JPS60138366A - 空気サイクル空気調和システム - 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】 技術分野 本発明は空気サイクル空気調和システムに係り、一層詳
細には、システムの熱負荷から離れて配置されたコンパ
クトで効率が高い閉ループ空気サイクル空気調和システ
ムに係る。

背景技術 空気サイクル空気調和システムはよく知られており、民
間機及び軍用機内の機室のような空間の冷却及び与圧の
ために広く使用されている。最近、このような空気調和
システムを、ガスタービンエンジン又は他の形式のエン
ジンを動力とする戦車及び他の軍用車輌のような地上車
輌の乗務員室及び装置室に使用することが研究されてき
た。このようなシステムが広く使用されている理由の一
つは、比較的小規模の空気サイクルシステムによって必
要な冷却が行われ得ることである。もう一つの理由は、
このようなシステムがガスタービンエンジンを動力とす
る車輌に適していること、即ちガスタービンエンジンの
圧縮機吐出部分が空気調和システム用の加圧された冷媒
空気の源として好都合なことである。

典型的に、従来の空気サイクル空気調和システムは、加
圧された空気をその源から受入れて、その空気を更に圧
縮して熱交換器に吐出する圧縮機を使用している。熱交
換器内で空気は圧縮熱の一部分を放出Ｊ−る。この熱交
換器から、圧縮された空気は膨張タービンに送られ、そ
こでタービンロータの回転中に空気により成される仕事
が空気を急速に膨張且冷却させる。次いで、冷却された
空気が航空機機室のような負荷に吐出される。タービン
はブートストラップ配置で圧縮機に接続されており、そ
れにより空気の膨張によるタービンロータの回転が圧縮
機に入力動力を与える。

殆どの部分に対して、このような空気サイクル空気調和
システムは間ループシステムであった。

即ら、負荷を冷却した後に、冷媒空気は機外に排出され
、その僅な部分のみが幾つかの場合には、米国特許第４
，３７４．４６９号明ｍ書に記載されている仕方で、氷
を融解させるためにタービン排気口に循環される。

開ループの空気サイクル空気調和システムは幾つかの用
途では効率的であることが実証されているが、このよう
なシステムは冷媒が周囲から連続的に再供給されること
を必要とするので、このようなシステムは汚染された環
境で使用するのには一般に不適当である。他方、閉ルー
プの空気サイクルは封入されて循環する冷媒空気により
冷却を行うことができ、間ループシステムよりも高い効
率を得る潜在可能性を有し、また化学戦の場合のように
汚染された環境で使用するのに一層適している。このよ
うな閉ループシステムは一般に前記のようにシステム圧
縮機の吐出口に於て吸込み熱交換器により周囲に熱を排
出する必要があり、また汚染された環境での作動に適す
るものとするためには、システムのターボ圧縮機ユニッ
トから離れた位置に蓄熱部分を配置する必要がある。こ
のような蓄熱部分の遠隔配置は圧縮機と蓄熱部分との間
に長く延びている空気コンジットを必要とし、それによ
りシステムにより占有される空間を大きくし、またこの
ようなコンジットを流れる空気流の圧力降下を高くする
原因となる。更に、このようなシステムは負荷吐出口の
冷媒とタービン入口冷媒との間の蓄熱式空気−空気間熱
交換を利用しているので、離れた負荷の冷却に用いられ
る場合には、更に空気コンジットの長さを長くする必要
があり、従ってシステムを大型且非効率なものとする。

用途によっては、このような人型且非効率的なシステム
は許容されない。

発明の開示 従って、本発明の主な目的は、一層コンパクトで効率の
高い空気サイクル空気調和システムを提供することであ
る。

本発明の他の目的は、空気コンジットの長さを最小で済
ませることができ、また空気−空気間熱交換を最小で済
ませることができる空気サイクル空気調和システムを提
供することである。

本発明の一つの局面によれば、膨張タービンの上流及び
下流の双方に於ける冷媒空気と閉ループ液体循環システ
ム内で遠隔熱負荷へまたそれから循環する液体熱輸送流
体との間で蓄熱式熱交換を行わせ、それにより効率向上
のために冷媒空気が熱輸送流体として作用する必要を無
くすことにより、一層コンパクトで効率の高い空気サイ
クル空気調和システムが実現される。熱輸送は循環する
液体により行われ、液体を流すためのコンジットは空気
コンジットよりも断面積の小さいものとすることができ
るので、一層コンパクトで効率の高いシステムが得られ
る。

