KR101816656B1

KR101816656B1 - 증기터빈 구동식 원심형 히트펌프

Info

Publication number: KR101816656B1
Application number: KR1020167006823A
Authority: KR
Inventors: 폴 더블유. 스넬; 에릭 존 스마이더; 데일 엠. 엉거
Original assignee: 존슨 컨트롤스 테크놀러지 컴퍼니
Priority date: 2013-12-12
Filing date: 2014-12-12
Publication date: 2018-01-09
Also published as: CN105899891B; JP6275259B2; CN105899891A; JP2017504746A; EP3080527B1; EP3080527A1; KR20160044003A; EP3080527A4; US10704810B2; US20160265815A1; WO2015089362A1

Abstract

원심형 히트펌프 시스템은 증기 루프로 연결된 증기 공급원, 증기터빈 및 증기 응축기를 포함하는 증기 시스템; 그리고 냉각 루프로 연결된 제 1 압축기와 제 2 압축기, 냉매 응축기, 및 증발기를 포함하는 냉각 시스템;을 포함한다. 상기 증기터빈은 상기 증기터빈의 제 1 단부와 제 2 단부로부터 축방향으로 배치되어 연장되는 회전 구동축을 포함한다. 섬프 시스템은 오일이나 다른 윤활유를 수집 및 재분배한다. 상기 제 1 압축기는 제 1 결합장치에 의해서 상기 구동축의 상기 제 1 단부에 결합되고 상기 제 2 압축기는 제 2 결합장치에 의해서 상기 구동축의 상기 제 2 단부에 결합된다. 상기 제 1 및 제 2 압축기들은 상기 냉각 루프에서 병렬로 연결되고 냉각 부하를 균등하게 공유하도록 제어된다.

Description

증기터빈 구동식 원심형 히트펌프{STEAM TURBINE DRIVEN CENTRIFUGAL HEAT PUMP}

관련출원의 상호참조

본 출원은 "STEAM TURBINE DRIVEN CENTRIFUGAL HEAT PUMP"라는 발명의 명칭으로 2013년 12월 12일자로 출원된 미국 임시출원 제 61/915,227 호의 계속출원이고, 이것은 여기에서 그 전체가 참조로서 통합된다.

발명의 분야

본 발명은 증기터빈 구동식 원심형 히트펌프에 관한 것이다. 특히, 본 발명은 병렬 운전하는 2개의 단단 압축기들을 구동시키는 양단 증기터빈에 관한 것이다.

빌딩이나 다른 구조물들을 위한 난방 및 냉방 시스템들은 코일형 튜브들을 통과하는 다른 유체가 두 유체들 사이에서 열에너지의 전달을 실행하도록 코일형 튜브들 내에서 유체를 순환시킴으로써, 구조물에서 온도 조절을 유지한다. 그러한 시스템에서 주요 부품은 비교적 차가운 저압 기체를 수용하여 고온의 고압 기체를 배출하는 압축기다. 압축기들은 원심형 압축기와 같은 압축기 뿐만아니라, 스크류 압축기, 왕복 압축기 및 스크롤 압축기와 같은 양변위 압축기를 포함한다. 비록 가스터빈이 대용량 시스템에서 사용되어왔을지라도, 통상적으로 전기모터가 압축기를 구동하도록 사용된다. 최근의 기술발전으로 인하여, 완전 설계 부하 속도보다 낮은 속도로 작동하는 것이 바람직한 경우, 부분적인 부하 동안에 냉각기 유닛의 효율을 이용하고 대용량 시스템에서 사용하기 위한 원심형 압축기와 같은 압축기를 구동시키기 위해 변속 모터가 이용되고 있다.

고용량 시스템에서 압축기를 구동시키기 위한 다른 수단은 증기터빈이다. 증기터빈, 증기 응축기 및 냉각기 유닛의 작동을 완벽하게 통합하는 사전-포장된 유닛들의 비가동률 및 상기 시스템을 설치하는데 필요한 과도한 일로 인하여 냉각기 유닛 내에서 압축기들을 구동시키기 위해 증기터빈들이 빈번하지 않게 사용되어 왔다.

증기터빈을 사용하여 냉각기 유닛의 압축기를 구동시키기 위한 보다 경제적이고 효율적이며 용이하게 실행가능한 방법 및 장치가 필요하다.

일 실시 예에 있어서, 원심형 히트펌프 시스템은 증기 루프로 연결된 증기 공급원, 증기터빈 및 증기 응축기를 포함하는 증기 시스템; 그리고 냉각 루프로 연결된 제 1 압축기와 제 2 압축기, 냉매 응축기, 및 증발기를 포함하는 냉각 시스템;을 포함한다. 상기 증기터빈은 상기 증기터빈의 제 1 단부와 제 2 단부로부터 축방향으로 배치되어 연장되는 회전 구동축을 포함한다. 섬프 시스템은 오일이나 다른 윤활유를 수집 및 재분배한다. 상기 제 1 압축기는 제 1 결합장치에 의해서 상기 구동축의 상기 제 1 단부에 결합되고 상기 제 2 압축기는 제 2 결합장치에 의해서 상기 구동축의 상기 제 2 단부에 결합된다. 상기 제 1 및 제 2 압축기들은 상기 냉각 루프에서 병렬로 연결되고 냉각 부하를 균등하게 공유하도록 제어된다.

본 발명의 한가지 장점은 증기터빈을 사용하여 듀얼 압축기들을 동시에 구동시킬 수 있다는 것이다. 다른 장점은 압축기가 증기터빈 구동축으로부터 결합해제되었는지 여부를 결정하기 위해 자기 탐침 및 내장형 자석들을 사용할 수 있다는 것이다. 다른 장점은 2개의 부합하는 압축기들 사이에서 부하를 공유할 수 있다는 것이다. 대안적인 바람직한 실시 예들은 특허청구범위에서 일반적으로 다시 인용되는 바와 같은 다른 특징들 및 특징들의 조합에 관한 것이다.

도 1은 본 발명의 증기터빈 구동식 냉각기 유닛의 평면도.
도 2는 도 1의 증기터빈 구동식 냉각기 유닛의 측면도.
도 3은 도 1의 증기터빈 구동식 냉각기 유닛의 단부도.
도 4는 도 1의 증기터빈 구동식 냉각기 유닛의 부분 평면도.
도 5는 도 1의 증기터빈 구동식 냉각기 유닛의 부분 측면도.
도 6은 도 1의 증기터빈 구동식 냉각기 유닛의 단부도.
도 7은 본 발명의 증기터빈 구동식 냉각기 유닛에 대한 증기, 냉매 및 냉각수 유동의 개략도.
도 8은 연관된 섬프 시스템을 나타내는 종래 압축기의 단면도.
도 9는 종래 압축기 윤활회로의 단순 개략도.
도 10은 본 발명의 압축기 윤활회로의 단순 개략도.
도 11은 보조 압축기를 이용하는 본 발명의 압축기 윤활회로의 실시 예의 단순 개략도.
도 12는 배출펌프를 이용하는 본 발명의 압축기 윤활회로의 실시 예의 단순 개략도.
도 13은 보조 응축기 및 액체 펌프를 이용하는 본 발명의 압축기 윤활회로의 실시 예의 단순 개략도.
도 14는 보조 응축기를 이용하는 본 발명의 압축기 윤활회로의 실시 예의 단순 개략도.
도 15는 바람직한 스러스트 칼라의 정면도.
도 16은 도 15의 선 2-2를 따라 도시한 단면도.
도 17은 시간에 따른 주기적인 자기 임펄스를 나타내는 그래프.
도 18은 방법의 흐름도.
도 19는 회전 표면상에 다른 반경으로 배열된 2개의 자기 센서들과 다중 타켓들을 구비한 본 발명의 개략도.
도 20A는 도 19의 타겟 배열에 대응하는 탐침 출력 파형을 나타낸 것으로서, 상기 표면이 시계방향으로 회전하는 경우를 나타낸 도면.
도 20B는 도 19의 타겟 배열에 대응하는 탐침 출력 파형을 나타낸 것으로서, 상기 표면이 반시계방향으로 회전하는 경우를 나타낸 도면.
도 21은 회전축에 삽입된 타겟을 갖는 본 발명의 대안적인 예를 나타낸 도면.
도 22는 바람직한 HVAC 시스템의 개략도.
도 23은 본 발명의 바람직한 실시 예의 압축기(108)의 부분 단면도를 나타낸 도면.
도 24는 바람직한 HVAC 시스템의 실시 예에 대한 속도 안티-서지 맵을 나타낸 그래프.
도 25는 도 1의 냉각기 유닛의 제어장치의 개략도.
도 26은 본 발명의 증기터빈 구동식 냉각기 유닛의 제어장치의 개략도.
도 27 및 28은 본 발명의 제어방법의 일 실시 예의 흐름도를 나타낸 도면.
도 29A 내지 도 29D는 증기터빈 구동식 듀얼 압축기 시스템에 대한 제어 방법의 바람직한 예를 나타낸 도면.

본 발명이 적용되는 일반적인 시스템이 도 1 내지 7에 예로서 도시되어 있다. 도시된 바와 같이, HVAC, 냉방 또는 냉각기 시스템(10)은 증기터빈(14)에 의해서 회전가능하게 구동되는 공통 축의 대향하는 단부에 배치된 압축기들(12,12a), 냉매 응축기(16), 수 냉각기 또는 증발기(18), 증기 응축기(20), 팽창장치(22) 및 제어 패널 또는 컨트롤러(90)를 포함한다. 제어 패널(90)의 작동은 하기에서 보다 상세하게 설명될 것이다. 냉각기 시스템(10)은 원하는 경우에 증기터빈(14)에 윤활을 제공하기 위해서 사용될 수 있는 압축기 윤활장치(11)(도 8)를 더 포함한다. 종래의 액체 냉각기 시스템(10)은 도 1 내지 도 7에는 도시되지 않은 다른 많은 다른 특징들을 포함한다. 이 특징들은 설명의 편의를 위해서 도면을 단순화하도록 의도적으로 생략되었다.

냉각기 시스템(10)에 있어서, 압축기들(12,12a)은 냉매 증기를 압축하여 냉매 응축기(16)로 인도한다. 냉각기 시스템(10)에 있어서, 압축기들(12,12a)은 냉매 증기를 압축하여 냉매 응축기(16)로 운반한다. 압축기들(12,12a)은 바람직하게는 원심형 압축기들이지만, 다른 적당한 형식의 압축기가 사용될 수도 있다. 압축기들(12,12a)은 증기터빈(14)에 의해서 구동되는데, 증기터빈(14)은 단일 속도나 가변 속도로 압축기들(12,12a)을 구동시킬 수 있다. 예를 들면, 증기터빈(14)은 냉각기 시스템(10)의 효율을 최적화할 수 있는 속도로 압축기들(12,12a)을 작동시킬 수 있는 다단 변속 터빈이 될 수 있다. 보다 바람직하게는, 증기터빈(14)은 약 3200rpm 내지 약 4500rpm 범위의 속도로 압축기들(12,12a)을 구동시킬 수 있다. 증기터빈(14)의 증기의 공급은 약 90 내지 약 200psi의 범위 내로 바람직하게 건조 포화된 증기이다. 증기터빈(14)으로 공급된 증기의 유동은 증기터빈(14)의 속도를 변화시키도록 거버너(48)에 의해서 조절될 수 있으며, 그러므로 압축기들(12,12a)을 통해 크거나 적은 양의 냉매 체적 유량을 제공함으로써 압축기의 용량을 조정하기 위해서 압축기들(12,12a)의 속도를 변화시킬 수 있게 된다. 다른 예에 있어서, 증기터빈(14)은 단일의 일정한 속도로 그리고 압축기들(12,12a)의 용량을 조정하기 위해 사용된 다른 기술들, 예를 들어 예비회전 베인들(PRV)(80), 또는 고온가스 바이패스 밸브(HGV)(84) 또는 이들의 조합의 이용을 통해서 압축기들(12,12a)을 구동시킬 수 있다.

압축기들(12,12a)에 의해서 냉매 응축기(16)로 운반된 냉매 증기는 유체, 예를 들어 공기 또는 물과 열교환을 하게 되고, 유체와의 열교환의 결과로서 냉매 액체로의 상 변화를 겪게 된다. 바람직한 실시 예에 있어서, 냉매 응축기(16)로 운반된 냉매 증기는 냉각탑에 연결된 열교환기 코일을 통해서 흐르는 유체, 바람직하게는 물과 열교환을 하게 된다. 냉매 응축기(16)에서 냉매 증기는 열교환기 코일에서 유체와의 열교환의 결과로서 냉매 액체로의 상 변화를 겪게 된다. 냉매 응축기(16)로부터 배출되는 응축된 액체 냉매는 팽창장치(22)를 통해서 증발기(18)로 유동한다.

증발기(18)는 공급라인(38) 및 냉각부하에 연결된 복귀라인(40)을 갖는 열교환기 코일을 포함할 수 있다. 2차 액체, 예를 들어 물, 에틸렌 또는 프로필렌 글리콜 혼합물, 염화칼슘 브라인, 또는 염화나트륨 브라인은 복귀라인(40)을 거쳐서 증발기(18) 내로 이동하고 공급라인(38)을 거쳐서 증발기(18)를 빠져나간다. 증발기(18)에서 액체 냉매는 상기 2차 액체의 온도를 낮추도록 상기 2차 액체와 열교환을 하게 된다. 증발기(18)에서 액체 냉매는 상기 2차 액체와의 열교환의 결과로서 냉매 증기로의 상 변화를 겪게 된다. 증발기(18)에서 증기 냉매는 사이클을 완결하도록 흡입라인에 의해서 증발기(18)를 빠져나가서 압축기들(12,12a)로 복귀한다. 냉매 응축기(16)와 증발기(18)의 어느 적당한 배열형태는 냉매 응축기(16)와 증발기(18)에서 냉매의 적절한 상 변화가 얻어지도록 제공된 냉각기 시스템(10)에서 사용될 수 있음을 알 수 있을 것이다.

