ガスはバッファータンクに蓄えられたまま利用されない。
図3に示す従来の極低温流体循環式冷却システム3は、冷却ガスを貯留したバッファータンクBT1を有する。冷凍機本体REFの停止中はバルブV2が開となって、冷却ガス流路401、冷却ガス流路402及びバッファータンクBT1の内部は同一圧力となっている。冷凍機本体REFが常温となっているときの圧力を初期充填圧力という。冷凍機本体REFの起動時には、バルブV1及びバルブV2を閉として、ターボ圧縮機C1を起動し、ターボ圧縮機C1の回転数が増加すると、冷却ガス流路401の内部の圧力は低下し、冷却ガス流路402の内部の圧力は上昇する。冷却ガス流路401の圧力が設定した圧力以下になれば、バルブV1を開とし、冷却ガスがバッファータンクBT1から冷却ガス流路401に導入される。冷却ガス流路402の圧力が設定した圧力を超えると、バルブV2を開とし、冷却ガス流路402の冷却ガスがバッファータンクBT1に回収され、冷却ガス流路402の内部の圧力は設定した圧力以下に保持される。すなわち、バルブV1及びバルブV2を適宜、開閉することによって冷凍機の冷却ガスの圧力は0.3~1MPaの間で運転される。
ネオン及びヘリウムは希ガスと呼ばれ、希少で高価であるため、バッファータンク内の冷却ガスを大気圧近くまで有効利用することが好ましい。バッファータンクの容量を小型化する方法として、バッファータンクに小型の圧縮機(副圧縮機)を接続し、バッファータンク内の冷却ガスを圧縮して冷凍機に供給する方法がある(特許文献3)。この方法によれば、バッファータンク内の冷却ガスを大気圧近くまで有効利用することで、ネオン又はヘリウム等の希ガスの必要量を削減できる。
特開平5-223378号公報 特開2009-121786号公報 特許第5356983号公報
特許文献1~3のバッファータンクを有する冷凍機では、冷凍機本体の内容積に対してバッファータンクの内容積が100~300%程度の割合を占めることとなり、設備の設置スペース及び設備コストが増大する。例えば、特許文献3の記載事項を参照すると、冷凍機本体の内容積とバッファータンクの内容積はほぼ等しいので、バッファータンクの内容積の割合は100%となる。ただし、これは副圧縮機を用いてバッファータンク内のガスを大気圧まで冷凍機本体に補充する場合である。副圧縮機を用いない場合は、バッファータンクの内容積の割合は300%となる。
また、冷凍機本体の内容積によっては、冷却ガスの初期充填圧力を冷凍機の設計圧力付近まで高めることにより、バッファータンクを省略し、外部から冷却ガスを補充せずに冷凍機を定格運転することも可能である。しかしながら、冷却ガスの初期充填圧力を高めると、ターボ圧縮機及び膨張タービンの高速回転時のモータ及び軸受の発熱が増大し、ターボ圧縮機及び膨張タービンの高速回転時の安定性が損なわれることがある。また、冷凍機起動時にターボ圧縮機の出口側圧力が冷凍機の設計圧力を超えないようにターボ圧縮機を低速回転して圧力比を小さく抑制する必要があることから、膨張タービンの圧力比も小さく抑制され、膨張タービンの発生寒冷が不足して、冷凍機のクールダウンに非常に時間がかかったり、クールダウンできなかったりする。
本発明は、冷却ガスのバッファータンクが不要で、冷凍機のクールダウン時間の短縮及び冷却ガスの過度の圧力上昇を防止できる極低温流体循環式冷却システムの運転方法及び極低温流体循環式冷却システムの提供を課題とする。
[1] 冷却ガスが循環する冷却ガス循環経路と、液化冷媒が循環する液化冷媒循環経路と、前記冷却ガス循環経路に配置された、前記冷却ガスを断熱圧縮するターボ圧縮機、前記ターボ圧縮機により断熱圧縮した後の前記冷却ガスを等圧冷却する冷却器、前記ターボ圧縮機により断熱圧縮する前の前記冷却ガスと前記冷却器により等圧冷却した後の前記冷却ガスとの熱交換を行う主熱交換器及び前記主熱交換器を出た前記冷却ガスを断熱膨張する膨張タービンと、前記冷却ガス循環経路及び前記液化冷媒循環経路に配置された、サブクール熱交換器と、前記液化冷媒循環経路に配置された冷却対象と、前記液化冷媒循環経路に配置された第1の液化冷媒貯留タンクと、前記液化冷媒循環経路外から前記第1の液化冷媒貯留タンクに前記液化冷媒を供給する第2の液化冷媒貯留タンクと、前記サブクール熱交換器をバイパスし、前記第1の液化冷媒貯留タンクと前記冷却対象の液化冷媒入口側とを接続する第1のバイパス経路と、前記第1の液化冷媒貯留タンクをバイパスし、前記冷却対象の液化冷媒出口側と前記サブクール熱交換器の液化冷媒入口側とを接続する第2のバイパス経路と、前記サブクール熱交換器の液化冷媒出口側に接続された液化冷媒排出路と、を備える極低温流体循環式冷却システムの運転方法であって、
