JP7141342B2 - 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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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。
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。
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。
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。
[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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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)
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。
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、1.54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、1.61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、1.69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。
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。
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。
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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