증발기(18)로부터 압축기들(12,12a)에 대한 입구 또는 유입구에는, 압축기들(12,12a)로의 냉매의 유동을 제어하여 압축기들(12,12a)의 용량을 제어하는 하나 또는 그 이상의 PRV(80)가 존재한다. PRV(80)는 냉매 유동이 압축기들(12,12a)의 배출단부에서 필수적으로 방해받지 않는 대체로 개방 위치와, 압축기들(12,12a) 내로의 냉매 유동이 제한되는 대체로 폐쇄 위치 사이에서 어느 위치에 위치될 수 있다. 폐쇄 위치에서 PRV(80)는 압축기들(12,12a) 내로의 냉매의 유동을 완벽히 중단시키지는 않음을 알 수 있을 것이다. 액튜에이터는 압축기들(12,12a)을 통해서 유동하는 냉매의 양을 증가시킴으로써 시스템(10)의 냉각 용량을 증가시키기 위해 PRV(80)를 개방시키도록 사용된다. 마찬가지로, 액튜에이터는 압축기들(12,12a)을 통해서 유동하는 냉매의 양을 감소시킴으로써 시스템(10)의 냉각 용량을 감소시키기 위해 PRV(80)를 폐쇄하도록 사용된다. PRV(80)를 위한 액튜에이터 는 연속적인 방식이나 단계적 또는 증분 방식으로 PRV(80)를 개폐할 수 있다.

냉각기 시스템(10)은 고온가스 바이패스 연결부 및 냉각기 시스템(10)의 고압측과 저압측을 연결하는 대응하는 밸브(84)를 또한 포함할 수 있다. 도 7에 나타낸 실시 예에 있어서, 고온가스 바이패스 연결부 및 HGV(84)는 냉매 응축기(16)와 증발기(18)를 연결하고 팽창장치(22)를 바이패스한다. 다른 실시 예에 있어서, 고온가스 바이패스 연결부 및 HGV(84)는 압축기 흡입라인과 압축기 배출라인을 연결할 수 있다. HGV(84)는 압축기들(12,12a)의 배출구로부터 배출되는 냉매를 냉매 응축기(16)를 거쳐서 그리고 증발기(18)를 거쳐서 압축기들(12,12a)의 흡입구로 재순환시키도록 압축기들(12,12a)에 대한 재순환 라인으로서 바람직하게 사용된다. HGV(84)는 냉매 유동이 필수적으로 방해받지 않는 대체로 개방 위치와, 냉매 유동이 제한되는 대체로 폐쇄 위치 사이에서 어느 위치로 조정될 수 있다. HGV(84)는 연속적인 방식이나 단계적 또는 증분 방식으로 개폐될 수 있다. HGV(84)의 개방은 압축기들(12,12a)에서 서지 상태가 발생하는 것을 방지하기 위해 압축기 흡입구로 공급되는 냉매 가스의 양을 증가시킬 수 있다.

증기터빈 시스템에 관련하여, 증기 공급은 증기를 증기터빈(14)으로 제공한다. 증기 공급원으로부터 배출되는 증기는 바람직하게는 습기 분리기(64)로 들어간다. 습기 분리기(64)에서, 증기 공급원으로부터 배출되는 습기찬 증기가 들어가고 원심형의 하방향 운동으로 편향된다. 증기에서 비말동반된 습기는 증기 유동속도의 감소에 의해서 분리된다. 그러면, 분리된 습기는 습기 배출구(도시되지 않음)를 통해서 떨어지고, 건조 포화된 증기는 상방향으로 유동하여 메인 증기 유입구 블록 밸브(69)를 향하여 유동하게 되는 증기 배출구(도시되지 않음)를 통해서 배출된다. 메인 증기 유입구 블록 밸브(69)는 시동시에 최소 정격 속도에 이르기까지 슬로우 롤 램프(slow roll ramp) 동안에 거버너(48)를 향하여 유동하는 증기의 양을 조절하도록 위치될 수 있다. 거버너(48)는 증기 유동을 조절하도록 증기 공급라인에 위치하고, 증기터빈(14)의 증기 유입구에 인접하여 바람직하게 위치된다. 거버너 또는 거버너 밸브(48)는 연속적인 방식이나 단계적 또는 증분 방식으로 개폐될 수 있다. 증기터빈(14)은 증기 공급원으로부터 증기를 수용하기 위해 증기 유입구를 포함한다. 증기 공급원으로부터 배출되는 증기는 거기로부터 에너지를 추출하여 증기터빈(14)과 압축기들(12,12a)의 축들(도시되지 않음)을 상호연결하는 커플링(66)으로 제공하도록 증기 유입구를 통해서 유동하고 증기터빈(14)의 회전가능한 터빈 부분으로 유동한다. 증기터빈(14)의 터빈부분을 회전시킨 후, 증기는 증기 배출구를 통해서 증기터빈(14)으로 배출된다.

바람직한 실시 예에 있어서, 커플링(66)은 증기터빈(14)과 압축기들(12,12a) 사이에서 직접적인 회전 연결을 제공한다. 대안적인 실시 예들에 있어서, 커플링(66)은 증기터빈(14)과 압축기들(12,12a) 사이에서 상대 회전속도를 증가 또는 감소시키기 위해 하나 또는 그 이상의 기어 배열(또는 다른 유사 배열)을 포함할 수 있다. 또한, 증기터빈(14)과 압축기들(12,12a)중 하나 또는 모두는 증기터빈(14) 또는 압축기들(12,12a)의 상대 회전속도를 조정하기 위해 커플링(66)에 연결된 내부 기어 배열을 또한 포함할 수 있다.

다른 실시 예에 있어서, 압축기들(12,12a)을 증기터빈(14)의 상기 구동축에 연결하는 각 커플링(66)은 긴급상황에 처하는 것과 같이 냉각기(10)의 작동과정 동안에 분리될 수 있다. 긴급상황들은 예를 들어 소정의 오일압력 손실, 스러스트 베어링에 적용된 스러스트에서의 소정 변화, 및 소정의 섬프 오일 온도를 포함한다. 또한, 커플링들(66)이 "근접 탐촉자"로서 언급되는 와전류 센서들의 사용과 같이 증기터빈(14)의 상기 구동축으로부터 분리됨을 입증하는 방식을 갖는 것이 바람직하다. 와전류 센서는 통상적으로 고주파 전류가 제공되는 경우에 자기장을 발생시키는 인덕턴스 코일을 갖는다. 이 자기장은 자기장 내에 배치된 도전성 타겟상에서 와전류를 유도한다. 타겟은 정적이거나 자기장 내로 또는 자기장을 통해서 이동할 수 있다. 이 와전류는 자기장의 진폭에 영향을 미친다. 와전류 센서는 신호-컨디셔닝 전자장치들과 연관하여 자기장에서의 변화들을 탐지하고, 센서와 타겟 사이의 정적인 거리나 간격에 비례하는 출력신호를 발생시킨다. 출력신호는 거리에서의 동적변화, 즉 센서의 위치에 대한 운동 또는 진동과 관련하여 비례적이다. 근접 탐촉자를 사용하는 결과로서, 예를 들면, 인써트가 설치되는 스러스트 칼라(44)와는 다른 자기적 특성들을 갖는 인써트를 구비하여, 축의 회전속도가 결정될 수 있고, 본 응용에서 더욱 정확하게 압축기(12,12a)의 회전속도가 감소하는지(커플링(66)이 증기터빈(14)으로부터 압축기들(12,12a)을 성공적으로 분리시킨 결과로서 일어남) 여부가 결정될 수 있다. 일 실시 예에 있어서, 커플링(66)은 일단 증기터빈이 더이상 회전하지 않으면 재연결된다.

다른 예들에 있어서, 커플링(66)은 전자기 커플링, 공압 커플링(즉, 공기 클러치) 또는 다른 적당한 형식의 커플링장치가 될 수 있다.

또한, 터빈 증기 링 배수 밸브(63)는 증기터빈(14)의 슬로우 롤 웜업 기간 동안에 작동자로 하여금 증기터빈(14)으로부터 응축물을 제거할 수 있게 하기 위하여 제공된다. 글랜드 밀봉 증기 공급 밸브(67)가 슬로우 롤 동안에 증기로 하여금 글랜드 밀봉 공급압력 조절밸브로 들어가도록 허용하기 위해서 사용될 수 있다. 증기 응축기 진공펌프(65)는 압축기들(12,12a)에 의해서 요구되는 동력을 생성하기 위해서 증기터빈(14)에 필요한 원하는 진공으로 증기 응축기와 터빈을 배기시킨다.

증기터빈(14)으로부터 배기된 증기는 증기 응축기(20)로 유동한다. 증기 응축기(20) 내에서, 증기터빈(14)으로부터 배출된 증기/응축물은 증기를 냉각시키도록 증기 응축기(20)를 통해서 유동하는 냉각수와의 열교환 하게 된다. 증기 응축기(20)는 응축물 재순환 시스템(46)에 연결된 온수조(43)를 포함한다. 응축물 재순환 시스템(46)은 온수조(43)에 제공된 응축물 배출구를 포함하는데, 이것은 온수조(43)로부터 응축물 펌프(62)로 응축물을 제공 또는 운반할 수 있다. 응축물 펌프(62)로부터, 응축물은 증기 응축기(20)의 응축물 재순환 유입구 및/또는 증기 공급원의 응축물 복귀 유입구로 선택적으로 제공된다. 이러한 방식으로, 응축물 재순환 시스템(46)은 증기 응축기(20)를 통한 응축물의 미리선택된 유동을 유지하고 응축물을 증기의 추가발생을 위해 증기 공급원으로 복귀시킨다.

위에서 언급한 바와 같이, 냉각탑이나 다른 공급원으로부터 배출된 냉각수는 냉각수 공급라인(70)에 의해서 냉매 응축기(16)로 바람직하게 제공된다. 냉각수는 냉매 가스로부터 열을 흡수하도록 냉매 응축기(16)에서 순환된다. 냉각수는 냉매 응축기(16)를 빠져나가서 증기 응축기(20)를 향하여 유동하거나 제공된다. 냉각수는 증기터빈(14)으로부터 배출된 증기로부터 열을 흡수하도록 증기 응축기(20)에서 순환된다. 증기 응축기(20)로부터 유동하는 냉각수는 냉각수의 온도를 낮추도록 냉각수 복귀라인(76)에 의해서 냉각탑으로 제공되는데, 다음에는 사이클을 반복하도록 냉매 응축기(16)로 복귀할 것이다.

통상적으로, 증기 응축기(20)는 냉매 응축기(16)보다 높은 온도에서 작동한다. 직렬로 또는 직렬배열로 냉매 응축기(16)를 통해서 다음에는 증기 응축기(20)로 냉각수를 유동시킴에 의해서, 저온 냉각수는 냉매 응축기(16) 내에서 열을 흡수할 수 있고 다음에는 추가적인 열을 흡수하도록 증기 응축기(20)로 운반된다. 바람직한 실시 예에 있어서, 냉매 응축기(16)와 증기 응축기(20) 모두를 냉각시키도록 냉각수를 사용하는 능력은 적절한 냉매 응축기(16)와 증기 응축기(20)를 선택함으로써 달성될 수 있다. 냉매 응축기(16)는 냉매 응축기(16)로부터 나오는 배출 냉각수 온도가 증기 응축기(20)에 대한 최대 수용가능한 유입 냉각수 온도보다 낮게 선택된다. 냉각기 시스템(10) 내에서 응축기(냉매 및 증기) 냉각수에 대한 이러한 직렬 또는 직렬 유동경로는 냉각수의 다중 공급을 위한 필요성을 줄일 수 있고, 냉각기 시스템(10)에 필요한 냉각수의 전체 양을 줄일 수 있다.

도 25에 나타낸 바와 같이, 제어 패널(90)은 아날로그 디지털(A/D) 및 디지털 아날로그(D/A) 변환기들, 마이크로프로세서(96), 비휘발성 메모리 또는 다른 메모리 장치(92), 및 냉각기 시스템(10)의 다양한 센서들 및 제어장치들과 통신하기 위한 인터페이스 보드(98)를 포함한다. 또한, 제어 패널(90)은 작동자로 하여금 제어패널(90)과 상호작용할 수 있도록 허용하는 사용자 인터페이스(94)에 연결되거나 통합될 수 있다. 작동자는 사용자 인터페이스(94)를 통해서 제어 패널(90)에 대한 명령들을 선택하여 입력시킬 수 있다. 또한, 사용자 인터페이스(94)는 작동자에 대한 냉각기 시스템(10)의 작동상태에 관하여 제어 패널(90)로부터 제공된 메시지와 정보를 디스플레이할 수 있다. 사용자 인터페이스(94)는 냉각기 시스템(10) 또는 제어 패널(90)에 장착되는 것과 같이 제어 패널(90)에 대해 국부적으로 위치될 수 있거나, 이와는 달리 사용자 인터페이스(94)는 냉각기 시스템(10)으로부터 떨어진 별도의 제어실에 위치되는 것과 같이 제어 패널(90)로부터 원격으로 위치될 수 있다.

마이크로프로세서(96)는 압축기들(12,12a), 증기터빈(14), 증기 응축기(20) 및 냉각기 시스템(10)의 다른 부품들을 포함하는 냉각기 시스템(10)을 제어하기 위해 단일 또는 중앙 제어 알고리즘 또는 제어 시스템을 실행하거나 사용한다. 일 실시 예에 있어서, 제어장치는 마이크로프로세서(96)에 의해서 실행가능한 일련의 명령어들을 갖는 컴퓨터 프로그램이나 소프트웨어가 될 수 있다. 다른 실시 예에 있어서, 제어장치는 해당 기술분야의 숙련된 당업자들에 의해서 디지털 및/또는 아날로그 하드웨어를 사용하여 이행 및 실행될 것이다. 그 다른 실시 예에 있어서, 제어 패널(90)은 제어 패널(90)의 출력을 결정하는 중앙 컨트롤러를 통해서 각각 개별기능을 수행하는 다중의 컨트롤러들을 통합할 것이다. 만약 하드웨어가 제어 알고리즘을 실행하도록 사용되면, 제어 패널(90)의 대응하는 배치구성은 필수 부붐들을 통합하고 더이상 필요없는 어느 부품들을 제거하도록 변경될 수 있다.

냉각기 시스템(10)의 제어 패널(90)은 냉각기 시스템(10)의 부품들로부터 많은 다른 센서 입력들을 수신할 수 있다. 제어 패널(90)에 대한 센서 입력들의 몇몇 예들이 아래에 제공되는데, 제어 패널(90)은 냉각기 시스템(10)의 부품으로부터 어느 원하는 또는 적당한 센서입력을 수신할 수 있음을 이해할 수 있을 것이다. 압축기들(12,12a)에 관한 제어 패널(90)에 대한 몇몇 입력들은 압축기 배출 온도 센서, 압축기 오일 온도 센서, 압축기 오일 공급 압력센서 및 예비회전 베인 위치 센서로부터 제공될 수 있다. 증기터빈(14)에 관한 제어 패널(90)에 대한 몇몇 입력들은 터빈 축 단부 베어링 온도 센서, 터빈 거버너 단부 베어링 온도 센서, 터빈 입력 증기 온도 센서, 터빈 입력 증기 압력 센서, 터빈 제 1 스테이지 증기 압력 센서, 터빈 배기 압력 센서, 터빈 속도 센서, 및 터빈 트립 밸브 상태 센서로부터 제공될 수 있다.

