JPH02263062A - 極低温冷凍装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 ［発明の目的］ （産業上の利用分野） 本発明はターボ膨張機をもつ極低温冷凍装置に関する。

　　　　　　′ （従来の技術） 従来、ターボ膨張機をもつ極低温冷凍装置が知られてい
る。この極低温冷凍装置は、圧縮機で圧縮されたヘリウ
ム等の極低温用の作動流体の熱を放熱器でとり、放熱器
を経た作動流体をターボ膨張機で膨張させ、膨張した作
動流体の吸熱に伴う冷凍を冷凍取出部で取出すことにし
ている。

この極低温冷凍装置で使用されているターボ膨張機は、
タービン孔をもつハウジングと、ハウジングのタービン
孔にタービン軸を介して支持されたタービンとを備えて
いる。タービン軸はスラスト軸受を介してスラスト方向
に支持されている。

そして圧縮機で圧縮され放熱器で除熱された高圧の作動
流体を入口側からタービンに噴出してタ−ビンを回転さ
せて作動流体を膨張させる。

ここで、ターボ膨張機における作動流体の入口側での絶
対圧力をＰａとし、ハウジング内の絶対圧力をＰｂとし
、作動流体の膨張側つまり出口側での絶対圧力をＰｃと
すると、ｐａ＞Ｐｂ＞ＰＣの関係となる。そして、膨張
圧力比（Ｐａ／Ｐｃ）が大きくなると、タービンを支持
するタービン軸に作用する推力が大きくなり過ぎ、ター
ビン軸をこれのスラスト方向に支持するスラスト軸受の
負荷能力を越え、タービン、タービン軸の回転が不規則
となる。ここで従来のターボ膨張機では、このスラスト
軸受の負荷能力が限界となる膨張圧力比（ｒ＝Ｐａ／Ｐ
Ｃ）を限界膨張圧力比（ｒｃｒ）と称している。

（発明が解決しようとする課題） 上記のようなターボ膨張機において、ターボ膨張機に供
給される質量流量と膨張圧力比（ｒ＝Ｐａ／ＰＣ〉との
関係は第４図に示されている。第４図の特性線×１は作
動流体の温度が極低温到達時の場合を示すものであり、
第４図の特性線ｘ２は作動流体の温度が室温時の場合を
示すものである。第４図の特性線Ｘ１で示すように、質
量流量ｍ１のときには上記した極低温到達時におりる膨
張圧力比はｒｌである。この膨張圧力比（ｒｌ）は上記
した限界膨張圧力比（ｒｃｒ）の値よりも小さく設定さ
れている。その理由は、膨張圧力比が限界膨張圧力比（
ｒｃｒ）を越えると、タービン軸に作用する推力が過剰
に増し、前記したようにタービン、タービン軸の回転が
阻害されるからでおる。

ところで、極低温冷凍装置の運転開始時には作動流体の
温度は高温であり室温に近いものである。

ここで作動流体の体積は基本的には絶対温度の値に比例
して大きくなるため、同じ質量流量ｍ１であっても高温
時である運転開始時における作動流体の体積流量は低温
到達時に比較して著しく増加する。

ここでターボ膨張機で得られる膨張圧力比の大きさは、
ターボ膨張機に供給される作動流体の体積流量の増加に
伴い大きくなる。従って、第４図の特性線Ｘ２に示すよ
うに、室温時に質量流量ｍ１ぶんターボ膨張機に供給し
た場合には、膨張圧力比（Ｐａ／Ｐｃ）がｒ２となり、
限界膨張圧力比（ｒｃｒ）を越えてしまい、タービンを
支持するタービン軸に作用する推力が大きくなって、そ
の推力がスラスト軸受の負荷能力を越え、タービンの回
転の円滑性が害される。

そのため、従来の極低温冷凍装置で使用されるターボ゛
膨張機では、作動流体が高温である運転開始時には、第
４図の特性線ｘ２から明らかなように質量流量をｍｌか
らｍ２へと減らして膨張圧力比をｒ２′とし、そして作
動流体の温度が降下して極低温に近付くにつれて作動流
体の質量流量をｍ２からｍｌへと増加していくことにし
ている。