前記液化冷媒を、前記第1の液化冷媒貯留タンクから前記第1のバイパス経路を経由して前記冷却対象に導入し、前記冷却対象の冷却時に発生する気化した前記液化冷媒を前記第2のバイパス経路を経由して前記サブクール熱交換器に導入するとともに、前記ターボ圧縮機を低速回転させ、前記冷却ガスを前記サブクール熱交換器に導入して前記冷却ガスを冷却することにより、前記冷却ガスの圧力を低下させることを特徴とする、極低温流体循環式冷却システムの運転方法。
[2] 前記液化冷媒を、前記第2の液化冷媒貯留タンクから前記第1の液化冷媒貯留タンクに供給する、[1]に記載の極低温流体循環式冷却システムの運転方法。
[3] 前記サブクール熱交換器の出口側の前記冷却ガスの温度の低下速度が設定した速度以下となるように、前記サブクール熱交換器に導入する気化した前記液化冷媒の導入量を制御する、[1]又は[2]に記載の極低温流体循環式冷却システムの運転方法。
[4] 冷却ガスが循環する冷却ガス循環経路と、液化冷媒が循環する液化冷媒循環経路と、前記冷却ガス循環経路に配置された、前記冷却ガスを断熱圧縮するターボ圧縮機、前記ターボ圧縮機により断熱圧縮した後の前記冷却ガスを等圧冷却する冷却器、前記ターボ圧縮機により断熱圧縮する前の前記冷却ガスと前記冷却器により等圧冷却した後の前記冷却ガスとの熱交換を行う主熱交換器及び前記主熱交換器を出た前記冷却ガスを断熱膨張する膨張タービンと、前記冷却ガス循環経路及び前記液化冷媒循環経路に配置された、サブクール熱交換器と、前記液化冷媒循環経路に配置された冷却対象と、前記液化冷媒循環経路に配置された第1の液化冷媒貯留タンクと、前記液化冷媒循環経路外から前記第1の液化冷媒貯留タンクに前記液化冷媒を供給する第2の液化冷媒貯留タンクと、前記サブクール熱交換器をバイパスし、前記第1の液化冷媒貯留タンクと前記冷却対象の液化冷媒入口側とを接続する第1のバイパス経路と、前記サブクール熱交換器の液化冷媒出口側に接続された液化冷媒排出路と、を備える極低温流体循環式冷却システムの運転方法であって、
前記液化冷媒を、前記第1の液化冷媒貯留タンクから前記液化冷媒循環経路の前記第1の液化冷媒貯留タンクと前記サブクール熱交換器とを接続する経路を経由して前記サブクール熱交換器に導入するとともに、前記ターボ圧縮機を低速回転させ、前記冷却ガスを前記サブクール熱交換器に導入して前記冷却ガスを冷却することにより、前記冷却ガスの圧力を低下させることを特徴とする、極低温流体循環式冷却システムの運転方法。
[5] 前記液化冷媒を、前記第2の液化冷媒貯留タンクから前記第1の液化冷媒貯留タンクに供給する、[4]に記載の極低温流体循環式冷却システムの運転方法。
[6] 前記ターボ圧縮機の出口側の前記冷却ガスの圧力が設定した圧力以下となるように前記ターボ圧縮機の回転数を制限する、[1]~[5]のいずれかに記載の極低温流体循環式冷却システムの運転方法。
[7] 冷却ガスが循環する冷却ガス循環経路と、液化冷媒が循環する液化冷媒循環経路と、前記冷却ガス循環経路に配置された、前記冷却ガスを断熱圧縮するターボ圧縮機、前記ターボ圧縮機により断熱圧縮した後の前記冷却ガスを等圧冷却する冷却器、前記ターボ圧縮機により断熱圧縮する前の前記冷却ガスと前記冷却器により等圧冷却した後の前記冷却ガスとの熱交換を行う主熱交換器及び前記主熱交換器を出た前記冷却ガスを断熱膨張する膨張タービンと、前記冷却ガス循環経路及び前記液化冷媒循環経路に配置された、サブクール熱交換器と、前記液化冷媒循環経路に配置された冷却対象と、前記液化冷媒循環経路に配置された第1の液化冷媒貯留タンクと、前記液化冷媒循環経路外から前記第1の液化冷媒貯留タンクに前記液化冷媒を供給する第2の液化冷媒貯留タンクと、前記サブクール熱交換器をバイパスし、前記第1の液化冷媒貯留タンクと前記冷却対象の液化冷媒入口側とを接続する第1のバイパス経路と、前記第1の液化冷媒貯留タンクをバイパスし、前記冷却対象の液化冷媒出口側と前記サブクール熱交換器の液化冷媒入口側とを接続する第2のバイパス経路と、前記サブクール熱交換器の液化冷媒出口側に接続された液化冷媒排出路と、を備える極低温流体循環式冷却システム。