증기 응축기(20)에 관한 제어 패널(90)에 대한 몇몇 입력들은 온수조 응축물 레벨 센서, 온수조 하이 레벨 상태 센서, 및 온수조 로우 레벨 상태 센서로부터 제공될 수 있다. 냉매 응축기(16)에 관한 제어 패널(90)에 대한 몇몇 입력들은 입력 냉매 응축기 수온 센서, 방출 응축기 수온 센서, 냉매 액체 온도 센서, 냉매 응축기 압력 센서, 과냉각기 냉매 액체 수위센서, 및 냉매 응축기 물 유동 센서로 부터 제공될 수 있다. 증발기(18)에 관한 제어 패널(90)에 대한 몇몇 입력들은 방출 냉각액체 온도 센서, 복귀 냉각액체 온도 센서, 증발기 냉매 증기 압력 센서, 냉매 액체 온도 센서, 및 냉각수 유동 센서로부터 제공될 수 있다. 컨트롤러(90)에 대한 다른 입력들은 온도조절장치 또는 다른 유사한 온도제어장치로부터 요청되는 HVAC&R 요구입력을 포함한다.

또한, 냉각기 시스템(10)의 제어 패널(90)은 냉각기 시스템(10)의 부품들에 대한 많은 다른 제어신호들을 제공하거나 발생시킬 수 있다. 제어 패널(90)로부터 제공되는 제어신호들의 몇몇 예들이 하기에서 제공되지만, 제어 패널(90)은 냉각기 시스템(10)의 부품에 대한 어느 원하는 또는 적당한 제어신호를 제공할 수 있음을 이해할 수 있을 것이다. 제어 패널(90)로부터 제공되는 몇몇 제어신호들은 터빈 작동중단 제어신호, 압축기 오일 히터 제어신호, 가변속도 오일 섬프 제어신호, 터빈 거버너 밸브 제어신호, 온수조 레벨 제어 신호, HGV 제어 신호, 과냉각기 냉매 수위 제어 신호, 예비회전 베인 위치 제어 신호, 및 증기 입력 밸브 제어 신호를 포함할 수 있다. 또한, 제어 패널(90)은 기술자가 사용자 인터페이스(94)로 작동중단 명령을 입력하는 경우 또는 메모리장치(92)에 기록된 소정의 매개변수로부터 편차가 탐지되는 경우에 터빈 작동중단신호를 송신할 수 있다.

제어 패널(90)에 있는 마이크로프로세서(96)에 의해서 실행된 중앙 제어알고리즘은 증기터빈(14)의 속도를 조절하여 냉각부하를 만족시키도록 압축기들(12,12a)로부터 원하는 용량을 발생시키기 위해 압축기들(12,12a)의 속도를 조절하기 위한 용량 제어 프로그램 또는 알고리즘을 바람직하게 포함한다. 용량 제어 프로그램은 바람직하게는 증발기(18)에서 방출 냉각 액체온도에 직접적으로 반응하여 증기터빈(14)과 압축기들(12,12a)에 대한 원하는 속도를 자동적으로 결정할 수 있으며, 이때 그 온도는 냉각기 시스템(10)에서 냉각 부하 요구의 지표이다. 원하는 속도를 결정하기 위해, 제어 패널(90)은 증기터빈(14)에 공급된 증기의 유동을 변화시켜서 증기터빈(14)의 속도를 조절하도록 적절한 증기터빈장치 부품들로 제어신호들을 송신 또는 전달한다.

용량 제어 프로그램은 냉각기 시스템(10)의 선택된 매개변수들을 소정의 범위 내에서 유지시킬 수 있다. 이러한 매개변수들은 터빈 속도, 냉각된 액체 배출 온도, 터빈 파워출력, 최소 압축기 속도에 대한 안티-서지 한계들 및 압축기 예비회전 베인 위치를 포함한다. 용량 제어 프로그램은 시스템 냉각부하에서의 변화들에 반응하여 증기터빈(14)과 압축기들(12,12a)의 속도를 계속적으로 모니터링하고 변화시키기 위해 여기에서 설명한 다양한 작동 매개변수들을 모니터링하는 센서들로부터 계속적인 피드백을 채용한다. 즉, 냉각기 시스템(10)이 추가적이거나 감소한 냉각용량을 필요로 함에 따라서, 냉각기 시스템(10)에서 압축기들(12,12a)의 작동 매개변수들은 새로운 냉각 용량 요구조건에 반응하여 대응 업데이트되거나 또는 개정된다. 최대 작동효율을 유지하기 위해서, 압축기들(12,12a)의 작동속도는 용량 제어 알고리즘에 의해서 자주 변화되거나 조정될 수 있다. 또한, 시스템 부하 요구조건들과는 별개로, 용량 제어 프로그램은 냉각기 시스템(10)에서 냉매의 체적 유량율을 최적화하고 증기터빈(1)의 결과적인 증기효율을 최대화하기 위해서 냉각 시스템 압력차를 계속적으로 모니터링한다.

중앙 제어 알고리즘은 제어 패널(90)에 냉각기 시스템(10)의 기동 및 루틴 작동 동안에 냉각기 시스템(10)에 대한 다양한 작동 매개변수들의 기능을 모니터링하는 것을 제공하는 다른 알고리즘 및/또는 소프트웨어를 또한 포함한다. 원하지 않는 또는 시스템 설계, 매개변수들을 벗어나는 경우가 탐지되는 경우에 적절한 시정조치, 예를 들면 냉각기 시스템(10) 또는 증기터빈(14)과 압축기(12,12a)의 비동조화를 취하도록 낮은 터빈 속도, 낮은 터빈 오일 압력, 또는 낮은 압축기 오일 압력과 같은 원하지 않는 작동 매개변수들이 논리함수를 통해서 제어 패널(90) 내로 프로그래밍 될 수 있다. 또한, 중앙 제어 알고리즘은 냉각기 시스템(10)의 많은 작동 매개변수들에 대한 소정의 한계들을 가지며, 기술자가 이러한 한계들을 벗어나서 냉각기 시스템(10)을 수동으로 작동하는 것을 방지할 수 있다.

바람직한 실시 예에 있어서, 용량 제어 프로그램은 증발기(18)로부터 방출 냉각된 액체 온도(LCLT)에서의 변화들에 반응하여 증기터빈(14)(및 압축기들(12,12a))의 속도, PRV(80)의 위치 및 HGV(84)의 위치를 제어할 수 있다. 도 26-28은 본 발명의 용량 제어 프로그램을 위한 용량 제어 프로세스의 실시 예를 나타낸다. 도 26은 시스템(10)에 대한 로딩 프로세스를 일반적으로 나타내고 도 27은 시스템(10)에 대한 언로딩 프로세스를 일반적으로 나타낸다. 도 26을 참조하면, 응축기 압력에서 증발기 압력을 차감하여 계산되는 시스템 압력차(PD)에 반응하여 최소 터빈 속도(MS)와 최소 예비-회전 베인 위치(MV)를 계산함으로써, 프로세스는 단계(502)에서 시작한다.

도시된 실시 예들에 있어서, 증기터빈(14)은 압축기들(12,12a)을 구동하기 위한 2개의 출력축(도시되지 않음)을 포함하는데, 이들은 대향하는 단부들에 배치된다. 압축기들(12,12a)은 이들이 공통축에 부착되어 서로 반대 방향을 향하는 동안에 같은 방향으로 회전해야 하므로, 증기터빈(14)의 대향하는 단부들에 위치된 대칭을 제공하도록 서로 미러 이미지들로서 제조될 것이다. 이와는 달리, 압축기들(12,12a)은 압축기들(12,12a)이 서로 동일할 수 있게 같은 방향을 향하는 공통축에 부착될 수 있다.

본 발명의 다른 양태는 냉각에서 사용되는 윤활장치들에서 윤활장치들에서 윤활유에 있는 혼합성 냉매의 양을 줄이는 것에 관한 것이다. 이와는 달리, 비-혼합성 냉매를 갖는 윤활장치가 윤활장치들에서 사용될 수 있다.

도 8은 종래의 원심형 압축기 및 연관된 섬프 시스템의 단면도이다. 도 8은 압축기(23) 및 오일 섬프(11)를 나타낸다. 정전시에 감속하는 동안에 몇몇 오일 공급을 유지하도록 의도된 보조 오일 저장소(32)에 몇몇 윤활 오일이 보관된다. 압축기(23)는 저압원, 통상적으로 증발기(18)(도 7에 도시됨)로부터 냉매 가스를 수용하는 유입구(34)를 포함한다. 냉매 가스는 볼류트(38)로 운반되기 전에 임펠러(36)에 의해서 가압된다. 축 밀봉(39), 메인 저어널 및 스러스트 베어링(42), 스러스트 칼라(44), 이중 벨로우즈 축 밀봉(46), 저속 기어 리어 베어링(48), 피니언축 베어링(50), 스러스트 칼라 베어링(52) 및 저속 기어(54)에 윤활이 제공된다. 임펠러(36)로부터 상기한 바와 같이 다양한 윤활된 부품들 내로 변함없이 가압 누설됨에 따라서, 윤활유 및 냉매는 적은 양의 냉매 가스와 서로 접촉한다. 압축기 부품들을 윤활한 후에, 윤활유/냉매 혼합물들은 중력에 의해서 도관(56)을 통해 섬프(11) 내로 배수된다. 재순환되기전에 오일 섬프(11)에서 침전되는 동안, 냉매 가스는 섬프에서의 압력과 온도조건에 따라서 정상상태 용해도를 초과하여 혼합물로부터 방출된다. 비록 어느 한순간에 섬프(11)에 수집될 정확한 양의 냉매를 측정하는 것은 어려울지라도, 오일에 의해서 흡수되고 섬프(11)에서 분리되어야 하는 냉매의 유동은 압축기의 전체 유량의 약 1~3%로 추정된다. 일단 압축기가 정지되면 오일이 냉각됨에 따라 원하지 않는 오일 점성을 피하기 위해서 오일 히터(57)가 제공되는데, 이것은 윤활유를 소정의 온도범위로 가열 또는 유지하여 압축기(23)가 기동하자마자 적정 점성을 갖게 된다. 유체는 잠수 펌프(60)에 의해서 섬프(11)로부터 펌핑되어 오일 냉각기(62)로 보내지는데, 상기 오일 냉각기는 오일이 소정의 작동온도 이상이 되는 경우에만 활성화된다. 섬프에서 오일로부터 분리된 냉매 가스는 통기 라인(102)(도 9 참조)을 통해서 압축기 유입구(34)로 보내지고, 오일은 여전히 혼합성 냉매 가스를 포함하며, 오일 저장소(32)로 보내져서 윤활 목적을 위해서 압축기에 대해 계량되고, 윤활 사이클이 반복된다.

보통 원심형 압축기들을 사용하는 히트펌프들과 수냉각기들은 탄화수소로부터 파생된 합성 냉매 유체를 사용한다. 환경적인 관심 때문에 합성 냉매들의 다수 종들이 사용되어 왔거나 사용되거나 또는 개발중에 있으며, 이것들은 CFC's, HCFC's, HFC's 또는 HFO's 종들에 속한다. 현재 작동되고 있는 대부분의 원심형 냉각기들은 높은 온도범위의 히트펌프 응용을 위해서 HFC-134a를 사용하며, 그 경향은 HFC-245fa와 같이 저압 유체를 사용하는 것이다. 이 HFC's은 하이드로플루오로-올레핀(HFO's)의 추후 발생에 의해서 일정범위로 대체될 것이다. 이와는 달리, 히트펌프 응용들은 Low Global Warming Potential Alternative Refrigerants Evaluation Program (Low- GWP AREP) refrigerants (low GWP)를 사용하도록 구성될 수 있다.

증발 압력과 온도가 수냉각기에서보다 상당히 높은 히트펌프 시스템에 있어서, 오일 온도는 오일 희석을 수용가능한 수치로 유지하기 위해서 높은 값으로 설정되어야 한다. 이렇게 높은 온도의 결과로서, 만약 동일한 등급의 오일이 수 냉각기 시스템에서 사용되면, 오일 점성이 감소하게 될 것이다. 높은 점성을 갖는 오일 등급이 히트펌프 시스템에서 경험한 높은 온도를 보상하기 위해서 사용될 수 있다. 점성에 대한 이러한 보상이 있지만, 그러한 히트펌프에서 온도 상승은 다른 이슈들을 야기한다. 이것들 중 만약 오일 온도가 너무 높아지면 축 밀봉과 베어링들의 실패 위험이 발생한다. 본 발명은 온도차로 인하여 표준 냉각기와 고온 히트펌프들 작동의 차이중 일부를 보상하는 시스템을 제공한다. 본 발명은 냉각기 응용에서 사용되고 있는 현재의 표준 압축기 장치들의 응용범위를 작고 비용이 들지 않는 변형을 통해서 히트펌프 응용으로 확장할 수 있다.

도 9는 단순화한 윤활 사이클을 개략적으로 나타낸 종래 도면 도 8의 단면의 단순 버전으로서, 윤활유와 혼합성 냉매는 도관(56)을 통해서 섬프(11)로 배수되고 냉매 가스는 섬프 압력하에서 가스 도관(102)을 통해서 압축기 유입구로 복귀하고, 혼합 냉매와 함께 윤활유는 도관(104)을 따라서 압축기(23)로 복귀하는 것을 나타낸다.

비록 도 9 내지 도 13은 본 발명에 의해서 제공된 개선점과 종래기술을 단순하게 나타내었지만, 도 8에 나타낸 윤활 회로의 작동에 필요한 특징들은 여기에서 설명한 바와 같이 감압기(409)가 추가될지라도 도 10 내지 도 13에 나타낸 회로들에서도 또한 존재한다.