本発明の他の局面によれば、周囲に熱を放出Ｊることに
より圧縮機吐出空気を冷却する吸込み熱交換器が空気調
和システムの空気サイクル部分から離れた位置で閉ルー
プ液体循環システムと熱伝達を行うように配置されてお
り、それにより液体は、タービン入口空気の蓄熱式予冷
を行うだけでなく、圧縮機吐出空気が気体状媒体ではな
く液体状媒体による熱輸送によって圧縮機吐出空気が負
荷により冷却されることを可能とし、その結果一層コン
パクトで熱力学的効率の高いシステムが得られる。

発明を実施づるための最良の形態及び産業上の利用可能
性 第１図を参照すると、全体として参照符号１゜を付され
ている本発明の空気サイクル空気調和システムはガスタ
ービンエンジン１５によりチャージ且駆動され、負荷２
０の冷却を行う。典型的な形態では、ガスタービンエン
ジン９５はタービン２５により駆動される圧縮機２２を
含んでおり、タービン及び圧縮機のロータは傘歯車３５
を取付けられている軸３０により連結されている。当業
者によく知られているように、空気は圧縮機内へ吸込ま
れ、高められた圧力に圧縮され、吐出部分３７で圧縮機
から吐出され、またバーナ４ｏ内で燃料と混合され、そ
こで空気−燃料混合物が燃焼される。バーナ４０から排
出される燃焼生成物はタービン２５へ導かれ、タービン
を駆動して、圧縮機に動力を与えると共に、排気ノズル
４５を通って有用な推力を生ずる。

ガスタービンエンジン１５の圧縮機吐出部分３７からの
空気は、制御弁５５を有するライン５０を通って空気調
和システムをチャージする。このシステム供給空気は典
型的に３０〜１２０ｐｓｉ（２１５１〜８６０４Ｐａ　
）の範囲の圧力である。

ライン５０から、チャージ空気はコンジット６５を通っ
てシステム１０の閉ループ部分に供給される。冷媒空気
はコンジット６５により、歯車３５及び歯車付軸７７及
び７９を介してエンジン１５により駆動される圧縮機７
５に供給される。圧縮機７５は冷媒空気を圧縮して、フ
ンジット８５を通じてタービン入口（高圧）蓄熱式熱交
換器８０に供給する。空気は蓄熱式熱交換器８０から直
接に膨張タービン９０に供給される。この膨張タービン
のロータは軸９５により圧縮機７５のロータと連結され
ている。タービン９０を横断中に、圧縮された空気はタ
ービンロータに（従ってまた軸９５に）正トルクを与え
つつ膨張し、またそれに伴い急冷されて、圧力が約３対
１の圧力比だけ低くされるにつれて約１００°Ｆ（３８
℃）の冷媒空気温度低下を生ずる。急冷及び膨張後の空
気はタービンから直接に、負荷部分１０５及び蓄熱部分
１１０を含んでいるタービン排気（低圧）熱交換器１０
０へ排出される。低圧熱交換器１００から、膨張させら
れた冷媒空気は再圧縮のためにコンジット６５を通して
圧縮機７５に戻される。

制御弁５５は負荷２０内に配置されている温度センサ１
１５に応答して駆動される。このセンサは負荷２０の温
度を示す信号をライン１２５を通じて制御装置／操作装
置１２０に与える。制御装置／操作装置１３０はライン
５０内の圧力を示す信号を圧力センサ１３５からライン
１４０を通じて受ける。何れの場合にも、制御装置／操
作装置１２０及び１３０は、センサ１１５及び１３５か
ら受けた実際値信号と所望の温度及び圧力を示す目標値
信号とに応答して所望の温度及び圧力を保つように制御
弁５５を連続的に調節する。