[8] 冷却ガスが循環する冷却ガス循環経路と、液化冷媒が循環する液化冷媒循環経路と、前記冷却ガス循環経路に配置された、前記冷却ガスを断熱圧縮するターボ圧縮機、前記ターボ圧縮機により断熱圧縮した後の前記冷却ガスを等圧冷却する冷却器、前記ターボ圧縮機により断熱圧縮する前の前記冷却ガスと前記冷却器により等圧冷却した後の前記冷却ガスとの熱交換を行う主熱交換器及び前記主熱交換器を出た前記冷却ガスを断熱膨張する膨張タービンと、前記冷却ガス循環経路及び前記液化冷媒循環経路に配置された、サブクール熱交換器と、前記液化冷媒循環経路に配置された冷却対象と、前記液化冷媒循環経路に配置された第1の液化冷媒貯留タンクと、前記液化冷媒循環経路外から前記第1の液化冷媒貯留タンクに前記液化冷媒を供給する第2の液化冷媒貯留タンクと、前記サブクール熱交換器をバイパスし、前記第1の液化冷媒貯留タンクと前記冷却対象の液化冷媒入口側とを接続する第1のバイパス経路と、前記サブクール熱交換器の液化冷媒出口側に接続された液化冷媒排出路と、を備える極低温流体循環式冷却システム。
本発明によれば、冷却ガスのバッファータンクが不要で、冷凍機のクールダウン時間の短縮及び冷却ガスの過度の圧力上昇を防止できる極低温流体循環式冷却システムの運転方法及び極低温流体循環式冷却システムを提供できる。
大容量のバッファータンクが不要となるため、冷凍機の設置スペース及び装置コストを削減できる。
また、従来大気放出していた低温の液化冷媒ガスの冷熱エネルギーを冷凍機で回収することで冷凍機の消費電力が削減できる。
また、冷凍機の起動時に冷却ガスを熱交換器で冷却して圧力を低下させることにより、冷凍機の圧力上昇を低く抑制できるため、構成機器(冷却器、熱交換器及び配管等)の耐圧強度を低くできるので、構成機器の重量が削減でき、装置コストが低減できる。
図1Aは、本発明の極低温流体循環式冷却システムの実施形態の一例を示す概要図である。 図1Bは、図1Aに示す極低温流体循環式冷却システムの運転方法の一例(クールダウン中)を説明する概要図である。 図1Cは、図1Aに示す極低温流体循環式冷却システムの運転方法の別の一例(定常運転中)を説明する概要図である。 図2Aは、本発明の極低温流体循環式冷却システムの他の実施形態の一例を示す概要図である。 図2Bは、図2Aに示す極低温流体循環式冷却システムの運転方法の一例を説明する概要図である。 図3は、従来の極低温流体循環式冷却システムの一例を示す概要図である。
「~」を用いて表される数値範囲は、「~」の両側の数値をその範囲内に含む。
以下では、図を適宜参照しながら、本発明を詳細に説明する。
[第1の実施形態]
<極低温流体循環式冷却システム1>
図1Aに概要を示す極低温流体循環式冷却システム1は、本発明の第1の実施形態を実施するための極低温流体循環式冷却システムの装置構成の一例である。
図1Aに示す極低温流体循環式冷却システム1は、冷却ガスが循環する冷却ガス循環経路(冷却ガス流路401、402)と、液化冷媒が循環する液化冷媒循環経路(液化冷媒流路201、202、203、204、205、206a、206b及び207)とを備える。
前記冷却ガス循環経路には、冷却ガスを断熱圧縮するターボ圧縮機C1と、ターボ圧縮機C1により断熱圧縮した後の冷却ガスを等圧冷却する冷却器WCと、ターボ圧縮機C1により断熱圧縮する前の冷却ガスと冷却器WCにより等圧冷却した後の冷却ガスとの熱交換を行う主熱交換器HX1と、主熱交換器HX1を出た冷却ガスを断熱膨張する膨張タービンETと、冷却ガスと液化冷媒との間で熱交換を行うサブクール熱交換器HX2とが配置されている。図1Aでは、ターボ圧縮機C1及び冷却器WCはそれぞれ1台であるが、ターボ圧縮機C1及び冷却器WCは、それぞれ複数台あってもよく、直列に配置して多段圧縮の冷凍機としてもよい。なお、ターボ圧縮機には軸流式、斜流式、遠心式の3種類があるが、本発明では圧力比が高い遠心式のターボ圧縮機が好ましい。
前記液化冷媒循環経路には、冷却対象HTSと、第1の液化冷媒貯留タンクST1と、液化冷媒を循環させる液化冷媒循環ポンプLNPと、液化冷媒と冷却ガスとの間で熱交換を行うサブクール熱交換器HX2とが配置されている。