도 10은 단순화한 개략도를 다시 사용하여 본 발명의 단순화한 버전을 제공한다. 도 10에 있어서, 감압기(409)는, 섬프에서 냉매 가스의 압력을 줄이는 반면에 섬프로부터 냉매 가스를 추출하기 위해 압축기 윤활장치(11)의 부분으로서 섬프(11)와 압축기 유입구(34) 사이에 위치한다. 비록 감압기(409)는 연결(41)을 통해서 압축기(34)의 유입구에 연결된 것으로 도시되어 있지만, 그렇게 제한되지는 않으며, 해당 기술분야의 숙련된 당업자가 알 수 있는 바와 같이, 감압기(409)는 냉각회로의 어느 저압지점에 연결될 수 있다. 가장 자주, 이 저압 포인트는 압축기 유입구(34)를 포함하여, 증발기(18) 또는 증발기(18) 또는 증발기 유입구와 압축기 유입구(34) 사이의 어느 연결이다. 감압기(409)는 오일 섬프에서 냉매 가스의 압력(및 온도)를 낮출 수 있다. 앞서 설명한 바와 같이, 오일 섬프(11)에서 냉매 가스의 압력을 낮추는 것은 오일에서 냉매의 희석을 줄이는 효과를 가지며, 이에 의해서 축 밀봉과 베어링의 윤활을 제공하는 반면에 오일 점성의 감소를 완화시키게 된다. 오일 섬프에서 압력을 낮추는 것은 몇몇 결합된 이점들을 결합하는 "선순환 사이클"을 개시하는데, 상기 잇점들중 하나는 히트펌프 상태에서 마주치는 높은 증발 온도와 압력하에서 작동하게 하는 냉각장치(21)의 능력이다. 그러한 히트펌프 상태에서 작동하는 경우, 압력 감소를 위한 타겟은 수 냉각기로서 작동하는 경우에 동일한 압축기의 유효범위와 부합하는 값으로 오일 섬프 가스 압력을 설정하는 것이다. 그러므로, 만약 주어진 형식의 압축기가 유효하면, 예를 들어 주어진 냉매하에서 20℃(68℉)의 증발온도에 대해, 냉각기들에 대해 표준값으로 모든 윤활 매개변수들을 설정하기 위해서, 타겟은 히트펌프 작동에 있어서 20℃ 포화온도에 대응하는 섬프 압력을 설정하게 된다. 물론, 이것은 기계장치가 신뢰할만 한 것을 보장하기에 충분하지는 않다. 작용의 이러한 과정이 모든 문제들을 해결할 수는 없지만, 고온 히트펌프 응용에서 사용하기 위한 표준 압축기를 변환하는데 있어서, 설계압력, 축 파워, 베어링 하중 등과 같은 다른 매개변수들이 유효해야만 하는 것과 같이, 윤활과 연관된 문제들이 해결되어야 한다. 도 8에 도시된 바와 같은 시스템의 상세내용 모두가 도 10의 단순화한 버전에는 도시되지 않았을지라도, 감압기(409)가 냉각 시스템(21)의 섬프와 저압 지점 사이에 포함된 것을 제외하고는, 도 8에 도시된 시스템의 상세내용 모두는 도 10의 단순화한 시스템에는 존재할 것이다.

압축기들에 대한 윤활을 제공하는 것에 추가하여, 대안적인 실시 예에서는, 윤활장치는 증기터빈 부품들에 대한 윤활을 제공하도록 사용될 수 있다.

오일섬프에서 압력 감소는 다른 방식으로 달성될 수 있다. 도 11은 단순한 개략도를 다시 사용하여 본 발명의 실시 예의 단순화한 버전을 나타낸다. 도 8에 도시된 바와 같은 시스템의 상세내용 모두가 도 11의 단순화한 버전에는 도시되지 않았을지라도, 감압기(609)가 냉각 시스템(21)의 섬프와 저압 지점 사이에 포함된 것을 제외하고는, 도 8에 도시된 시스템의 상세내용 모두는 도 11의 단순화한 시스템에는 존재할 것임을 알 수 있을 것이다. 도 11에 있어서, 감압기는 섬프에서 냉매 가스의 압력을 감소시키는 반면에 섬프(11)로부터 냉매 가스를 추출하기 위해 섬프(11)와 압축기 유입구 사이에 위치된 작은 추가의 "보조" 압축기(509)이다. 보조 압축기(509)는 오일 섬프(11)의 기체 체적에 연결된 그것의 흡입측 및 예를 들어 메인 압축기(23)의 압축기 유입구에 연결된 그것의 배출측을 갖는다. 실행에 있어서, 보조 압축기(509)의 용량은 상기한 바와 같이(예를 들어 상기 예에서 20℃에서 냉매 유체의 포화된 압력에 대응함) 미리 설정한 값으로 유지하는 방식으로 조절된다. 위에서 언급한 바와 같이 그리고 해당 기술분야의 숙련된 당업자에 의해서 인식되는 바와 같이, 상기 보조 압축기(509)의 배출은 도 7에 도시된 바와 같이 증발기(18)와 같이 냉각 시스템(21)에서 어느 저압 지점에 또한 연결될 수 있다.

본 발명의 실시 예의 단순 개략도인 도 12에 나타낸 다른 실시 예에 있어서, 제트 펌프로서 언급되는 배수 펌프(609)는 섬프(11)와 연관된 감압기로서 도시된다. 다시 도 8에 도시된 바와 같은 시스템의 상세내용 모두가 도 12의 단순화한 버전에는 도시되지 않았을지라도, 배수펌프(609)가 냉각 시스템의 섬프와 저압 지점 사이에 위치된 것을 제외하고는, 도 8에 도시된 시스템의 상세내용 모두는 도 12의 단순화한 시스템에는 존재할 것임을 알 수 있을 것이다. 도 12에 있어서, 응축기(25)와 유체 연결되는 도관(615)으로부터 배출되는 고압 가스는 팽창밸브를 통과한 후에 필요한 경우에는 배수펌프(609)를 작동시키기 위해 에너지를 제공하기 위해 사용된다. 이젝터 배출구에서, 응축기(25)로부터 배출되는 고압 유체와 오일 섬프(11)로부터 펌핑된 저압 가스의 혼합물은 냉각 시스템에서 저압 지점, 바람직하게는 증발기로 보내진다. 도 12에서 도관(611)(도 10 및 11과의 일치를 위해서)을 거쳐서 압축기 유입구(34)와 직접적으로 유체 연결되는 것으로 도시되었을지라도, 저압 지점은 저압하의 증발기와 압축기(23) 사이에서 어느 중간위치에 있을 것이다. 이 실시 예의 장점은 제트펌프를 사용함으로써 도 5의 상기 보조 압축기의 사용을 통해서 알 수 있는 바와 같이 가동 부분들을 회피한다는 것이다. 이 실시 예서 배수펌프는 비교적 낮은 효율을 갖기 때문에 냉각 시스템의 에너지 효율이 불리해지는 결점이 있다. 그럼에도 불구하고, 냉각 시스템(21)에서 배수펌프(609)의 사용은 히트펌프 응용에서 볼 수 있는 고온 시스템에서 윤활장치가 작동할 수 있도록 하면서 섬프(11)에서 냉매를 줄이기 위한 실용적인 선택이다.

본 발명의 실시 예의 단순 개략도인 도 13에 도시된 본 발명의 바람직한 실시 예에 있어서, 보조 응축기(709)는 섬프(11)와 연관된 감압기로서 나타낸다. 다시 도 8에 도시된 바와 같은 시스템의 상세내용 모두가 도 13의 단순화한 버전에는 도시되지 않았을지라도, 보조 응축기(709)가 냉각 시스템의 섬프와 저압 지점 사이에 위치된 것을 제외하고는, 도 8에 도시된 시스템의 상세내용 모두는 도 13의 단순화한 시스템에는 존재할 것임을 알 수 있을 것이다. 도 13에 있어서, 섬프(11)로부터 배출되는 냉매 가스는 도관(713)을 통해서 보조 응축기(709)와 유체 연결된다. 섬프(11)로부터 배출되는 가스는 보조 응축기(709)로 들어가서 냉각 회로(715)를 통해 유동하는 냉각 유체와 열교환을 하게 된다. 물이나 공기 또는 다른 적당한 유체와 같은 냉각 회로(715)에 있는 냉각 유체는 냉매 가스를 냉각시켜서 그것을 가스로부터 액체로 응축하여 액체 저장공간(717)으로 보낼 수 있게 한다.

상기 보조 응축기(709)는 오일 섬프(11)에서 원하는 냉매 압력과 동등한 응축압력을 제공하도록 선택된다. 이것은 보조 응축기(709)에 있는 냉매 가스가 히트펌프의 냉각원보다 낮은 온도에서 냉각 유체에 의해 냉각되는 것을 필요로 한다. 예를 들면, 만약 상기 보조 응축기(709)에서 원하는 응축 압력이 20℃(68℉) 포화온도에 대응하면, 보조 응축기(709)는 약 12℃(약 54℉)의 입력온도와 약 18℃(약 64℉)의 출력온도를 갖는 물에 의해서 냉각된다. 냉각수는 원하는 온도범위 내에서 지하수로부터 뿐만아니라 어느 유용한 냉각수원으로부터 제공될 것이다. 응축압력은 오일 섬프(11)에서 원하는 가스압력을 유지하기 위해서 보조 응축기(709)의 냉각회로(715)를 통해서 냉각 유체의 유동 및/또는 온도를 변화시킴으로써 조절될 것이다. 도 13에 나타낸 바와 같이, 액체 저장 공간(717)은 도시된 바와 같은 별도의 베셀(vessel)이 되거나 또는 보조 응축기(709)에 통합된 별도의 저장공간이 될 수 있다.

냉각 시스템의 원리에 따라, 액체 저장 공간(717)은 메인 냉각회로에서 압축기와 증발기 보다 낮은 압력하에 있다. 액체 저장 공간(717)에서 액체 냉매의 누적을 회피하기 위해서, 냉매는 수위 센서(721)에 의해서 제어되는 펌프(719)에 의해서 액체 저장 공간(717)으로부터 냉각 시스템(21)으로 다시 펌핑되어야만 한다. 이 펌프(719)는 액체 저장 공간(717)에 연결된 흡입측 및 냉각 시스템(21)과 유체연결된 배출측을 갖는다. 펌프의 헤드와 흡수된 파워를 줄이기 위해서는, 메인 냉각회로(21)의 저압부에 펌프 배출을 설정하는 것이 바람직하다. 도 9 내지 도 12를 참조하여 앞서 설명한 바와 같이 이러한 저압 영역이 압축기 유입구가 되는 반면에, 비록 냉매가 팽창 밸브(31)와 압축기 흡입(34) 사이와 같이 어느 편리한 지점에 있는 저압 영역으로 보내질지라도, 도 13은 팽창 밸브(31)와 증발기(18) 사이의 도관으로서 저압 영역을 나타낸다. 압축기 흡입(34)(유입구) 내로 냉매 액체를 직접적으로 보내는 것을 회피하고 압축기(23)의 액체 흘러넘침을 회피하는 것이 보통은 바람직하다. 그러므로, 팽창밸브(31)와 증발기(18) 사이에서 도관을 따르는 위치는 증발기(18)의 액체 유입구에서와 같이 증발기(18)에 대한 액체 냉매의 공급으로서 바람직한 입력이다. 특히, 만약 증발기(18)가 건식-팽창 기술이면, 증발기 유입구에서 메인 액체 라인으로 액체 냉매를 배출하는 것이 바람직하다. 만약 증발기(18)가 만액식, 강하막 또는 하이브리드 강하막이면, 대안적인 것은 액체 이월을 회피하기 위해서 흡입파이프로부터 떨어진 위치에서 증발기 쉘에서 액체를 직접적으로 방출하는 것이다.

액체 펌프(719)의 작동을 제어하기 위한 수단이 제공되는데, 이것은 도 13에서 수위 센서(721)로서 도시되어 있다. 원하는 배열은 보조 응축기(709)의 배출구에 위치한 유체 저장 공간(717)을 갖게 하는 것으로, 이것은 액체 냉매가 중력에 의해서 보조 응축기(709)로부터 유체 저장 공간(717)으로 유동할 수 있게 한다. 이 체적은 상기 보조 응축기(709) 또는 별도의 베셀에 포함될 수 있다. 이 저장공간의 수위는 수위 센서(721)로서 단순하게 나타낸 제어 루프를 포함하는 수위 센서에 의해서 감지된다. 수위 센서(721)의 제어 루프 부분은 미리설정한 수용가능 한계 내에서 유체 저장 공간(717)에서 수위를 유지하기 위해 액체 펌프(719)의 작동을 운영한다. 액체 펌프(719)는 수위 센서(721)의 제어루프에 의해서 속도가 조절되거나 또는 동일한 제어루프의 제어하에서 온/오프 작동 시퀀스를 갖게 되는 가변속도 드라이브가 될 수 있다.

만약 보조 응축기(709)에 윤활이 필요하고 냉각기 시스템(10)이 작동하거나; 또는 만약 냉각기(18)가 감속되거나; 또는 증기터빈(14)이 포스트-쿨다운 슬로우 롤 모드로 작동하거나; 또는 만약 오실 섬프(11)에서의 포화온도가 임계온도를 초과하면, 제어장치는 외부 소오스가 상기 보조 응축기(709)로 냉각유체를 제공할 수 있게 한다.

냉매 가스는 냉각기(18)가 꺼지는 경우에 섬프(11)로부터 압축기 흡입으로 통기된다. 냉각기가 작동하는 경우, 통기밸브는 섬프 온도가 소정의 통기온도, 예를 들어 77℉의 디폴트 온도보다 낮은 경우; 또는 출력 냉각수 온도가 통기 설정값보다 높은 경우에 활성화되고, 적어도 최소 임계 여유, 예를 들면 3psi 만큼 섬프 압력이 증발기 압력보다 큰 경우에 통기 밸브가 켜진다. 활성화되면, 통기 밸브(들)은 섬프 압력이 소정의 임계값, 예를 들어 6psi 만큼 증발기 압력보다 낮게 떨어질때까지 그 상태로 유지된다.

냉각기(18)가 켜지면, 통기 밸브는 섬프 온도가 소정의 통기온도와 같거나 그보다 큰 경우, 또는 섬프 압력이 소정의 임계값, 예를 들어 3psi 만큼 증발기 압력을 초과하는 경우에 활성화된다. 통기 밸브는 증발기 온도가 섬프 통기온도와 같거나 그보다 큰 경우, 또는 섬프 압력이 소정의 임계값, 예를 들어 6psi로 증발기 압력보다 낮은 경우에 비활성화된다. 정전상태에서, 상기 보조 응축기는 섬프(11)로 통기된다.