このように従来の極低温冷凍装置では、運転開始時には
ターボ膨張機に供給する作動流体の質量流量をｍｌから
ｍ２へと減らさざるを得ないために、所定の極低温度域
に冷却するクールダウンに非常に長い時間を要する問題
がある。

本発明は上記問題に鑑み開発されたもので、所定の極低
温度域に冷却するクールダウンに要する時間を短縮する
のに有利な極低温冷凍装置を提供することにある。

［発明の構成］ （課題を解決するための手段） 本発明の極低温冷凍装置は、極低温作動流体を圧縮する
圧縮機と、圧縮機で圧縮された作動流体の熱をとる放熱
器と、放熱器を経た作動流体を膨張させるターボ膨張機
と、ターボ膨張機で膨張された作動流体の吸熱に伴う冷
凍を取出す冷凍取出部とで構成とされ、 ターボ膨張機は、タービン孔をもつハウジングと、ハウ
ジングのタービン孔に配設され回転可能なタービンと、
ハウジングにタービンの軸方向にそって直列状態に少な
くとも２個配置されタービンに作動流体を噴出しタービ
ンを回転させるノズル通路と、少なくとも１個のノズル
通路の開口面積を可変とする開口面積可変部材とで構成
され、作動流体の温度が高温のとき間口面積可変部材に
よりノズル通路の開口面積を増すようにしたことを特徴
とするものである。

本発明の極低温冷凍装置では、ノズル通路がタービンの
軸方向にそって直列状態に少なくとも２個配置されてい
る。そのため、タービンのインペラ部の形状もこれを考
慮して設定することが望ましい。

開口面積可変部材はノズル通路の開口面積を可変とする
ものであればよく、その構造は必要に応じて適宜選択で
きる。例えば、開口面積可変部材として開閉バルブ、開
閉ウィングを設けることができる。

なおターボ膨張機はインパルス型、リアクション型のい
ずれでもよい。

（作用） 作動流体の温度が高温のとぎには、作動流体の体積流量
が増加するので、開口面積可変部材によりノズル通路の
開口面積を増し、作動流体の流路面積を増す。

（実施例） （１）第１実施例 以下本発明の極低温冷凍装置の第１実施例について説明
する。

先ず極低温冷凍装置の全体構成から説明し、その後、要
部構成であるターボ膨張機について説明する。

この極低温冷凍装置は、第１図に示すように逆プレイト
ンサイクルを使用したものであり、極低温作動流体を圧
縮するターボ圧縮機１０と、ターボ圧縮機１０で圧縮さ
れた作動流体の熱をとる放熱器１１と、対向流熱交換器
１２と、放熱器１１を経た作動流体を膨張させるターボ
膨張機１３と、ターボ膨張機１３で膨張された作動流体
の吸熱に伴う冷凍を取出す冷凍取出部１４と、冷凍取出
部１４に近設した被冷却体１５と、これらをつなぐ流路
１６とで構成とされている。

この極低温冷凍装置には作動流体としてヘリウム、ネオ
ン、窒素ガスなどが封入されている。そして、極低温冷
凍装置が運転されると図示しないモータに連結されたタ
ーボ圧縮機１０で作動流体は圧縮され放熱器１１に流入
し、放熱器１１の流路１７を流れる冷却流体く水、空気
等）によって作動流体の圧縮熱が取り去られる。その後
、作動流体は対向流熱交換器１２に流入し、戻りの作動
流体に冷却されてターボ膨張機１３に流入する。

ターボ膨張機１３で作動流体の圧力エネルギ、速度エネ
ルギは吸収されるので、作動流体は膨張して温度が低下
する。すなわち冷凍効果を発生する。

そして冷凍効果を発生した作動流体は冷凍取出部１４に
流入して被冷却体１５を冷却する。その後、作動流体は
対向流熱交換器１２に流入し、ターボ膨張機１３に流入
する作動流体を冷しなからターボ圧縮１ｆｉ１１０に戻
る。このサイクルが繰返されて被冷却体１５は極低温の
温度（通常−１７０℃から一２６９°Ｃ）に冷却される
。