冷却対象HTSの液化冷媒出口側と第1の液化冷媒貯留タンクST1とは、液化冷媒流路201及び202により接続されている。液化冷媒流路202にはバルブV15が設置されている。
第1の液化冷媒貯留タンクST1とサブクール熱交換器HX2の液化冷媒入口側とは、液化冷媒流路203、204及び205により接続されている。液化冷媒流路203には液化冷媒循環ポンプLNPが配置されている。液化冷媒流路204にはバルブV12が設置されている。
サブクール熱交換器HX2の液化冷媒出口側と冷却対象HTSの液化冷媒入口側とは液化冷媒流路206a、206b及び207により接続されている。液化冷媒流路206bにはバルブV13が設置されている。
第1の液化冷媒貯留タンクST1には、液化冷媒循環経路外から第1の液化冷媒貯留タンクST1に液化冷媒を供給する第2の液化冷媒貯留タンクST2が液化冷媒流路210により接続されている。液化冷媒流路210にはバルブV10が設置されている。第2の液化冷媒貯留タンクST2の上部の気相部には、バルブV20が設置されたガス放出路213が設けられている。
第1の液化冷媒貯留タンクST1と冷却対象HTSの液化冷媒入口側とは、液化冷媒流路203、214及び207により構成される第1のバイパス経路によって、液化冷媒循環ポンプLNPから出た液化冷媒をサブクール熱交換器HX2を経由せずにバイパスする流路が接続されている。液化冷媒流路214にはバルブV11が設置されている。
冷却対象HTSの液化冷媒出口側とサブクール熱交換器HX2の液化冷媒入口側とは、液化冷媒流路201、208、209及び205により構成される第2のバイパス経路によって、第1の液化冷媒貯留タンクST1をバイパスする流路が接続されている。液化冷媒流路209にはバルブV17が設置されている。
接続点Aは、液化冷媒流路201、202及び208が接続する部分である。
接続点Bは、液化冷媒流路203、204及び214が接続する部分である。
接続点Cは、液化冷媒流路204、205及び209が接続する部分である。
接続点Dは、液化冷媒流路206a、206b及び液化冷媒排出路212が接続する部分である。液化冷媒排出路212には、バルブV16が設置されている。
接続点Eは、液化冷媒流路206b、207及び214が接続する部分である。
接続点Fは、液化冷媒流路208、209及び液化冷媒放出路211が接続する部分である。液化冷媒放出路211には、バルブV14が設置されている。
冷却ガス流路401のサブクール熱交換器HX2の冷却ガス出口側には、温度測定器Taが設置されている。
液化冷媒流路206aのサブクール熱交換器HX2の液化冷媒出口側には、温度測定器Tbが設置されている。
<極低温流体循環式冷却システム1の運転方法>
本発明の極低温流体循環式冷却システム1の運転方法は、図1Bに示すように、液化冷媒を、第1の液化冷媒貯留タンクST1から第1のバイパス経路(液化冷媒流路203、214及び207)を経由して冷却対象HTSに導入し(バルブV11開、バルブV12及びV13閉)、冷却対象HTSの初期冷却時、すなわちクールダウンする際に発生する低温の気化した液化冷媒を第2のバイパス経路(液化冷媒流路201、208、209及び205)を経由してサブクール熱交換器HX2に導入する(バルブV14及びV15閉、バルブV17開)。気化した液化冷媒は液化冷媒排出路212から大気中に放出される(バルブV16開)。第1の液化冷媒貯留タンクST1に貯留された液化冷媒の量が不足する場合は、第2の液化冷媒貯留タンクST2から第1の液化冷媒貯留タンクST1に液化冷媒を供給してもよい(バルブV10開)。
冷凍機本体REFでは、ターボ圧縮機C1を低速回転させ、冷却ガスをサブクール熱交換器HX2に導入して、前述した低温の気化した液化冷媒と熱交換させることで冷却ガスの温度を降下させることにより、冷却ガス流路401の内部の冷却ガスの圧力を低下させる。
サブクール熱交換器HX2の温度が低下するとともに冷却ガス流路401の内部の圧力(冷凍機の最低圧力)及び冷却ガス流路402の内部の圧力(冷凍機の最高圧力)が低下するので、冷却ガス流路402の圧力が設定した圧力に維持されるようにターボ圧縮機C1の回転数を増加させる。