냉각기(18)가 저장공간(717)을 가압하기에 유용한 충분한 헤드압력을 갖지 못한 경우, 저장공간(717)에 있는 냉매는 냉매 액체펌프를 사용하여 펌핑되어야만 한다. 펌프는 저장공간(717)에서 고수위 표시에 의해서 활성화된다. 냉매 액체 펌프는 저수위 표시가 저장공간(717)에서 측정될 때까지 계속 작동한다. 응축물 저장공간(717)은 고수위 및 저수위 냉매 높이 표시기 스위치들을 작동시킨다. 이와는 달리, 냉각기가 작동하는 경우, 고수위 냉매 높이 표시기는 상기 보조 응축기 저장공간 통기 밸브의 폐쇄를 개시한다. 통기 밸브의 폐쇄시간에 대한 고려를 위해 짧은 지연 후에, 저장공간(717)은 바닥에 있는 체크밸브에 의해서 저장공간(717) 밖으로 액체 냉매를 강제 배출하는 가압 밸브를 개방시킴으로써 응축기 가스와 함께 가압될 것이다. 탱크가 비어있는 상태를 나타내는 경우, 가압밸브가 폐쇄되고, 상기 보조 응축기 수집공간 배수/통기 밸브들이 개방된다.

다른 실시 예에 있어서, 종래의 기계적인 펌프는 순수하게 정적인 펌핑 시스템으로 교체될 수 있다. 이 실시 예에 대한 변형에 있어서, 정적인 펌핑 시스템은 메인 응축기(25)로부터 고압 가스에 의해서 동력을 받는 배수펌프를 이용할 것이다. 유체 저장공간(717)으로부터 펌핑된 액체와 메인 응축기(25)로부터 배출된 고압 가스의 혼합물이 증발기(18)로 복귀한다. 이 실시 예에 대한 다른 변형에 있어서, 2개의 베셀들이 보조 응축기(715) 아래에 위치할 것이며, 각각은 응축된 냉매 액체를 수용하도록 보조 응축기(709)의 배출포트에 연결된 유입구(A), 증발기 또는 메인 응축기(25)로부터 가스를 수용하도록 연결된 유입구(B) 및 증발기(18)에 연결된 배출구(C)를 갖는다. 이러한 연결들 각각은 개방되거나 폐쇄되는 자동 밸브를 갖는다. 상기 시스템은 해당 기술분야의 숙련된 당업자에게 알려진 원리들을 이용하는 제어회로에 의해서 활성화되는 "일괄(batches)"로서 작동한다. 이 시스템은 반-밀폐형 모터의 냉각과 연관되는 것으로 도 14에 도시되어 있다. "일괄"로서 작동하는 다른 실시 예에 있어서, 증발기로부터 나오는 오일 복귀는 너무 많은 증기를 유발하여 불충분한 윤활을 야기하며, 플래시 탱크로서 때때로 언급되고 전기적 가열에 의해서 작동하게될 증류 챔버(도시되지 않음)가 사용될 수 있다. 플래시 탱크가 사용되는 경우, 보조 응축기(709)의 크기는 감소될 수 있다.

실시 예들 중 어느 것은 윤활된 압축기에서 오일로부터 냉매를 제거할 수 있다. 보조 압축기(509) 또는 배수펌프(609)는 오일로부터 냉매를 제거하기 위해서 바람직하게 사용될 것이다. 보조 응축기(709)는 원하는 온도의 물이 유용하다는 가정하에 작동에 필요한 동력을 더 이상 필요로 하지 않는 장점을 갖는다. 그러나, 이것은 증발압력 또는 그 근처의 압력하에서 응축된 액체를 냉각 시스템(21)으로 운반하기 위해서 액체 펌프(719)를 필요로 한다.

상기 보조 응축기(709)는 압축기(23)의 흡입 압력 이하의 값으로 오일 섬프의 압력을 감소시키도록 배열된다. 통상적으로, 압축기 흡입(34)은 상기 시스템에서 최저 압력이다. 상기 보조 응축기(709)를 통한 적절한 오일 섬프 온도 조절과 섬프 압력 운영의 조합은 듀얼 압축기 증기터빈을 바람직하게 만든다. 오일 섬프 온도와 압력을 조절하는 능력은 오일의 질과 오일에 있는 냉매의 희석에 대한 조절 능력을 제공한다. 도 14에 도시된 바와 같이, 2개의 베셀들이 보조 응축기(709) 아래에 위치하며, 각각은 응축된 냉매 액체를 수용하도록 보조 응축기(709)로부터 액체 배출구에 연결된 유입구, 도 14에 도시되 바와 같이 메인 응축기(25)로부터 고압 가스를 수용하도록 연결된 고압 가스 유입구(723), 그리고 증발기(18)에 연결된 배출구(725)를 각각 갖는다. 응축기(25)는 도 14에서 고압 가스를 위한 편리한 공급원이지만, 어느 다른 고압 가스 공급원이 이용될 수도 있다. 고압 가스 유입구(723)는 유체 저장 베셀(717)로부터 액체를 증발기 내로 강제 이송하여 유체 저장 베셀 또는 공간(717)을 비우기 위한 동력을 제공한다. 도 14에서 밸브들(17, 18 및 19)로 나타낸 밸브들은 각각의 유체 저장 베셀(717)을 번갈아서 비우고 채우는 기능을 수행하도록 작동된다. 그 작동은 해당 기술분야의 숙련된 당업자에게는 간단한 것으로, 몇몇 아이스 스케이팅 링크에서 액체펌프를 번갈아서 사용된 2개의 리시버들로 교체하기 위해서 사용되고 있는데, 이때 리시버들 중 하나는 상기 보조 응축기로부터 배수되는 액체로 채워지는 반면에 다른 것은 응축기로부터 나오는 고압 가스에 의해서 비게 된다. 이러한 연결들의 각각은 개방되거나 폐쇄되는 자동 밸브를 갖는다. 상기 시스템은 해당 기술분야의 숙련된 당업자에게 알려진 원리들을 이용하는 제어회로에 의해서 활성화되는 "일괄(batches)"로서 작동한다. 액체 펌프(719)는 이 배열에서는 필요하지 않다.

실시 예들 중 어느 것은 냉매로 하여금 특히 자기 베어링들을 이용하는 시스템에서 베어링들을 냉각시키기 위해서 사용될 수 있게 한다. 보조 응축기(509) 또는 배수펌프(609)는 바람직하게 사용되지만, 이 부품들은 상당한 전력소비를 필요로 하거나 또는 시스템 효율에 불리하게 작용한다. 보조 응축기(709)는 원하는 온도의 물이 열교환에 대하여 유용하다는 가정하에 작동에 필요한 동력을 필요로 하지 않다는 추가적인 장점을 갖는다. 그러나, 상기 보조 응축기를 이용하는 시스템은 응축된 액체를 증발압력 또는 그 근처의 압력하에서 냉각 시스템(12)으로 운반하기 위해서 액체 펌프(719)를 필요로 한다. 비록 이것은 적은 양의 동력을 필요로 할지라도, 보조 응축기(509)의 작동에 필요한 동력보다는 상당히 작으며, 배수펌프(609)의 작동에 의한 것과 같이 전체 시스템 효율에 대해서 불리하지는 않다.

도 14를 참조하여 위에서 설명한 기본적인 감압기들은 모터의 공동으로부터 냉매를 효과적으로 제거하고, 시스템이 갖추어지는 경우에 냉매로 하여금 자기 베어링들 뿐만아니라 모터로부터 열을 제거할 수 있게 한다. 이 감압기들은 냉각기 시스템들보다 높은 온도에서 통상적으로 작동하는 히트펌프 응용 시스템에서 바람직하게 이용될 수 있다. 이 감압기들은 냉매의 모터 냉각 성능을 확장시키고, 히트펌프 응용을 위해 냉각기 시스템 장비의 이용을 가능하게 한다.

다른 설명은 여기에서는 전체가 참조로서 통합된 본 출원인의 계류중인 출원인 미국 임시 특허출원 제 61/767,402 호에 포함되어 있다.

본 발명의 다른 특징은 압축기 축의 하나 또는 모두 또는 증기터빈 축의 회전운동을 감지하기 위한 방법 및 장치에 관한 것이다. 본 발명은 축 재료로부터 변하는 자기 특성들을 갖는 축에 통합된 인써트에 반응하여 와전류 센서를 통해서 증기터빈의 회전운동을 감지하는 것에 관한 것이다. 다른 설명은 여기에서는 전체가 참조로서 통합된 본 출원인의 계류중인 출원인 미국 특허출원 제 11/876,205 호에 포함되어 있다.

도 15 및 16을 참조하면, 설명한 실시 예는 회전 표면의 자기 특성들에서의 차이를 감지하고 증기터빈 축의 운동을 탐지하고 측정하는데 사용되는 와전류 근접 탐촉자의 신규한 응용을 포함한다. 대체로 매끄러운 회전장치(101), 예를 들어 스러스트 베어링이나 밀봉은 스러스트 칼라 표면(23) 및 카운터보어 표면(13)을 포함한다. 부하 나사들(16)이 구동축(27)에 부착된 회전자나 팬 블레이드(도시되지 않음)와 같은 다른 회전장치에 대한 나사 부착을 위해서 카운터보어 표면(13)에 천공된 스크루홀들(19)을 통해서 삽입된다. 카운터보어 표면(13)은 구동축(27)으로부터 회전장치를 당기기 위한 한쌍의 내부나사 홀들(17)을 또한 포함한다. 구동축(27)은 키이 홈과 키이(17)에 의해서 스러스트 칼라(44)에 회전가능하게 고정된다.

스러스트 칼라 표면(23)은 인써트 플러그 또는 타겟 요소(24)를 수용하도록 치수화된 카운터 보어 리세스(26)를 포함한다. 비록 예를 들어 리세스(26)에 천공하거나 구멍을 뚫기 위해서 사용되는 공구들에 대응하는 원형, 부분적 원형 또는 테이퍼진 바닥 표면들과 같이 다양한 단면 형상들이 사용될 수 있지만, 카운터 보어 리세스(26)의 형상은 대체로 직사각형 단면으로 나타내었다. 인써트 플러그(24)는 외부 칼라 링 재료의 자기 특성들과는 다른 자기적 특성들, 예를 들면 전도성 또는 투과성을 갖는 재료로 형성된다. 일 실시 예에 있어서, 스러스트 칼라 표면(23)은 탄소강 4340으로 구성되고, 인써트 플러그는 스테인레스강 414로 구성된다. 스테인레스강은 스러스트 칼라 표면(23)에서 모재료의 석과는 다른 자기적 특성들을 갖는다.

상기 실시 예에 있어서, 인써트 플러그(24)는 탄소강 스러스트 칼라 표면(23)의 기계적인 기능을 수행할 수 있다. 인써트 플러그(24)는 스러스트 칼라 표면(23)의 표면에 형성된 카운터 보어 리세스(26) 내로 죔쇠 끼워맞춤으로 삽입된다. 구동축(27)과 스러스트 칼라 표면(23)의 표면(33)은 인써트 플러그(24)가 같은 높이를 이루고 외부 칼라 링의 표면과 같은 표면 마감을 갖도록 기계가공된다.

자기 센사나 픽업(28)은 대향하여 위치하고 인써트 플러그(24)와 일반적으로 동축을 이루게 된다. 인써트 플러그(24)와 센서(28)는 동축으로 배열된 구동축(27)과 스러스트 칼라(44)의 회전축(30)으로부터 축방향으로 벗어나 있다. 예에 있어서, 비록 인써트 플러그(24)와 카운터 보어 리세스(26)가 구동축(27) 및 스러스트 칼라(44)와 대체로 동축이 아닌 반경을 따라서 어느곳에 위치할 지라도, 스러스트 칼라(44), 인써트 플러그(24)는 내부 링의 주위 외부에 위치한다.

비록 대안적인 실시 예들에 있어서 만약에 고주파수 자기 임펄스가 바람직하여 하나 이상의 인써트 플러그가 소정의 간격으로 위치할지라도, 인써트 플러그(24)는 축 회전시에 자기 센서(28)에 인접한다. 자기장에서의 변화는 인써트 플러그(24)가 회전중에 센서를 통과함에 따라서 스러스트 칼라(44)의 재료와는 다른 자기적 특성들을 갖는 인써트 플러그(24)의 타겟 재료에 의해서 야기된다. 센서(28)에 인접하여 회전함에 따라 타겟과 외부 칼라 링 재료들의 각각에 연관된 자기장(36)에서의 섭동을 야기하는 2개의 금속들의 다른 자기 특성들로 인하여, 임펄스가 센서 출력 신호에서 생성된다. 센서(28)는 케이블이나 다른 전달매체(예를 들어 무선 전송기)를 거쳐서 임펄스 신호를 처리하기 위한 컨트롤러(도시되지 않음)에 연결된다. 처리된 신호는 예를 들어 회전하는 모터나 엔진의 속도; 및 속도계 디스플레이;를 조절하기 위해 또는 과속상태를 탐지하기 위해 피드백 제어 루프를 제공하기 위해 사용될 것이다.

도 17을 참조하면, 펄스들(40)은 자기 센서(28)에 의해서 인써트 플러그(24)의 통과에 대응하는 시간 함수 그래프를 따라서 표시된다. 임펄스(40)는 구동축(27)의 회전속도에 역비례하여 변하는 시간 간격으로 나타난다. 임펄스 간격은 구동축(27)이 회전하는지를 탐지 및 측정하고 구동축(27)의 회전속도를 결정하기 위해서 사용될 수 있다. 또한, 임펄스(40)는 추가적인 진동 센서들과 관련하여 채용되는 경우에 회전하는 기계류 진동 진단과 같이 다양한 목적들을 위한 위상 참조로서 사용될 수 있다. 상기한 실시 예에서, 표면(33)에서 물리적인 이상이나 차원 불연속을 도입함이 없이 유용한 신호 출력이 발생되는데, 이것은 인써트 플러그(24)를 베어링이나 칼라(44) 내에 위치시키는 바람직한 능력을 제공한다.