次に要部構成について第２図〜第４図を参照しで説明す
る。即ち、本実施例の極低温冷凍機用ターボ膨張機１３
はインパルス型であり、このタボ膨張機１３では第２図
に示すように、ハウジング２０は、円筒状の軸受室２５
を区画する第１ハウジング部２１と、第１ハウジング部
２１に連設された第２ハウジング部２２と、第１ハウジ
ング部２１に連設された第３ハウジング部２３とで形成
されている。ハウジング２０には、軸受室２５を形成す
る側壁の一部に円形状のタービン孔２６が形成され、前
記冷凍取出部１４につながる膨張室２７が形成されてい
る。第３図に示すようにハウジング２０にはリング体２
８．７８が固定されており、リング体２８の一端部には
渦巻き気味の第１ノズル孔２９が形成されているともに
、リング体２８の他端部には渦巻き気味の第２ノズル孔
３０が形成されている。同様にリング体７８の一端部に
は渦巻き気味の第１ノズル孔７９が形成されているとと
もに、リング体７８の他端部には渦巻き気味の第２ノズ
ル孔８０が形成されている。

さて本実施例では第２図に示すようにハウジング２０に
は、第１ノズル３３、第２ノズル３４が後述するタービ
ン３７、タービン軸３８の軸方向に直列に互いに近接し
た状態で並設されている。

第１ノズル３３、第２ノズル３４は前記した逆プレイト
ンサイクルのターボ圧縮機１０、熱交換器１２を順に経
た作動流体を管路３１を介して供給するものである。こ
こで、第１ノズル３３は所定開口面積の第１ノズル通路
３３ａを形成し、第２ノズル３４は所定開口面積の第２
ノズル通路３４ａを形成する。第２図に示すように第１
ノズル３３の先端部３３ｂは第２ノズル孔８ｏに対向す
るように配置されている。第２ノズル３４の先端部３４
ｂは第２ノズル孔３０に対向するように配置されている
。更に本実施例では第２図に示すように第１ノズル３３
には、第１ノズル通路３３ａを開閉する開口面積可変部
材としての開閉バルブ３６が設けられている。

更に、ハウジング２０のタービン孔２６にはタービン孔
２６を区画する壁面と微小な隙間を有しタービン３７が
回転可能に配設されている。第３図に示すようにタービ
ン３７にはこれの周方向に所定間隔で多数個のインペラ
部３７ａが形成されている。

第２図に示すようにタービン３７は、このタービン軸３
８の一端部に保持されている。タービン軸３８は動圧気
体軸受３９に保持されている。この動圧気体軸受３９は
１０μｍ程度の気体膜で支持するティルティングパッド
型の動圧気体軸受であり、ハウジング２０に固定された
ステム４０により保持されている。またタービン軸３８
の中腹部に７２２９部３８ａが径外方向へ形成されてお
り、フランジ部３８ａは気体スラスト軸受４２に対面し
て支承されている。気体スラスト軸受４２はスパイラル
グループ型の動圧気体軸受でおる。

気体スラスト軸受４２はタービン軸３８のフランジ部３
８ａをスラスト方向に１０μｍ程度の気体膜で支持する
。気体スラスト軸受４２の負荷能力は、高速回転時の損
失を少なくして高速回転を可能とするために、小さく設
定されている。この気体スラスト軸受４２はピボット４
３を介してジンバルリング４４に保持され、さらにこの
ジンバルリング４４はピボット４５を介してステム４６
に保持されている。

またこのタービン軸３８はその中腹部に同期発電機４８
の一部となる回転子４９をもつ。回転子４９には磁石が
埋設されている。またこの回転子４９と対向するように
軸受室２５内にはハウジング２０によって固定された固
定子５０があり、この固定′子５０と回転子４９とが連
携して同期発電機４８として作用する。