冷凍機のクールダウン運転時には、サブクール熱交換器HX2の冷却ガス出口側の冷却ガス温度Taが設定したクールダウン速度(例えば、40~70℃/hour)以下となるように、サブクール熱交換器HX2の液化冷媒入口側に導入する気化した液化冷媒の導入量を制御する。
冷凍機本体REFでサブクール熱交換器HX2の冷却ガス出口側の冷却ガスの温度Taが設定した温度(例えば、77K)以下になれば、冷凍機は定常運転を行う。
図1Cに示すように、第1の液化冷媒貯留タンクST1に貯留された液化冷媒を液化冷媒循環ポンプLNPで昇圧し、液化冷媒流路203、204及び205を通してサブクール熱交換器HX2に導入し(バルブV12開)、液化冷媒流路206a、206b及び207を通して(バルブV13開、バルブV11及びV16閉)、冷却対象HTSの液化冷媒入口側にサブクール温度の液化冷媒を供給し、冷却対象HTSを冷却する。冷却対象HTSを冷却して温度上昇した液化冷媒は、液化冷媒流路201及び202を通して(バルブV15開、バルブV17閉)、第1の液化冷媒貯留タンクST1に戻る。
冷凍機本体REFは、サブクール熱交換器HX2の冷却ガス出口側の冷却ガスの温度Taが設定した温度で一定となるようにターボ圧縮機C1の回転数を制御するが、サブクール熱交換器HX2の液化冷媒出口側の液化冷媒の温度Tbが一定になれば、この液化冷媒出口側の温度Tbが設定した温度で一定となるようにターボ圧縮機C1の回転数を制御する。
[第2の実施形態]
<極低温流体循環式冷却システム2>
図2Aに概要を示す極低温流体循環式冷却システム2は、本発明の第2の実施形態を実施するための極低温流体循環式冷却システムの装置構成の一例である。
本発明の第2の実施形態は、冷却対象HTSから発生する気化した液化冷媒を冷凍機のクールダウンに利用しないため、あらかじめ冷却対象HTSは、液化冷媒を第1の液化冷媒貯留タンクST1から液化冷媒循環ポンプLNP、バルブV11、液化冷媒流路207、冷却対象HTS、液化冷媒流路201、バルブV14、液化冷媒放出路211を経由して大気放出することにより初期冷却され、冷却対象HTSは液化冷媒の温度までクールダウンされている。そのため、図1Aに概要を示す極低温流体循環式冷却システム1とは異なり、冷却対象HTSから発生する気化した液化冷媒を必要としない。
図2Aに示す極低温流体循環式冷却システム2は、冷却ガスが循環する冷却ガス循環経路(冷却ガス流路401、402)と、液化冷媒が循環する液化冷媒循環経路(液化冷媒流路201、202、203、204、205、206a、206b及び207)とを備える。
前記冷却ガス循環経路には、冷却ガスを断熱圧縮するターボ圧縮機C1と、ターボ圧縮機C1により断熱圧縮した後の冷却ガスを等圧冷却する冷却器WCと、ターボ圧縮機C1により断熱圧縮する前の冷却ガスと冷却器WCにより等圧冷却した後の冷却ガスとの熱交換を行う主熱交換器HX1と、主熱交換器HX1を出た冷却ガスを断熱膨張する膨張タービンETと、冷却ガスと液化冷媒との間で熱交換を行うサブクール熱交換器HX2とが配置されている。図2Aでは、ターボ圧縮機C1及び冷却器WCはそれぞれ1台であるが、ターボ圧縮機C1及び冷却器WCは、それぞれ複数台あってもよく、直列に配置して多段圧縮の冷凍機としてもよい。なお、ターボ圧縮機には軸流式、斜流式、遠心式の3種類があるが、本発明では圧力比が高い遠心式のターボ圧縮機が好ましい。
前記液化冷媒循環経路には、冷却対象HTSと、第1の液化冷媒貯留タンクST1と、液化冷媒を循環させる液化冷媒循環ポンプLNPと、液化冷媒と冷却ガスとの間で熱交換を行うサブクール熱交換器HX2とが配置されている。
冷却対象HTSの液化冷媒出口側と第1の液化冷媒貯留タンクST1とは、液化冷媒流路201及び202により接続されている。液化冷媒流路202にはバルブV15が設置されている。
第1の液化冷媒貯留タンクST1とサブクール熱交換器HX2の液化冷媒入口側とは、液化冷媒流路203、204及び205により接続されている。液化冷媒流路203には液化冷媒循環ポンプLNPが配置されている。液化冷媒流路204にはバルブV12が設置されている。
サブクール熱交換器HX2の液化冷媒出口側と冷却対象HTSの液化冷媒入口側とは液化冷媒流路206a、206b及び207により接続されている。液化冷媒流路206bにはバルブV13が設置されている。