エンジン１５によりシステムに与えられる入力パワ及び
システムの冷却出力は弁５５により制御される。定常状
態では、即ちシステム１０により行われる冷却が負荷に
より必要とされる冷却と等しい時には、弁５５は制御装
置／操作装置１２０及び１３０によりほぼ閉じられた状
態に保たれており、この弁はシステムからの冷媒空気の
漏洩に打ち勝つためにのみ開き、またシステム内の種々
の圧力及び流量率はその冷却出力と同様に一定に止まる
。負荷２０の冷却受容が増大するにつれて、調節される
冷媒空気圧力は高められ、制御装置／操作装置１２０及
び１３０はセンサ１１５の出力信号に応答して制御弁５
５を開ぎ、それによりシステム１０内の冷媒圧力を増大
させ、システムの容量（従ってまたその出力）を増大さ
せる。負荷の冷却需要がシステムの冷却出力よりも小さ
い場合には、制御装置／操作装置１２０が制御弁５５を
閉じ、それによりシステムからの空気の通常の漏洩が次
第にシステム内の冷媒圧力を減少し、それにより冷媒空
気流を減少し、こうしてシステムの冷却用ツノも圧縮機
７５により吸収される軸動力及びガスタービンエンジン
圧縮機吐出空気から吸収される運動エネルギも減少する
。その結果、システムを駆動Ｊるのにエンジン１５によ
り消費される動力も減少する。システム１０は、高圧蓄
熱式熱交換器８０を遠隔吸込み熱交換器１５０、低圧熱
交換器１００及び負荷２０と直列に接続する閉ループ液
体循環システムを設けられている。第１図に示されてい
るように、閉ループ液体循環システムは、負荷２０を高
圧蓄熱式熱交換器８０への入口と接続覆るコンジット１
５５と、ループシステムを通じてエチレングリコールの
ような液体媒体又は他の適当な熱輸送流体を圧送するた
めループ内の任意の場所に配置されているポンプ１６０
とを含んでいる。ライン１６５が蓄熱式熱交換器８０の
吐出側を吸込み熱交換器１５０の入口と接続しており、
またライン１７０が吸込み熱交換器１５０の吐出側を低
圧熱交換器１ｏｏの蓄熱部分１１０の入口と接続してい
る。蓄熱部分１１０の吐出側はライン１７５を通じＣ低
圧熱交換器の負荷部分１０５の入口に接続されており、
また負荷部分１０５の吐出側はライン１８０を通じて負
荷２０に接続されている。負荷２０から液体冷媒は、こ
うして形成されたループを巡って循環を繰返すためポン
プ１６０内へ吸い込まれる。

作動の仕方について説明すると、液体冷媒が矢印の方向
に循環するにつれて、冷媒は高圧蓄熱式熱交換器８０内
の熱を吸収し、コンジット１６５を通って流れ、次いで
、こうして吸収された熱の少なくとも一部分を、矢印１
５２の方向に吸込み熱交換器１５０を通って流れる冷媒
（大抵の場合周囲空気）に放出する。液体冷媒は次いで
ライン１７０を通って低圧熱交換器１００の蓄熱部分１
１０に流れ、そこで液体冷媒は膨張タービン９０から吐
出された冷たい空気により急冷される。液体冷媒は更に
低圧熱交換器１００の負荷部分１０５内で急冷され、そ
こから冷媒は負荷２０を通して送られ、負荷２０から熱
を吸収して、必要な負荷の冷却を行う。液体冷媒は次い
でポンプ１６０によりこのループを通じて再循環される
。閉ループ液体循環システムは、負荷部分１０５の入口
を負荷から吐出される液体冷媒と接続づる分岐コンジッ
ト１８５をも設けられている。こうして、ポンプ１６０
からの液体冷媒の流れは分割され、その一部分は高圧蓄
熱式熱交換器８０及び前記の閉ループ液体循環システム
を通して流され、また液体冷媒の残りの部分は分岐コン
ジット１８５（その内部にＡリフイス１９０を有する）
を通して負荷部分１８５の入口へ流される。流れのこの
部分は負荷部分を通過し、次いでそこからライン１８０
を通じて負荷２０へ吐出され、またライン１５５を通じ
てポンプ１６０に戻される。当業者により理解されるよ
うに、分岐コンジット１８５は、閉ループシステムを通
る液体の流れの一部分が、高圧蓄熱式熱交換器を通る循
環及びそれに伴う熱吸収無しに、負荷と低圧熱交換器の
負荷部分どの間を循環することを許す。それにより、分
岐コンジットを流れる液体の冷却容量の一部分は、高圧
蓄熱式熱交換器８０内の暖かい圧縮機吐出空気による分
岐流の加熱無しに、負荷冷却のためにのみ用いられる。