도 18을 참조하면, 회전 기계장치의 회전 주파수를 측정하기 위한 방법의 일 실시 예를 보여주는 다이어그램이 존재한다. 상기 방법은 회전 기계장치의 증기 터빈 축을 따라서 회전 표면을 제공하는 단계를 포함한다(단계 402). 다음으로, 삽입된 타겟 요소 축이 회전 기계장치의 회전축과는 일정 거리로 이격되고 거기에 평행하게 배치되도록 타겟 요소를 수용하기 위해서 적어도 하나의 리세스가 회전 표면에 형성된다(단계 404). 타겟 재료는 회전 표면이 구성되는 재료와는 다른 자기적 특성들을 갖는 타겟 요소에 대해 선택된다(단계 406). 타겟 요소는 회전 표면에 삽입된다(단계 408). 자기 센서는 타겟 요소 또는 요소들에 대향하여 위치된다(단계 412). 자기 센서는 각각 회전 표면과 타겟 요소의 자기적 특성들에 의해서 유도된 자기장에 반응 및 비례하여 신호를 발생시키도록 구성된다(단계 414). 기계장치가 회전함에 따라서, 자기는 센서에 의해서 감지된 자기장을 나타내는 신호를 발생시킨다. 다음으로, 상기 시스템은 발생된 신호를 기초하여 회전 주파수를 계산한다(단계 416). 일 실시 예에 있어서, 상기 방법은 회전 요소의 표면과 타겟 요소의 표면을 일 평면의 폴리싱된 극소 마감 표면으로 마감처리하는 단계를 더 포함할 수 있다.

도 19는 회전속도 뿐만아니라 회전장치(101)의 회전방향을 탐지하기 위해 다수의 인써트 플러그들이 회전장치(101)상에 어떻게 배열되었는지를 나타낸다. 회전장치(l01)가 회전하는 경우에 제 1 회전경로(44)를 따르는 외부 테두리(42)로부터 인써트 플러그(24a)가 소정의 방사상 거리(d2)만큼 스러스트 칼라 표면(23)에 위치된다. 제 2 인써트 플러그(24b)와 제 3 인써트 플러그(24c)가 상기 제 1 회전 경로(44)로부터 소정의 방사상 거리(d1)만큼 스러스트 칼라 표면(23)에 위치하고, 회전장치(101)가 회전하는 경우에 제 2 회전 경로(46)를 따른다. 제 1 인써트 플러그(24a)는 a1과 a2로 나타낸 인써트 플러그들(24b,24c)의 위치각도로부터 방사상으로 벗어난 위치에 놓인다. 정적인 탐침 위치들(48,50)은 각각 제 1 및 제 2 경로(44,46)를 따르는 지점들에 대응한다. 인써트 플러그(24a)는 1회전당 위치(48)에서 제 1 센서 탐침(28)에 인접하여 통과하고, 각각의 인써트 플러그들 (24b 및 24c)은 1회전당 위치(50)에서 제 2 센서 탐침(28)에 인접하여 통과한다. 인써트 플러그들(24a,24b,24c)의 자기적인 특성들은 위치(48,50)에 있는 센서 탐침들(28)이 각각의 인써트 플러그들(24a,24b,24c)이 각각 위치(48,50)에서 센서 탐침들(28)에 근접하여 통과하는 시각에 대응하여 펄스들을 발생시키게 한다. 센서 출력 신호들의 결과적인 파형들이 도 20A와 20B에 도시되어 있는데, 도 20A에 도시된 바와 같이 시계방향으로, 파형(53)은 위치(50)에서 탐침(28)에 대응하는 2개의 구형파들 또는 펄스들을 포함하고, 파형(54)은 위치(48)에서 탐침(28)에 대응하는 파형들(53)의 펄스들에서 지체되는 단일 구형파 또는 펄스를 포함한다. 인써트 플러그들(24a, 24b 및 24c)의 비대칭 배열은 파형 시퀀스들 반복전에 긴 인터벌을 제공하는데, 이것은 펄스들 또는 펄스들의 쌍이 시퀀스에서 먼저 나타나는 것을 나타낸다. 도 20B를 참조하면, 회전장치(101)의 회전은 반시계방향이고, 그래서 펄스 파형(54)은 펄스 파형(53)을 야기한다. 회전방향을 감지하기 위한 대안적인 실시 예에 있어서, 인써트 플러그들(24a 및 24b) 및 탐침(48)은 테두리(24)로부터 방사상 거리(d1)로 동일한 경로에 놓일 것이다. 인써트 플러그들(24a 및 24b)은 자기적으로 별개의 재료들로 제조되는데, 플러그들(24a 및 24b)이 시퀀스에서 탐침(48)을 통과함에 따라서 각각의 플러그(24a, 24b)는 탐침(48)으로부터 실질적으로 다른 출력을 발생시킨다. 센서 출력 파형(55)에서 유도된 펄스들은 진폭이 다를 것이고, 이에 의해서 플러그들(24a 및 24b)이 먼저 센서 위치(49)를 통과하고 회전장치(101)가 회전하는 방향을 나타낸다. 다른 예에 있어서, 플러그들(24a 및 24b)은 유사한 재료로 제조되고 다른 매개변수들을 가지며, 각각 구별할 수 있게 길거나 짧은 펄스를 갖는 대응하는 파형을 창조한다. 해당 기술분야의 숙련된 당업자는 회전방향을 결정하기 위한 동일한 결과들을 달성하기 위해서 다양한 다른 방식으로 인써트 플러그들의 배열을 변경할 수 있음을 알게될 것이다.

도 21은 구동축(27) 내로 직접적으로 삽입된 타겟(24)을 갖는 본 발명의 실시 예를 나타낸다. 타겟(24)은 구동축(27)의 회전 표면과 같은 높이로 기계가공된다. 이 실시 예에 있어서, 센서(28)는 타겟(24)에 지향되고, 축 회전의 회전축(30)에 대하여 대체로 수직하게 정렬된다. 예를 들어 스러스트 칼라나 베어링이 증기터빈 축에 부착되지 않거나 축방향으로 정렬된 센서(126)의 배치를 위해 구동축(27)의 말단에 불충분한 공간이 존재하는 경우에, 도 25의 실시 예가 채용될 것이다. 도 15 내지 도 20B에 도시된 실시 예들에서 설명한 바와 같이, 타겟은 축의 카운터 보어 리세스(도시되지 않음) 내로 죔쇠 끼워맞춤으로 위치하고, 같은 높이로 극소 마감 표면으로 기계가공되고 폴리싱된다.

일 실시 예에 있어서, 냉각기 시스템이 작동하거나 또는 증기 터빈이 포스트-쿨다운(post-cooldown) 슬로우 롤 모드 동안에 제어장치는 만약 각각의 압축기가 높거나 낮은 오일 압력, 높거나 낮은 오일 온도의 표시에서 실패를 경험하거나 또는 스러스트 실패를 경험하면 각각의 압축기 증기터빈으로부터 분리될 수 있는 각각의 압축기에 대한 신속 분리 커플링을 포함할 것이다. 제어장치는 과속을 회피하기 위해서 최소 등급 속도보다 낮은 동력전달 속도를 기다릴 것이며, 10초동안 출력과의 결합에 의해서 분리 커플링에 결합하게 된다. 커플링 리셋 스위치 또는 버튼은 이 트립을 클리어하도록 활성화되어야만 하고, 그래서 신속한 분리 커플링은 수동으로 리셋된다. 압축기를 분리함으로써, 터빈은 압축기 구동축을 켜지않고 슬로우 롤 감속될 수 있다.

증기 구동식 터빈의 조합, 2개의 압축기들에 동력을 제공하기 위한 단축 기계장치는 압축기들이 평행하게 작동하고 부하를 공유하는 것을 필요로 한다. 부하를 공유하는 것에 있어서, 부하는 압축기들의 적당한 작동을 유지하기 위해서 가능한한 치밀하게 균형을 이루어야 한다. 각각의 압축기는 별도의 제어 패널과 전자장치들을 구비한다. 서지 상태가 하나의 압축기에서 탐지되는 경우, 컨트롤러는 증기터빈(14)의 속도를 변화시키는 것으로 반응한다. 압축기(12,12a)는 제어장치에 대한 리드 압축기로서 작동할 것이다. 남은 압축기 또는 래그 압축기는 리드 압축기 제어에 의해서 결정된 설정값들로 용량, 서지 또는 안정성 제어를 하게 될 것이다.

도 22를 참조하면, 증발기(126)으로부터 각각의 압축기(12,12a)에 대한 입력 또는 유입구에서, 압축기(108)에 대한 냉매의 유동을 제어하는 하나 또는 그 이상의 PRV 또는 유입구 안내 베인들(120)이 존재한다. 액튜에이터는 압축기(108)에 대한 냉매의 양을 증가시키고 이에 의해서 시스템(100)의 냉각용량을 증가시키기 위해서 PRV(120)를 개방시키도록 사용된다. 마찬가지로, 액튜에이터는 압축기(108)로 냉매의 양을 감소시키기 위해 PRV(120)를 폐쇄시킴으로써 시스템(100)의 냉각용량을 감소시키기 위해서 PRV(120)를 페쇄시키도록 사용된다. 가변 기하학적 디퓨져(VGD)(119)는 압축기들(12,12a)에서 서지와 스톨을 조절하기 위한 방법으로서 사용된다.

도 23은 본 발명의 바람직한 실시 예의 압축기(108)의 부분 단면도이다. 압축기(108)는 냉매 증기를 압축하기 위한 임펠러(202)를 포함한다. 압축된 증기는 VGD(119)를 통과한다. VGD(119)는 가변적인 기하학, 예를 들면 베인이 없는 방사상 디표져 또는 다른 형식의 디퓨저 타입을 갖는 디퓨져이다. VGD(119)는 디퓨져 판(206)과 냉매 증기의 통로를 위한 노즐 기저판(208) 사이에 형성된 디퓨져 공간(204)을 갖는다. 노즐 기저판(208)은 디퓨져 링(210)과 함께 사용하기 위해서 구성된다. 디퓨져 링(210)은 디퓨져 공간이나 통로(202)를 통과하는 냉매 증기의 속도를 조절하도록 사용된다. 디퓨져 링(210)은 디퓨져 통로(202)를 통해서 유동하는 증기의 속도를 증가시키기 위해서 디퓨져 통로(202) 내로 확장될 수 있고, 디퓨져 통로(202)를 통해서 유동하는 증기의 속도를 감소시키기 위해서 디퓨져 통로(202)로부터 수축될 수 있다. 디퓨져 링(210)은 VGD(119)의 가변적인 기하학을 제공하기 위해서 전기모터에 의해 구동되는 조정 기구(212)를 사용하여 확장 및 수축될 수 있다. 가변적인 기하하적 디퓨져(119)의 한 형식의 작동과 부품들에 대한 보다 상세한 설명은 2005년 3월 29일자로 허여된 미국 특허 6,872,050 호에 제공되어 있는데, 이 특허는 여기에서는 참고로서 통합된 것이다. 그러나, 본 발명에 따라서 어느 적당한 VGD(119)가 사용될 수도 있음을 알 수 있을 것이다.

제어 패널(140)은 시스템(100)의 성능을 나타내는 입력 신호들을 시스템(100)으로부터 바람직하게 수신하도록 A/D 변환기(148)를 갖는다. 예를 들면, 제어 패널(140)에 의해서 수신된 입력 신호들은 PRV(120)의 위치, 증발기(126)로부터의 출력 냉각된 액체 온도, 증발기(126)와 응축기(112)의 압력들, 압축기 배출통로에서 음향 또는 사운드 압력 측정을 포함할 수 있다. 제어 패널(140)은 냉각기 시스템(10)의 작동을 제어하기 위해서 신호들을 냉각기 시스템(10)의 부품들로 전달하기 위해 인터페이스 보드(146)를 또한 갖는다. 예를 들면, 제어 패널(140)은 임의의 HGV의 위치를 제어하고 만약 존재한다면 가변적인 기하학적 디퓨져(119)에서 디퓨져 링(210)의 위치를 제어고 PRV(120)의 위치를 제어하기 위해서 신호들을 전달한다. 제어 패널(140)은 도면에 도시되지 않은 많은 다른 특징들과 부품들을 또한 포함할 것이다. 이러한 특징들과 부품들은 설명을 용이하게 하기 위해서 제어 패널(140)을 단순화하도록 의도적으로 생략하였다.

제어 패널(140)은 시스템(100)의 작동을 제어하고 시스템과 압축기의 안정성을 유지하기 위해서 특별한 압축기 상태에 반응하여 가변적인 기하학적 디퓨져(119)에서 디퓨져 링(210)을 확장 및 수축하는 경우를 결정하기 위해서 제어 알고리즘(들)을 사용한다. 또한, 제어 패널(140)은 시스템과 압축기의 안정성을 유지하기 위해서 특별한 압축기 상태에 반응하여 임의적인 HGV를 만약 존재하는 경우에 개폐시키기 위해서 제어 알고리즘(들)을 사용할 수 있다. 일 실시 예에 있어서, 제어 알고리즘(들)은 마이크로프로세서(150)에 의해서 실행될 수 있는 일련의 명령을 갖는 비-휘발성 메모리(144)에 저장된 컴퓨터 프로그램이 될 수 있다. 제어 알고리즘이 컴퓨터 프로그램(들)에 탑재되고 마이크로프로세서(150)에 의해서 실해되는 것이 바람직한 반면, 제어 알고리즘은 해당 기술분야의 숙련된 당업자에 의해서 디지털 및/또는 아날로그 하드웨어를 사용하여 이행 및 실행될 것이다. 만약 하드웨어가 제어 알고리즘을 실행하기 위해서 사용되면, 제어 패널(140)의 대응하는 배치구성은 필수적인 부품들을 통합하고 더이상 필요가 없는 부품들, 예를 들어 A/D 변환기(148)를 제거하도록 변경될 수 있다.

다음으로 도 24를 참조하면, 안티-서지 맵이 도시되어 있다. 안티-서지를 위한 제어장치는 헤드 압력 대 속도에 대한 구분정의 곡선을 창조하기 위해서 작은 압력차 범위에 걸쳐서 다중 방정식들을 이용할 것이다.

도 28은 도 26의 단계(502)에서 최소 터빈 속도(MS)와 최소 예비-회전 베인 위치(MV)를 계산하기 위한 로직 다이그램을 나타낸다. 상기 로직은 블록(310)에서 시작하는데, 증발기 압력은 증발기 냉매 증기 압력 센서에 의해서 측정되고, 대표 신호가 제어 패널(90)로 보내진다. 블록(320)에 있어서, 냉매 응축기 압력은 냉매 응축기 압력 센서에 의해서 측정되고, 대표 신호가 제어 패널(90)로 보내진다. 블록(330)에 있어서, 냉매 응축기 압력과 증발기 압력 사이의 차이인 시스템 압력차 또는 헤드(PD)의 대표값은 블록(320)에서 취한 응축기 압력에서 블록(310)에서 취한 증발기 압력을 차감하여 결정된다. 시스템 압력차는 최소 터빈 속도(MS)와 최소 예비-회전 베인 위치(MV) 모두를 계산하는데 사용된다.