第1の液化冷媒貯留タンクST1には、液化冷媒循環経路外から第1の液化冷媒貯留タンクST1に液化冷媒を供給する第2の液化冷媒貯留タンクST2が液化冷媒流路210により接続されている。液化冷媒流路210にはバルブV10が設置されている。第2の液化冷媒貯留タンクST2の上部の気相部には、バルブV20が設置されたガス放出路213が設けられている。
第1の液化冷媒貯留タンクST1と冷却対象HTSの液化冷媒入口側とは、液化冷媒流路203、214及び207により構成される第1のバイパス経路によって、液化冷媒循環ポンプLNPから出た液化冷媒をサブクール熱交換器HX2を経由せずにバイパスする流路が接続されている。液化冷媒流路214にはバルブV11が設置されている。
接続点Aは、液化冷媒流路201、202及び208が接続する部分である。液化冷媒流路208は液化冷媒放出路211に接続し、液化冷媒放出路211にはバルブV14が設置されている。
接続点Bは、液化冷媒流路203、204及び214が接続する部分である。
接続点Dは、液化冷媒流路206a、206b及び液化冷媒排出路212が接続する部分である。液化冷媒排出路212には、バルブV16が設置されている。
接続点Eは、液化冷媒流路206b、207及び214が接続する部分である。
冷却ガス流路401のサブクール熱交換器HX2の冷却ガス出口側には、温度測定器Taが設置されている。
液化冷媒流路206aのサブクール熱交換器HX2の液化冷媒出口側には、温度測定器Tbが設置されている。
<極低温流体循環式冷却システム2の運転方法>
本発明の極低温流体循環式冷却システム2の運転方法は、図2Bに示すように、液化冷媒を、第1の液化冷媒貯留タンクST1から液化冷媒流路203、204及び205を経由してサブクール熱交換器HX2の液化冷媒入口側に導入する(バルブV12開、バルブV11及びV13閉)。サブクール熱交換器HX2の液化冷媒出口側から出た気化した液化冷媒は、液化冷媒排出路212から大気中に放出される(バルブV16開)。第1の液化冷媒貯留タンクST1に貯留された液化冷媒の量が不足する場合は、第2の液化冷媒貯留タンクST2から第1の液化冷媒貯留タンクST1に液化冷媒を供給してもよい(バルブV10開)。
なお、図示しないが液化冷媒循環ポンプLNPをバイパスするラインを設け、液化冷媒循環ポンプLNPを運転しなくても第1の液化冷媒貯留タンクST1と大気圧との圧力差で液化冷媒をサブクール熱交換器HX2に導入してもよい。これは前述した図1Bの第1の実施形態でも同様であることは言うまでもない。
冷凍機本体REFでは、ターボ圧縮機C1を低速回転させ、冷却ガスをサブクール熱交換器HX2に導入して、前述した液化冷媒と熱交換させることで冷却ガスの温度を降下させることにより、冷却ガス流路401の内部の冷却ガスの圧力を低下させる。
サブクール熱交換器HX2の温度が低下するとともに冷却ガス流路401の内部の圧力(冷凍機の最低圧力)及び冷却ガス流路402の内部の圧力(冷凍機の最高圧力)が低下するので、冷却ガス流路402の圧力が設定した圧力に維持されるようにターボ圧縮機C1の回転数を増加させる。
冷凍機のクールダウン運転時には、サブクール熱交換器HX2の冷却ガス出口側の冷却ガス温度Taが設定したクールダウン速度(例えば、40~70℃/hour)以下となるように、サブクール熱交換器HX2の液化冷媒入口側に導入する液化冷媒の導入量を制御する。
冷凍機本体REFでサブクール熱交換器HX2の冷却ガス出口側の冷却ガスの温度Taが設定した温度(例えば、77K)以下になれば、液化冷媒流路206a、206b及び207を通して(バルブV13開、バルブV16閉)、冷却対象HTSの液化冷媒入口側にサブクール温度の液化冷媒を供給し、冷却対象HTSを冷却する。冷却対象HTSを冷却して温度上昇した液化冷媒は、液化冷媒流路201及び202を通して(バルブV15開)、第1の液化冷媒貯留タンクST1に戻る。
冷凍機本体REFは、サブクール熱交換器HX2の冷却ガス出口側の冷却ガスの温度Taが設定した温度で一定となるようにターボ圧縮機C1の回転数を制御するが、サブクール熱交換器HX2の液化冷媒出口側の液化冷媒の温度Tbが一定になれば、この液化冷媒出口側の温度Tbが設定した温度で一定となるようにターボ圧縮機C1の回転数を制御する。