上記したターボ膨張機１３の作用について説明する。先
ず、説明の便宜上、極低温となった極低温到達時につい
て説明する。即ち、極低温到達時には、開閉バルブ３６
が閉じられて第１ノズル通路３３ａが閉じているので、
逆プレイトンサイクルのターボ圧縮機１０を経た高圧の
極低温作動流体は、第２図から明らかなように第２ノズ
ル３４の第２ノズル通路３４ａ１室２０ａを経由して第
２ノズル孔３０に流入する。この結果、極低温作動気体
の圧力エネルギが速度エネルギに変換されてタービン３
７のインペラ部３７ａに吹付Ｃプられ、タービン３７を
タービン軸３８とともに回転させる。その後、第２図か
ら明らかなように、作動流体は膨張室２７に流出する。

ここでタービン軸３８は動圧気体軸受３９により１０μ
程度の気体膜で支持されている。

また本実施例にかかるターボ膨張機１３では、作動流体
の運動エネルギは回転子４９と固定子５０とによって形
成される同期発電は４８によって吸収される。このター
ビン軸３８の回転数は極低温到達時には致方ｒｐｍから
数十万ｒｐｍにも達する。

ここで、作動流体の入口つまり管路３１にお（プる絶対
圧力をｐａとし、軸受室２５での絶対圧力をｐｂとし、
膨張室２７内での圧力をｐｃとし、更に、タービン３７
の外径をＤｔとし、及び膨張室２７への出口の内径をＤ
Ｏとすると、タービン軸３８にはこれの軸方向に推力（
ＦＱ’）が作用する。この推力（Ｆｇ）は第２図におい
て矢印に方向に働く。

推力（Ｆｑ）は次式のように表わされると考えられる。

Ｆｇ＝　（π／４）Ｄｔ２　・Ｐｂ （（７Ｕ／４）　　　（Ｄｔ２−ＤＯ２）−Ｐａ十（π
／４）ＤＯ２・Ｐｃ） ただしｐａ＞ｐｂ＞ｐｃ、［）ｔ＞［）。

本実施例では、前記したように、気体スラスト軸受４２
の負荷能力は高速回転時の損失を少なくするために小さ
く設定されているものである。そのため、膨張圧力比（
ｒ＝Ｐａ／Ｐｃ＞が例えば２以上になると、従来技術の
欄で説明したように気体スラスト軸受４２の負荷能力よ
りも推力（Ｆｑ）が大きくなり、タービン軸３８のフラ
ンジ部３８ａが気体スラスト軸受４２に固体接触してし
まう。

ところで本実施例では作動流体の温度が高温つまり室温
である運転開始時には、作動流体の質量流量が同じであ
っても体積流量が増加するので、開閉バルブ３６を開放
作動させて第１ノズル３３の第１ノズル通路３３ａを開
放し、第１ノズル通路３３ａ、室２０ｂからも第２ノズ
ル孔８０に作動流体を噴出する。このため作動流体は、
高温であるため極低温到達時に比較して体積流量が増加
するものの、その作動流体は第１ノズル通路３３ａと第
２ノズル通路３４ａの双方を通過するので、流路面積が
増加する。このように流路面積が増加した場合には、第
４図に特性線×３に示すように所定の質量流量ｍ１を流
してもその膨張圧力比はｒ３となり、限界膨張圧力比ｒ
ｃｒよりも小さくなる。

以上説明したように本実施例では作動流体の温度が室温
付近と高く作動流体の体積流量が増加する運転開始時に
は、開閉バルブ３６の開放により作動流体の流路面積を
増加させ得る。従って、運転開始時においても、膨張圧
力比（ｒ）を限界膨張圧力比（ｒｃｒ）の値よりも小さ
く抑えつつ極低温到達時と同じ質量流量ｍ１を流すこと
ができる。そのため従来に比べて、室温から極低温に冷
却するまでのクールダウン時間を大幅に短縮することが
できる。例えば従来８時間であったものを２時間程度と
することができる。