최소 예비-회전 베인 위치(MV)를 결정하기 위해서, 프로세스는 블록(340)에서 시작하는데, 여기에서 PRV(80)에 대해 높은 헤드(MVP1)에서 최소 원하는 베인 위치는 PRV(80)에 대해 완전 개방위치의 백분율로서 설정되거나 조성된다. 블록(350)에 있어서, 낮은 헤드(MVP2)에서 최소 원하는 베인 위치는 PRV(80)에 대해 완전 개방위치의 백분율로서 설정되거나 조성된다. 블록(360)에 있어서, 각각의 압축기(12,12a)에 대한 높은 헤드(MVP2)에서 최대의 원하는 압력차 또는 압력 델타가 설정되거나 조성된다. 블록(370)에 있어서, 각각의 압축기(12,12a)에 대한 낮은 헤드(PD2)에서 최소의 원하는 압력차 또는 압력 델타가 설정되거나 조성된다. 블록들(340, 350, 360 및 370)에서 설정된 값들은 사용자 인터페이스(94)에 입력되어 메모리(92)에 저장될 수 있다. 바람직하게는, 블록들(340, 350, 360 및 370)에서 값들은 시스템(10)의 작동과정 동안에 일정하게 유지되지만, 값들은 사용자 인터페이스(94)에서 입력을 통해서 또는 중앙 제어 알고리즘의 작동에 의해서 중복 기재되거나 조정될 것이다. 다음으로, 블록(380)에 있어서, 블록들(340, 350, 360 및 370)로부터 나오는 값들 및 블록(330)으로부터 나온 압력차(PD)는 최소 예비-회전 베인 위치(MV)를 결정하기 위해서 최소 베인 위치 계산에서 사용된다. 최소 예비-회전 베인 위치(MV)는 방정식 1로 나타낸 바와 같이 계산된다.

MV = [((PD-PD2)(MVP1-MVP2))/(PD1-PD2)] + MVP2 [1]

완전 개방위치의 백분율인 계산된 최소 예비-회전 베인 위치(MV)는 도 26에서 단계(502)로 복귀한다.

최소 터빈 속도(MS)를 결정하기 위해서, 프로세스는 블록(440)에서 시작하는데, 여기에서 터빈(14)과 압축기들(12,12a)에 대해 높은 헤드(MSP1)에서 원하는 속도가 설정 또는 조성된다. 블록(450)에 있어서, 터빈(14)과 압축기들(12,12a)에 대해 낮은 헤드(MSP2)에서 원하는 속도가 설정 또는 조성된다. 또한, 위에서 언급한 바와 같이, 블록(360)에서, 각각의 압축기(12,12a)에 대하여 높은 헤드(PD1)에서 최대의 원하는 압력차 또는 압력이 설정 또는 조성된다. 블록(370)에서, 각각의 압축기(12,12a)에 대하여 낮은 헤드(PD2)에서 최소의 원하는 압력차 또는 압력이 설정 또는 조성된다. 일 실시 예에 있어서, 비록 유사한 설계의 다른 냉각기들로부터 조성된 값들이 블록들(440, 450)에서 사용될지라도, 블록들(440, 450)에 대한 값은 선택된 PDs 및 부하들에 따라서 시스템(10)의 기동 테스트를 기초하여 설정 또는 조성될 수 있다.

블록들(440, 450, 360, 370)에서 설정된 값들이 사용자 인터페이스(94) 내로 입력되어 메모리(92)에 저장된다. 바람직하게는, 블록들(440, 450, 360, 370)에서 값들은 시스템(10)의 작동과정 동안에 일정하게 유지되나, 이 값들은 사용자 인터페이스(94)에 대한 입력 또는 중앙 제어 알고리즘의 작동에 의해서 덮어 쓰여지거나 조정될 것이다. 다음에는, 블록(480)에서, 블록들(440, 450, 360, 370)로부터 얻은 값들 및 블록(330)으로부터 얻은 압력차(PD)는 방정식 2에 나타낸 바와 같이 계산된 최소 터빈 속도 (CMS)를 결정하도록 최소 속도 계산에서 사용된다.

CMS = [((PD-PD2)(MSP1-MSP2))/(PD1 -PD2)] + MSP2 [2]

블록(490)에 있어서, 터빈(14)과 압축기들(12,12a)에 대한 최소 정격 속도(SSP2)가 설정되거나 조성된다. 바람직하게는, SSP2는 시스템(10)에 통합된 특정 터빈(14)과 압축기들(12,12a)에 의해서 미리결정되어 제어 패널(90) 내로 프로그램된다. 블록(500)에서, 최소 터빈 속도(MS)는 도 26에서 단계(502)로 복귀한다.

도 30을 다시 참조하면, 단계(504)에서, 출력 냉각 액체온도(LCLT)는 LCLT (SPT)에 대한 원하는 설정값 온도와 비교된다. 만약 LCLT가 SPT보다 크면, 프로세스는 단계(506)로 진행한다. 한편, 프로세스는 도 31에 나타낸 바와 같이 단계(602)로 진행한다. 단계(506)에 있어서, HGV(84)는 그것이 개방 또는 폐쇄될지를 결정하도록 체크된다. 만약 HGV(84)가 단계(506)에서 개방되면, 프로세스는 HGV 제어모드에 따라서 시스템 부품들을 제어하도록 단계(508)로 진행하고, 하기에서 보다 상세하게 설명하는 바와 같이, 프로세스는 단계(502)로 복귀한다. 만약 HGV(84)가 단계(506)에서 폐쇄되면, 프로세스는 PRV(80)가 완전 개방위치에 있는지 아닌지를 결정하도록 단계(510)로 진행한다.

단계(508)로부터 HGV 제어 모드 작동은 HGV(84)의 작동을 제어하도록 독특한 튜닝 매개변수들을 로딩할 수 있고, 이에 의해서 제어 알고리즘 반응이 시스템 반응을 HGV 위치에서의 변화에 매치시키는 것을 보장하게 된다. 작동의 HGV 제어 모드에 있어서, 각각의 압축기(12,12a)의 로딩 도중에, HGV(84)는 급격히 폐쇄되고, PRV(80)는 최소 예비-회전 베인 위치(MV)로 유지되고, 터빈(14)의 속도는 최소 터빈 속도(MS)로 유지된다. 시스템 압력차(응축기 압력에서 증발기 압력을 차감)가 증가함에 따라서, 단계(502)로부터 최소 터빈 속도(MS)와 최소 예비-회전 베인 위치(MV)의 출력들이 또한 증가될 수 있다. 최소 터빈 속도(MS)와 최소 예비-회전 베인 위치(MV)에서의 변화의 결과로서, 속도에 대한 대응하는 제어 명령들 또는 신호들은 거버너 밸브(48)를 제어하도록 설정되고, 이에 의해서 터빈(14)과 압축기들(12, 12a)의 속도와 PRV(84)의 위치를 제어하기 위한 베인 제어는 서어징(surging)을 방지하기 위해서 적절히 높은 값들로 바로 설정된다. 만약 각각의 압축기(12,12a)에 작용하는 부하가 약하고 LCLT가 SPT의 2℉ 내로 감소하면, HGV 제어 모드는 냉각수 루프가 SPT로 풀 다운됨에 따라서 SPT의 오버슈팅(overshooting)을 방지하도록 HGV(84)를 조절한다.

단계(510)을 다시 참조하면, 만약 PRV(80)가 완전히 개방되지 않으면, 프로세스는 PRV 제어모드에 따라서 시스템 부품들을 제어하도록 단계(512)로 진행하게 되고, 하기에서 보다 상세하게 설명하는 바와 같이, 프로세스는 단계(502)로 복귀한다. 만약 PRV(80)가 완전히 개방되면, 프로세스는 속도 제어모드에 따라서 시스템 부품들을 제어하도록 단계(514)로 진행하게 되고, 프로세스는 단계(502)로 복귀한다.

단계(512)로부터 PRV 제어 모드 작동은 PRV(80)의 작동을 제어하도록 독특한 튜닝 매개변수들을 로딩할 수 있고, 이에 의해서 제어 알고리즘 반응이 시스템 반응을 PRV 위치에서의 변화에 매치시키는 것을 보장하게 된다. 작동의 PRV 제어 모드에 있어서, 각각의 압축기(12,12a)의 로딩 도중에, HGV(84)는 폐쇄위치에서 유지되고, PRV(80)는 최소 기동 값 위치(PRVM) 또는 최소 예비-회전 베인 위치(MV)중 큰 것으로부터 완전 개방위치로 급격히 이동되고, 터빈(14)의 속도는 최소 터빈 속도(MS)로 유지된다. 시스템 압력차(응축기 압력에서 증발기 압력을 차감)가 증가함에 따라서, 단계(502)로부터 최소 터빈 속도(MS)의 출력이 또한 증가될 수 있다. 최소 터빈 속도(MS)에서의 변화의 결과로서, 속도에 대한 대응하는 제어 명령들 또는 신호들은 거버너 밸브(48)를 제어하도록 설정되고, 이에 의해서 터빈(14)과 압축기들(12, 12a)의 속도는 서어징을 방지하기 위해서 적절히 높은 값들로 바로 설정된다. 만약 각각의 압축기(12,12a)에 작용하는 부하가 약하고 LCLT가 SPT의 2℉ 내로 감소하면, PRV 제어 모드는 냉각수 루프가 SPT로 풀 다운됨에 따라서 SPT의 오버슈팅을 방지하도록 PRV(80)를 조절한다.

단계(514)로부터의 속도 제어 모드 작동은 속도 설정값 (SPT)을 제어하도록 독특한 튜닝 매개변수들을 로딩하고, 이에 의해서 제어 알고리즘 반응은 터빈(14)과 압축기들(12,12a)의 속도에서의 변화에 시스템 반응을 매치시킨다. 작동의 속도 제어 모드에 있어서, 각각의 압축기(12,12a)의 로딩 도중에, HGV(84)는 폐쇄위치에서 유지되고, PRV(80)는 개방위치(완전 개방위치의 적어도 90%)에서 유지되고, 터빈(14)의 속도는 출력 냉각 액체 온도(LCLT)를 설정값(SPT)으로 유지하기 위해 최소 터빈 속도(MS)로부터 원하는 속도로 증가된다.

도 27을 다시 참조하면, 단계(602)에서, 용량 제어 프로그램은 이것이 속도 제어 모드로 작동하는지를 결정하기 위해서 체크된다. 만약 용량 제어 프로그램이 속도 제어 모드로 작동하지 않으면, 프로세스는 단계(604)로 진행한다. 그러나, 만약 용량 제어 프로그램이 단계(602)에서 속도 제어 모드로 작동하면, 프로세스는 단계(608)로 진행한다. 단계(608)에서, 터빈(TS)의 속도가 최소 터빈 속도(MS)와 같은지를 체크하게 된다. 만약 TS가 단계(608)에서 MS와 같으면, PRV 제어모드에 따라서 시스템 부품들을 제어하도록 단계(512)로 진행되고, 프로세스는 단계(502)로 진행한다. 그런데, 만약 TS가 단계(608)에서 MS와 같지 않으면, 시스템 부품들은 속도 제어모드에 따라서 제어되고, 프로세스는 단계(502)로 복귀한다.

단계(514)로부터의 속도 제어 모드 작동은 터빈(14)과 압축기들(12,12a)의 속도를 제어하도록 독특한 튜닝 매개변수들을 로딩한다. 작동의 속도 제어 모드에 있어서, 각각의 압축기(12,12a)의 로딩 도중에, HGV(84)는 폐쇄위치에서 유지되고, PRV(80)는 개방위치(완전 개방위치의 적어도 90%)에서 유지되고, 터빈(14)의 속도는 출력 냉각 액체 온도(LCLT)를 설정값(SPT)으로 유지하기 위해 최소 터빈 속도(MS)로 감소된다. 시스템 압력차가 감소함에 따라서, 각각의 압축기(12,12a)는 적은 냉매 가스유동에 따라 안정적으로 작동할 수 있기 때문에, 단계(502)로부터 최소 터빈 속도(MS)의 출력이 또한 감소될 수 있다. 최소 터빈 속도(MS)에서의 변화의 결과로서, 속도에 대한 대응하는 제어 명령들 또는 신호들은 거버너 밸브(48)를 제어하도록 설정되고, 이에 의해서 터빈(14)과 압축기들(12, 12a)의 속도는 안정적인 작동을 유지하기 위해서 적절히 낮은 값들로 설정된다.

단계(604)에서, PRV 제어 모드로 작동하는지를 결정하기 위해서 용량 제어 프로그램이 체크된다. 만약 용량 제어 프로그램이 단계(604)에서 PRV 제어모드로 작동하면, 프로세스는 단계(610)로 진행한다. 단계(610)에서, 최소 예비-회전 베인 위치(MV)와 같은지를 결정하도록 예비-회전 베인들(PRVP)의 위치가 체크된다. 만약 단계(610)에서 PRVP가 MV와 같으면, HGV 제어 모드에 따라서 시스템 부품들을 제어하도록 프로세스는 단계(508)로 진행하고, 프로세스는 단계(5020로 복귀한다. 그러나, 만약 단계(610)에서 PRVP가 MV와 같지 않으면, 시스템 부품들은 PRV 제어모드(512)에 따라서 제어되고, 프로세스는 단계(502)로 복귀한다.

위에서 언급한 바와 같이, 단계(512)로부터의 PRV 제어 모드 작동은 PRV(80)의 작동을 제어하도록 독특한 튜닝 매개변수들을 로딩할 수 있다. 작동의 PRV 제어 모드에 있어서, 각각의 압축기(12,12a)의 로딩 도중에, HGV(84)는 폐쇄위치에서 유지되고, 터빈(14)의 속도는 최소 터빈 속도(MS)로 유지되고, PRV(80)는 출력 냉각 액체 온도(LCLT)를 설정값(SPT)으로 유지하기 위해 최소 예비-회전 베인 위치(MV)로 급격히 이동된다. 시스템 압력차가 감소함에 따라서, 단계(502)로부터의 최소 터빈 속도(MS)의 출력이 또한 감소할 수 있다. 최소 터빈 속도(MS)에서의 변화의 결과로서, 속도에 대한 대응하는 제어 명령들 또는 신호들이 거버너 밸브(48)를 제어하도록 포인트로 설정되고, 이에 의해서 작동의 최대 효율을 유지하기 위해서 프로그래밍 가능한 시간 지연 후에 터빈(14)과 압축기들(12,12a)의 속도는 적절히 낮은 값들로 설정된다.