[冷却ガス及び液化冷媒]
上述した極低温流体循環式冷却システムで用いる冷却ガスとしては、ネオン、ヘリウム又はこれらの混合ガスが挙げられ、ネオンが好ましい。また、液化冷媒としては、入手が容易で安価であり、大気中に放出しても安全性が高いことから、液体窒素が好ましい。
[作用効果]
本発明の極低温流体循環式冷却システムの運転方法では、冷却対象を冷却した後の低温の気化した液化冷媒及び/又は液化冷媒貯留タンクからの低温の液化冷媒を用いて冷凍機内を循環する冷却ガスを冷却することにより冷却ガスの圧力を低下させ、冷却ガスを貯留する大容量のバッファータンクを必要とせず、冷凍機本体のクールダウン時間を短縮できる。また、冷却ガスを冷却して冷却ガスの圧力を低下させることにより、冷却ガスの過度の圧力上昇を防止できるため、冷凍機本体の構成機器の耐圧限界を低くすることができ、設備重量及び装置コストの低減が可能となる。
1,2…極低温流体循環式冷却システム;3…従来の極低温流体循環式冷却システム;201,202,203,204,205,206,206a,206b,207,208,209,210,214,215…液化冷媒流路;211…液化冷媒放出路;212…液化冷媒排出路;213…ガス放出路;401、402、403、404…冷却ガス流路;ST1…第1の液化冷媒貯留タンク;ST2…第2の液化冷媒貯留タンク;LNP…液化冷媒循環ポンプ;HTS…冷却対象;HX1…主熱交換基;HX2…サブクール熱交換器;C1…ターボ圧縮機;WC…冷却器;ET…膨張タービン;Ta,Tb…温度測定器;BT1…バッファータンク;V1,V2,V11,V12,V13,V14,V15,V16,V17,V20…バルブ;REF…冷凍機本体;A,B,C,D,E,F,G,H…流路接続点

Claims (8)

  1. 冷却ガスが循環する冷却ガス循環経路と、液化冷媒が循環する液化冷媒循環経路と、前記冷却ガス循環経路に配置された、前記冷却ガスを断熱圧縮するターボ圧縮機、前記ターボ圧縮機により断熱圧縮した後の前記冷却ガスを等圧冷却する冷却器、前記ターボ圧縮機により断熱圧縮する前の前記冷却ガスと前記冷却器により等圧冷却した後の前記冷却ガスとの熱交換を行う主熱交換器及び前記主熱交換器を出た前記冷却ガスを断熱膨張する膨張タービンと、前記冷却ガス循環経路及び前記液化冷媒循環経路に配置された、サブクール熱交換器と、前記液化冷媒循環経路に配置された冷却対象と、前記液化冷媒循環経路に配置された第1の液化冷媒貯留タンクと、前記液化冷媒循環経路外から前記第1の液化冷媒貯留タンクに前記液化冷媒を供給する第2の液化冷媒貯留タンクと、前記サブクール熱交換器をバイパスし、前記第1の液化冷媒貯留タンクと前記冷却対象の液化冷媒入口側とを接続する第1のバイパス経路と、前記第1の液化冷媒貯留タンクをバイパスし、前記冷却対象の液化冷媒出口側と前記サブクール熱交換器の液化冷媒入口側とを接続する第2のバイパス経路と、前記サブクール熱交換器の液化冷媒出口側に接続された液化冷媒排出路と、を備える極低温流体循環式冷却システムの運転方法であって、
    前記液化冷媒を、前記第1の液化冷媒貯留タンクから前記第1のバイパス経路を経由して前記冷却対象に導入し、前記冷却対象の冷却時に発生する気化した前記液化冷媒を前記第2のバイパス経路を経由して前記サブクール熱交換器に導入するとともに、前記ターボ圧縮機を低速回転させ、前記冷却ガスを前記サブクール熱交換器に導入して前記冷却ガスを冷却することにより、前記冷却ガスの圧力を低下させることを特徴とする、極低温流体循環式冷却システムの運転方法。
  2. 前記液化冷媒を、前記第2の液化冷媒貯留タンクから前記第1の液化冷媒貯留タンクに供給する、請求項1に記載の極低温流体循環式冷却システムの運転方法。
  3. 前記サブクール熱交換器の出口側の前記冷却ガスの温度の低下速度が設定した速度以下となるように、前記サブクール熱交換器に導入する気化した前記液化冷媒の導入量を制御する、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の運転方法。