分岐コンジット１８５を通る冷媒の流れがオリフィス１
９０の寸法により決定されることは理解されよう。オリ
フィスの寸法は、空気調和システム１０の空気サイクル
部分を通る空気流、負荷を通る冷媒流及び高圧蓄熱式熱
交換器を通る冷媒流の特性のような因子に従って決定さ
れる。この決定は最大冷却に対して下式が満足されるよ
うに決定される。： ｗａ、Ｃｐ、ａ ４１．０ Ｗ「、ＣＱｐ、ｒ、に こぐ、Ｗａ及びＣｐ、ａはそれぞれ空気調和システムの
空気サイクル部分を通る空気流の質量流量率及び比熱で
あり、またＷｒ、Ｃ及びＣｐ、ｒ、ｃはそれぞれ高圧蓄
熱式熱交換器８０及び低圧蓄熱式熱交換器１１０を通っ
て循環する液体冷媒の質量流量率及び比熱である。

また上記の決定はシステム１０を駆動する最小入力動力
に対して下式を満足するように行われる：ここで、Ｗｌ
、ＣＣ１）、Ｑ　、Ｃはそれぞれ負荷を通って循環する
液体冷媒の質量流量率及び比熱であり、またｗｒ、ｃ及
びＣｐ、ｒ、ｃはそれぞれ高圧蓄熱式熱交換器を通って
循環する液体冷媒の質量流量率及び比熱ぐある。

これらの二つの式から、最大冷却及び最小システム入ノ
ｊ動力に対して分岐コンジット１８５を通る流れがＲ１
算され、こうしてオリフィス１９０の１法が容易に決定
され得る。

第２図を参照覆ると、本発明の空気調和システムの第一
の代替的な実施例が示されている。第１図及び第２図中
で、同様の構成要素には同様の参照符号が付けられてい
る。当業者により理解されるように、第１図の実施例と
第２図の実施例との間の相違点は、第１図の実施例では
単一の液体循環システムが用いられており、それに対し
て第一の代替的実施例では二つの分離した独立の液体循
環システムが用いられていることだけである。この代替
的実施例では、第１図のシステムの場合と同様に、ポン
プ１６０は高圧蓄熱式熱交換器８０へ吐出し、高圧蓄熱
式熱交換器８０はコンジット１６５を通じて吸込み熱交
換器１５０へ吐出する。

吸込み熱交換器から、液体冷媒はライン１７０を通じて
低圧熱交換器１００の蓄熱部分１１０へ吐出される。し
かし、負荷へ吐出するのではなく、蓄熱部分１１０はコ
ンジット２００を通じてポンプ１６０へ戻すように吐出
し、それによりこの外側ループ内の冷媒は高圧蓄熱式熱
交換器内で吸収された熱を吸込み及び低圧蓄熱式熱交換
器へ輸送し、そこでその熱は、負荷冷却無しに、それぞ
れ周囲空気と急冷されたタービン吐出空気とに放出され
る。負荷冷却は第二の（内側）閉ループ液体システムに
よってのみ行われ、そこで負荷２０の冷却後に液体冷媒
は、蓄熱式熱交換器内の圧縮機吐出空気からの熱吸収無
しに、第二のポンプ２１０によりライン２２０を通じて
負荷部分１０５に戻される。第−及び第二の閉ループを
通る流れの大きさは、システムを通る空気及び液体冷媒
の流れの質量流量率及び比熱を含む前記の関係式から決
定され得る。

第１図及び第２図に示されているシステムは、空気−空
気間熱交換がすべて省略されており、システム内のづべ
ての熱交換は一層コンパクトな空気−液体間熱交換器に
より実行されているので、コンパクトに構成され得るこ
とは理解されよう。

更に、負荷及び吸込み熱交換器がシステムのターボ圧縮
機（空気ザイクル）部分から離し゛Ｃ配置さ　１れてい
る場合に、ターボ圧縮機と負荷及び吸込み熱交換器との
間の熱輸送流体とし゛Ｃ空気ではなく液体を使用してい
るので、圧ノコ低下損失の減少により効率が向上づるだ
【ノでなく、長く延びている空気コンジットを断面積の
実質的に小さい液体コンジットで置換えることにより一
層コンパクトなｍ造が可能になる。