尚、開閉バルブ３６を除去して第１ノズル通路３３ａと
第２ノズル通路３４ａを運転開始時の他に極低温到達時
においても使用することが考えられるが、これでは、低
温で体積流量が減っているにも拘らず流路面積が大きす
ぎ、極低温到達時に圧力比が小さくなり過ぎ、極低温冷
凍装置全体の冷凍効率が顕著に低下してしまう問題があ
る。この点本実施例では極低温到達時には開閉バルブ３
６を閉じ、流路面積を所要値にするので、かかる問題が
生じることを回避できる。

更に本実施例では第１ノズル通路３３ａ、第２ノズル通
路３４ａが直列に並設されているので、第１ノズル通路
３３ａと第２ノズル通路３４ａとをそれだけ近づけて配
置することが可能となり、ハウジング２０のコンパクト
化を図り得る。

なあ、開閉バルブ３６は制御部によりマグネット等で自
動で開閉しても、手動で開閉してもよいものである。さ
らに上記した実施例の構成に加えてハウジング２０には
管路３１内の圧力Ｐａを検出する圧力センサ、軸受室２
５内の圧力ｐｂを検出する圧力センサ、膨張室２７の圧
力Ｐｃを検出する圧力センサを設けることもできる。そ
して各圧力センサによって測定される絶対圧力Ｐａ、Ｐ
ｂ、Ｐｃの値に応じて開閉バルブ３６の開放作動を制御
部で自動制御する構成とすることもできる。

（２）他の実施例 本発明の他の実施例にかかるターボ膨張機６０を第５図
〜第１０図に示す。第５図〜第７図に示す実施例にかか
るターボ膨張１１６０はリアクション型のものであり、
ハウジング６１と、タービン６２と、渦巻き状の第１ノ
ズル通路６３と、渦巻き状の第２ノズル通路６４と、第
１ノズル通路６３および第２ノズル通路６４を区画する
仕切壁６５とで形成されている。第５図に示すように、
第１ノズル通路６３および第２ノズル通路６４はタービ
ン６２、タービン軸３８の軸方向に直列に並設されてい
る。第７図に第１ノズル通路６３のボート６３ａ、第２
ノズル通路６４のボート６４ａを示す。第１ノズル通路
６３のポート６３ａは開口面積可変部材としての開閉バ
ルブ６６で開閉可能である。

この実施例においては極低温到達時には開閉バルブ６６
が閉じており、従って第１ノズル通路６３のポート６３
ａが閉じているので、作動流体は第５図の矢印に示すよ
うに第２ノズル通路６４のみを渦巻き状に通過する。そ
して、作動流体の圧力エネルギが速度エネルギに変換さ
れてタービン６２に吹付けられる。そのためタービン６
２はタービン軸３８とともに回転し、これにより作動流
体は吸熱しつつ膨張して、吸熱に伴い作動流体の温度が
低下し、冷凍が発生する。このとき前記した実施例と同
様に、作動流体の圧力エネルギおよび速度エネルギは図
略の発電機により吸収される。

第２実施例においても、前述したように極低温到達時に
は質量流量ｍ１の作動流体が第２ノズル通路６４を介し
てタービン６２に流れるものであるが、作動流体の温度
が高温つまり室温である運転開始時には、開閉バルブ６
６を開放作動させて第１ノズル通路６３のポート６３ａ
を開放し、作動流体が通過する流路面積を増加させる。

このため作動流体の温度が高温である運転開始時には、
作動流体は第１ノズル通路６３と第２メイル通路６４の
双方を通過するので、流路面積が極低温到達時に比較し
て約２倍に増加する。

このように流路面積が増加した場合には、第１実施例と
同様に、第４図の特性線×３に示すように所定の質量流
量ｍ１を流してもその膨張圧力比（ｒ＝Ｐａ／ＰＣ）は
ｒ３となり、限界膨張圧力比ｒｃｒよりも小さくなる。