  4. 冷却ガスが循環する冷却ガス循環経路と、液化冷媒が循環する液化冷媒循環経路と、前記冷却ガス循環経路に配置された、前記冷却ガスを断熱圧縮するターボ圧縮機、前記ターボ圧縮機により断熱圧縮した後の前記冷却ガスを等圧冷却する冷却器、前記ターボ圧縮機により断熱圧縮する前の前記冷却ガスと前記冷却器により等圧冷却した後の前記冷却ガスとの熱交換を行う主熱交換器及び前記主熱交換器を出た前記冷却ガスを断熱膨張する膨張タービンと、前記冷却ガス循環経路及び前記液化冷媒循環経路に配置された、サブクール熱交換器と、前記液化冷媒循環経路に配置された冷却対象と、前記液化冷媒循環経路に配置された第1の液化冷媒貯留タンクと、前記液化冷媒循環経路外から前記第1の液化冷媒貯留タンクに前記液化冷媒を供給する第2の液化冷媒貯留タンクと、前記サブクール熱交換器をバイパスし、前記第1の液化冷媒貯留タンクと前記冷却対象の液化冷媒入口側とを接続する第1のバイパス経路と、前記サブクール熱交換器の液化冷媒出口側に接続された液化冷媒排出路と、を備える極低温流体循環式冷却システムの運転方法であって、
    前記液化冷媒を、前記第1の液化冷媒貯留タンクから前記液化冷媒循環経路の前記第1の液化冷媒貯留タンクと前記サブクール熱交換器とを接続する経路を経由して前記サブクール熱交換器に導入するとともに、前記ターボ圧縮機を低速回転させ、前記冷却ガスを前記サブクール熱交換器に導入して前記冷却ガスを冷却することにより、前記冷却ガスの圧力を低下させることを特徴とする、極低温流体循環式冷却システムの運転方法。
  5. 前記液化冷媒を、前記第2の液化冷媒貯留タンクから前記第1の液化冷媒貯留タンクに供給する、請求項4に記載の極低温流体循環式冷却システムの運転方法。
  6. 前記ターボ圧縮機の出口側の前記冷却ガスの圧力が設定した圧力以下となるように前記ターボ圧縮機の回転数を制限する、請求項1~5のいずれか1項に記載の極低温流体循環式冷却システムの運転方法。
  7. 冷却ガスが循環する冷却ガス循環経路と、液化冷媒が循環する液化冷媒循環経路と、前記冷却ガス循環経路に配置された、前記冷却ガスを断熱圧縮するターボ圧縮機、前記ターボ圧縮機により断熱圧縮した後の前記冷却ガスを等圧冷却する冷却器、前記ターボ圧縮機により断熱圧縮する前の前記冷却ガスと前記冷却器により等圧冷却した後の前記冷却ガスとの熱交換を行う主熱交換器及び前記主熱交換器を出た前記冷却ガスを断熱膨張する膨張タービンと、前記冷却ガス循環経路及び前記液化冷媒循環経路に配置された、サブクール熱交換器と、前記液化冷媒循環経路に配置された冷却対象と、前記液化冷媒循環経路に配置された第1の液化冷媒貯留タンクと、前記液化冷媒循環経路外から前記第1の液化冷媒貯留タンクに前記液化冷媒を供給する第2の液化冷媒貯留タンクと、前記サブクール熱交換器をバイパスし、前記第1の液化冷媒貯留タンクと前記冷却対象の液化冷媒入口側とを接続する第1のバイパス経路と、前記第1の液化冷媒貯留タンクをバイパスし、前記冷却対象の液化冷媒出口側と前記サブクール熱交換器の液化冷媒入口側とを接続する第2のバイパス経路と、前記サブクール熱交換器の液化冷媒出口側に接続された液化冷媒排出路と、を備える極低温流体循環式冷却システム。
  8. 冷却ガスが循環する冷却ガス循環経路と、液化冷媒が循環する液化冷媒循環経路と、前記冷却ガス循環経路に配置された、前記冷却ガスを断熱圧縮するターボ圧縮機、前記ターボ圧縮機により断熱圧縮した後の前記冷却ガスを等圧冷却する冷却器、前記ターボ圧縮機により断熱圧縮する前の前記冷却ガスと前記冷却器により等圧冷却した後の前記冷却ガスとの熱交換を行う主熱交換器及び前記主熱交換器を出た前記冷却ガスを断熱膨張する膨張タービンと、前記冷却ガス循環経路及び前記液化冷媒循環経路に配置された、サブクール熱交換器と、前記液化冷媒循環経路に配置された冷却対象と、前記液化冷媒循環経路に配置された第1の液化冷媒貯留タンクと、前記液化冷媒循環経路外から前記第1の液化冷媒貯留タンクに前記液化冷媒を供給する第2の液化冷媒貯留タンクと、前記サブクール熱交換器をバイパスし、前記第1の液化冷媒貯留タンクと前記冷却対象の液化冷媒入口側とを接続する第1のバイパス経路と、前記サブクール熱交換器の液化冷媒出口側に接続された液化冷媒排出路と、を備える極低温流体循環式冷却システム。
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