第３図を参照すると、本発明の空気調和システムの第二
の代替的な実施例が示されている。第３図では、システ
ムの寸法の絶対的な最小化は必要とされておらず、従っ
て吸込み熱交換器２２５内の空気−空気間熱交換（圧縮
機吐出空気が周囲空気により冷却される）が許され、閉
ループ循環システムは負荷を高圧蓄熱式熱交換器と低圧
熱交換器の直列に接続された負荷及び蓄熱部分とに直列
（接続している。吸込み熱交換器内で空気−空気用熱交
換が行われることを例外として、第３図に云されている
実施例の作動の仕方は第１図及び第２図に示されている
作動の仕方と同一である。冷某は閉ループを通じて循環
し、高圧蓄熱式熱交換器内で圧縮機吐出空気から熱を吸
収し、その熱を１氏圧熱交換器の負荷及び蓄熱部分内で
放出し、そ１）後に冷媒は負荷から熱を除去するため負
荷を通じて循環される。第３図の実施例の利点は、負荷
り）ら熱を除去し且蓄熱式熱交換を行うのに従来の９気
システムの代わりに液体熱輸送システムを用ハているこ
とにより一層コンパクトで効率が高いシステムが得られ
ることである。

本発明をその幾つかの実施例について説明してきたが、
本発明の範囲内で種々の変更が可能であることは当業者
により理解されよう。例えば、システムがガスタービン
エンジンにより空気で付勢且チャージされるものとして
説明してきたが、代替的な付勢（電動機）及びチャージ
手段が本発明の範囲内で用いられ得ることは理解されよ
う。このような変形は、特許請求の範囲に示されている
本発明の範囲内に属するものとする。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の空気サイクル空気調和システムの好ま
しい実施例の概要図である。 第２図は本発明の空気サイクル空気調和システムの第一
の代替的な実施例の概要図である。 第３図は本発明の空気サイクル空気調和システムの第二
の代替的な実施例の概要図である。 １０・・・空気サイクル空気調和システム、１５・・・
ガスタービンエンジン、２０・・・負荷、２２・・・圧
縮機、２５・・・タービン、３０・・・軸、３５・・・
傘歯車。 ３７・・・吐出部分、４０・・・バーナ、４５・・・排
気ノズル、５５・・・制御弁、７５・・・圧縮機、７７
．７９・・・歯車付軸、８０・・・高圧蓄熱式熱交換器
、９０・・・膨張タービン、９５・・・軸、１００・・
・低圧熱交換器。 １０５・・・負荷部分、１１０・・・蓄熱部分、１１５
・・・温度センサ、１２０，１３０・・・制御装置／操
作装置、１３５・・・圧力センザ、１５０・・・吸込み
熱交換器、１６０・・・ポンプ、１８５・・・分岐コン
ジット。 １９０・・・オリフィス、２１０・・・ポンプ、２２５
・・吸込み熱交換器 特許出願人　ユナイテッド・チクノロシーズ・コーポレ
イション

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 供給された空気を圧縮するだめの圧縮機が含まれており
   、前記圧縮機により圧縮された空気が、負荷を冷却する
   ため前記圧縮された空気を膨張且急冷させる膨張タービ
   ンに吐出され、また高圧蓄熱式熱交換器が含まれており
   、それにより前記急冷された空気が前記圧縮された空気
   を前記タービン内でのその膨張に先立って予冷Ｊ°るよ
   うに構成されている空気サイクル空気調和システムに於
   て、低圧熱交換器が含まれており、前記膨張且急冷され
   た空気は前記低圧熱交換器を通じて前記膨張タービンか
   ら吐出され、 閉ループ液体循環システムが含まれており、その一部分
   が前記蓄熱式熱交換器内の前記圧縮された空気及び前記
   低圧熱交換器内の前記急冷された空気と熱交換関係にあ
   り、 液体が前記閉ループ液体循環システム内を循環して、前
   記蓄熱式熱交換器内で空気調和システムの空気流から熱
   を吸収し、また前記低圧熱交換器内で前記熱を前記急冷
   された空気に与えることにより、空気調和システムの空
   気流を冷却することを特徴とする空気Ｖイクル空気調和
   システム。