従って前記した第１実施例と同様に、タービン軸３８に
作用する推力を抑えることができ、タービン６２、ター
ビン軸３８の安定した回転は維持される。

以上説明したように第２実施例では室温時においても極
低温到達時と同様に、タービン６２の回転に支障を来た
すことなく所定の質量流量ｍ１を流し得るので、室温か
ら極低温に冷却するまでのクールダウン時間を大幅に短
縮することができる。

上記した第１及び第２実施例では第１ノズル通路と第２
ノズル通路との２個がタービン３７．６２の軸方向に直
列に形成されているが、これに限らず、ノズル通路を該
直列方向に３個以上並設し、そのうち少なくとも１個の
ノズル通路に開閉バルブを設けてもよいものである。

その他、本発明は上記しかつ図面に示した実施例にのみ
限定されるものではなく、例えば圧縮機はターボ圧縮機
に限らずピストンタイプの圧縮機でもよく、必要に応じ
て適宜変更して実施し得るものである。

［発明の効果］ 本発明の極低温冷凍装置では、ターボ膨張機に作動流体
を供給するにあたり、同じ質量流量であっても体積流量
が増加する運転開始時には、開口面積可変部材によりノ
ズル通路の流路面積を増加させ得る。そのため、ターボ
膨張機の膨張圧力比を限界膨張圧力比の値よりも小さく
抑えつつ低温到達時と同じ質量流量を流すことができる
。そのため室温から極低温に冷却するまでのクールダウ
ン時間を大幅に短縮することができる。

更に本発明の極低温冷凍装置では、ノズル通路が直列に
並設されているので、各ノズル通路をそれだけ近づける
のに有利であり、ハウジングのコンパクト化に有利であ
る。

【図面の簡単な説明】

第１図〜第４図は本発明の一実施例を示し、第１図は極
低温冷凍装置の全体を示す模式構成図であり、第２図は
ターボ膨張機の断面図であり、第３図は第２図の■−■
線に沿う矢視図、第４図は質量流量と膨張圧力比との関
係を示すグラフである。 第５図〜第１０図は本発明の他の実施例を示し、第５図
はノズル通路を１個用いる場合の本実施例のターボ膨張
機の断面図であり、第６図は第５図のＶＩ　−ＶＩ線に
沿う断面図であり、第７図はポートの平面図である。第
８図はノズル通路を２個用いる場合の本実施例のターボ
膨張機の断面図であり、第９図は第８図のＩＸ　−ＩＸ
線に沿う断面図であり、第１０図はポートの平面図であ
る。 図中、１０は圧縮機、１１は放熱器、１３はターボ膨張
機、１４は冷凍取出部、２０はハウジング、３３ａは第
１ノズル通路、３４ａは第２ノズル通路、３６は開閉バ
ルブ（開口面積可変部材）、３７はタービン、３８はタ
ービン軸を示す。 第４図 ｍ２ 質量流量（ｍ） 第９図 第１０ｂ

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. （１）極低温用の作動流体を圧縮する圧縮機と、前記圧
   縮機で圧縮された作動流体の熱をとる放熱器と、前記放
   熱器を経た作動流体を膨張させるターボ膨張機と、前記
   ターボ膨張機で膨張された作動流体の吸熱に伴う冷凍を
   取出す冷凍取出部とで構成とされ、 前記ターボ膨張機は、タービン孔をもつハウジングと、
   前記ハウジングのタービン孔に配設され回転可能なター
   ビンと、前記ハウジングに前記タービンの軸方向にそつ
   て直列状態に少なくとも２個配置され前記タービンに作
   動流体を噴出し前記タービンを回転させるノズル通路と
   、少なくとも１個の前記ノズル通路の開口面積を可変と
   する開口面積可変部材とで構成され、作動流体の温度が
   高温のとき前記開口面積可変部材により前記ノズル通路
   の開口面積を増すようにしたことを特徴とする極低温冷
   凍装置。