압축기들(12,12a)의 용량에서의 감소에 대응하도록 PRV(80)가 낮은 헤드(MVP2)에서 최소 원하는 베인 위치로 폐쇄됨에 따라서, PRV(80)는 용량을 감소시키도록 더 폐쇄되지는 않는다. MV에 대한 계산과 관련하여 위에서 언급한 바와 같이, 상기 시스템 차동 압력(PD)이 낮은 헤드(PD2)에서 최소 원하는 압력차에 접근함에 따라서, 최소 예비-회전 베인 위치(MV)는 낮은 헤드(MVP2)에서 최소 원하는 베인 위치로 접근한다. 따라서, PD가 PD2에 도달하면, MV는 MVP2와 같고, PRV(80)는 최저의 원하는 퍼센트 완전 개방 베인 위치에 놓인다. 즉, PRVP는 MV와 같다. 부하가 계속적으로 떨어짐에 따라서, 압축기들(12,12a)이 최소 원하는 압력차로 작동하고 그러므로 서지 상태로 폐쇄되므로, 낮은 시스템 압력차(PD)는 온도를 변화시키는 것에 반응하여 단계(610)에서 볼 수 있듯이 HGV 제어모드에서 HGV(84)를 조절하도록 바람직한 상황을 유도한다.

대안적인 실시 예에 있어서, 예를 들어 20 내지 40 psi와 같이 매우 낮은 시스템 압력차에서 작동하는 것을 회피하기 위하여, 용량 제어 프로그램은 시스템 압력차(PD)가 낮은 헤드(PD2)에서 최소 원하는 압력차 또는 그 이하로 감소하는 것을 방지하도록 사용될 것이다. 감소하는 부하를 통해 이러한 작동 제어 모드를 달성하기 위해서, PRV(80)는 추가적인 부하 감소시에 예비-선택된 위치로 폐쇄되고, HGV(84)는 개방되고 PRV(80)가 소정의 위치에 도달하는 경우에 HGV 제어 모드로 작동된다. 도 28을 참조하여, 블록(400)은 사용자에 의해서 선택되고 사용자 인터페이스(94) 내로 입력되는 조정가능한 설정값(HGVRAT)이다. 블록(400)의 설정값은 PD2보다 바람직하게 큰 최소 선택된 시스템 압력차(PD)를 유지하기 위해서 사용된다. 블록(410)에 있어서, 최소 예비-회전 베인 위치(MV%)는 HGVRAT와 MV(블록(380)으로부터)중 큰 것이 되도록 결정된다. 그러면, 용량 제어 프로그램은 PRV(80)가 블록(410)으로부터 대응하는 최소 예비-회전 베인 위치(MV%)에 도달하는지 여부를 결정한다. 이러한 대안적인 실시 예에 있어서, 도 27로부터 단계(610)는 PRVP와 MV%(MV 대신에)를 비교하도록 변한다. 만약 PRVP가 MV%에 도달하지 않으면, PRV(80)는 단계(512)에서 PRV 제어모드에서 용량을 제어하도록 사용된다. 만약 PRVP가 MV%에 도달하면, PRV(80)는 MV%로 유지되고, 단계(508)에서 HGV 제어모드에서 작동하도록 개방된다.

단계(604)를 다시 참조하면, 만약 용량 제어 프로그램이 PRV 제어 모드에서 작동하지 않으면, 프로세스는 HGV 제어 모드에 따라서 시스템 부품들을 제어하도록 단계(508)로 진행하고, 프로세스는 단계(502)로 복귀한다. 위에서 언급한 바와 같이, 단계(508)로부터 HGV 제어 모드 작동은 HGV(84)의 작동을 제어하기 위해 독특한 튜닝 매개변수들을 로딩할 수 있다. 작동의 HGV 제어 모드에 있어서, 각각의 압축기(12,12a)의 로딩 도중에, 터빈(14)의 속도는 최소 터빈 속도(MS)로 유지되고, PRV(80)는 최소 예비-회전 베인 위치(MV)에서 유지되거나 또는 대안적인 예에서 MV%로 유지된다. 시스템 압력차가 감소함에 따라서, 단계(502)로부터의 최소 터빈 속도(MS)와 최소 예비-회전 베인 위치(MV)의 출력이 또한 감소할 수 있다. 최소 터빈 속도(MS)와 최소 예비-회전 베인 위치(MV)에서의 변화의 결과로서, 속도에 대한 대응하는 제어 명령들 또는 신호들이 거버너 밸브(48)를 제어하도록 포인트로 설정되고, 이에 의해서 작동의 최대 효율을 유지하기 위해서 프로그래밍 가능한 시간 지연 후에 터빈(14)과 압축기들(12,12a) 그리고 PRV(84)의 위치를 제어하기 위한 베인 제어의 속도는 적절히 낮은 값들로 설정된다.

용량 제어 프로그램은 어떤 사건에 반응하여 정상적인 제어 작동을 무효화할 수 있다. 무효화 사건의 한 예는 증발기(18) 또는 냉매 응축기(16)에서 높거나 낮은 냉매 압력을 탐지하는 것이다. 만약 측정된 증발기 압력 또는 응축기 압력이 작동의 수용가능한 범위 밖으로 결정되면, 즉 그 압력이 너무 높거나 너무 낮으면, 용량 제어 프로그램은 도 27에 도시된 것과 유사한 방식으로 시스템(10)을 언로딩하도록 무효화 제어 모드로 작동한다. 용량 제어 프로그램은 무효화 사건에 대한 적절한 제어 명령들을 결정할 때 무효화 사건 발생 바로전에 제어 명령들로부터 얻은 정보, 예를 들어 타이백 신호를 이용한다. 정상적인 작동과 무효화 작동 사이에서 천이하는 정보의 이용은 작동의 2개 모드들 사이에서 범프가 없는 천이를 제공할 수 있다. 시스템의 언로딩은 무효화 제어 알고리즘과 시스템 압력차에 반응하여 제어되고, 그러므로 불안정한 작동 및 불필요한 작동중단이 방지된다. 모니터링된 매개변수가 일정 시간동안 수용가능한 범위 내로 복귀하면, 용량 제어는 위에서 설명한 것과 유사한 범프없는 천이를 사용하여 정상적인 제어 작동으로 복귀할 수 있다.

무효화 사건의 다른 예는 높은 부하 또는 풀다운 상태 동안에 일어날 수 있고, 터빈(14)은 압축기 베어링에 대한 수용 가능한 토크 등급보다 높은 토크를 생성할 수 있다. 거버너 밸브 액튜에이터 출력은 만약 단계(514)로부터 속도 제어 모드 작동이 거버너 밸브(48)를 소정 값(기동시 필드 테스팅에 의해서 결정됨) 이상으로 개방시키도록 시도하는지를 결정하도록 모니터링된다. 만약 거버너 밸브(48)가 소정 값 이상의 위치로 개방되면, 용량 제어 프로그램은 도 27에 도시된 것과 유사한 방식으로 시스템(10)을 언로딩하도록 무효화 제어 모드로 작동한다. 용량 제어 프로그램은 무효화 사건에 대한 적절한 제어 명령들을 결정할 때 무효화 사건 발생 바로전에 제어 명령들로부터 얻은 정보, 예를 들어 타이백 신호를 이용한다. 정상적인 작동과 무효화 작동 사이에서 천이하는 정보의 이용은 작동의 2개 모드들 사이에서 범프없는 천이를 제공할 수 있다. 시스템의 언로딩은 무효화 제어 알고리즘과 시스템 압력차에 반응하여 제어되고, 그러므로 불안정한 작동 및 불필요한 작동중단이 방지된다. 부하가 감소되면, 터빈(14)은 가속을 시작할 수 있고, 작동의 제어모드는 거버너 밸브(48)를 폐쇄시키기 시작하고, 그러므로 터빈(14)의 토크 출력을 제한하게 된다. 거버너 밸브 액튜에이터가 일정 시간동안 수용가능한 범위 내로 복귀하면, 용량 제어는 위에서 설명한 것과 유사한 범프없는 천이를 사용하여 정상적인 제어 작동으로 복귀할 수 있다.

높은 부하 또는 풀다운 상태 동안에 무효화 사건의 다른 예가 일어날 수 있고, 터빈(14)은 압축기 베어링에 대해 수용가능한 토크 등급보다 큰 토크나 파워를 생성할 수 있다. 그러나, 이 예에 있어서, 거버너 밸브 액튜에이터 출력 대신에 터빈 제 1 단계 압력이 모니터링된다. 터빈 제 1 단계 압력에 대한 설정값은 증기유입구 온도와 압력을 기초하여 결정되고, 그래서 무효화 컨트롤러는 터빈 유입구로 공급된 증기의 질에서 요동에 자동적으로 적합해질 수 있다. 만약 터빈 제 1 단계 압력이 계산된 설정 포인트 이상으로 증가하면, 용량 제어 프로그램은 도 27에 나타낸 것과 유사한 방식으로 시스템(10)을 언로딩하도록 무효화 제어 모드로 작동한다. 용량 제어 프로그램은 무효화 사건에 대한 적절한 제어 명령들을 결정할 때 무효화 사건 발생 바로전에 제어 명령들로부터 얻은 정보, 예를 들어 타이백 신호를 이용한다. 정상적인 작동과 무효화 작동 사이에서 천이하는 정보의 이용은 작동의 2개 모드들 사이에서 범프없는 천이를 제공할 수 있다. 시스템의 언로딩은 무효화 제어 알고리즘과 시스템 압력차에 반응하여 제어되고, 그러므로 불안정한 작동 및 불필요한 작동중단이 방지된다. 부하가 감소되면, 터빈(14)은 가속을 시작할 수 있고, 단계(514)로부터 작동의 속도 제어모드는 거버너 밸브(48)를 폐쇄시키기 시작하고, 그러므로 제 1 단계 압력이 감소하고 터빈(14)의 토크 출력을 제한하게 된다. 터빈 제 1 단계 압력이 일정 시간동안 수용가능한 범위 내로 복귀하면, 용량 제어는 위에서 설명한 것과 유사한 범프없는 천이를 사용하여 정상적인 제어 작동으로 복귀할 수 있다.

본 발명의 다른 실시 예에 있어서, 용량 제어 프로그램은 고정 속도 압축기와 함께 사용될 수 있다. 고정된 속도에서 작동하는 동안에, 압축기들(12,12a)에 대한 용량 제어의 초기 방법은 PRV(80)와 HGV(84)의 조정이 개입된다. 용량 제어 프로그램은 고정된 속도 작동 동안에 큰 시스템 효율을 제공하도록 HGV(84)의 조정 전에 PRV(80)를 바람직하게 조정한다.

위에서 언급한 바와 같이, 부하에서의 변화가 출력 LCLT에서의 변화에 의해 탐지된다. 위에서 설명한 PRV 제어 프로세스와 유사하게, 용량 제어 프로그램은 부하 조건을 만족시키도록 계산된 최소 베인 위치로 PRV(80)를 조정하기 위한 신호를 송신한다. 계산된 최소 베인 위치는 바람직하게는 냉매 응축기(16)와 증발기(18) 사이에서 압력차의 함수이다. PRV(80)는 용량을 감소시키도록 조정되고, HGV(84)는 폐쇄된 상태를 유지한다. 매우 낮은 압력차에서, 계산된 최소 베인 위치가 제로(O)로 접근함에 따라서, 용량은 HGV(84)를 점진적으로 개방시킴으로써 감소된다.

몇몇 작동 모드에 있어서, PRV(80)를 완전히 폐쇄된 상태로 작동시키는 것이 바람직할 것이다. PRV(80)가 완전히 폐쇄된 상태에서, HGV(84)는 출력 냉각 액체 온도를 기초하여 용량 제어에 대해 조절된다. 만약 PRV(80)가 완전히 폐쇄된 상태에서 부하가 계속해서 감소하면, 출력 냉각 액체 온도는 계속해서 감소하게 될 것이다. 출력 냉각 액체 온도가 소정의 설정값보다 낮은 소정의 양으로 감소하는 경우, HGV(84)는 출력 냉각 액체 온도를 원하는 설정값으로 유지하도록 조절된다.

다음으로 도 29A 내지 도 29D를 참조하면, 증기터빈-구동식 듀얼-압축기 시스템을 위한 바람직한 실시 예가 도시되어 있다.

본 발명은 바람직한 실시 예를 참조하여 설명하였지만, 본 발명의 범위를 벗어남이 없이 다양한 변화들이 이루어질 수 있고 등가물들이 그것의 요소들을 대체할 수 있음을 해당 기술분야의 숙련된 당업자는 이해할 수 있을 것이다. 또한, 본 발명의 필수적인 영역을 벗어남이 없이 본 발명의 가르침에 따라 특별한 상황이나 재료를 채택하기 위해 많은 변형들이 이루어질 수 있다. 그러므로, 본 발명은 본 발명을 수행하기 위해서 고려한 최선의 모드로서 발표한 특별한 실시 예로 제한되지 않으며, 본 발명은 첨부된 특허청구범위의 영역 내에 있는 모든 실시 예들을 포함할 것이다.

Claims

히트펌프 시스템으로서,
증기 루프에서 연결된 증기 공급원, 증기터빈 및 증기 응축기를 포함하는 증기 시스템 - 상기 증기터빈은 상기 증기터빈의 제 1 단부와 제 2 단부로부터 축방향으로 배치되어 연장되는 회전 구동축을 포함함 -;
냉각 루프에서 연결된 제 1 압축기와 제 2 압축기, 냉매 응축기, 및 증발기를 포함하는 냉각 시스템;
상기 증기터빈의 회전 표면과 연동되어, 상기 회전 표면의 자기적 특성을 모니터 하고, 상기 회전 구동축의 운동을 탐지하고 측정하며, 상기 회전 구동축의 운동과 상기 냉매 응축기 및 상기 증발기 내의 냉매의 압력 차이에 의해 상기 제 1 압축기 및 상기 제2 압축기 중 적어도 하나 이상의 서지 상태를 탐지하기 위한 탐지 시스템; 및
윤활유를 수집 및 재분배하기 위한 섬프 시스템;을 포함하며,
상기 제 1 압축기는 제 1 결합장치에 의해서 상기 회전 구동축의 상기 제 1 단부에 결합되고 상기 제 2 압축기는 제 2 결합장치에 의해서 상기 회전 구동축의 상기 제 2 단부에 결합되며;
상기 제 1 및 제 2 압축기들은 상기 냉각 루프에서 병렬로 연결되고 냉각 부하를 균등하게 공유하도록 제어되는 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 1 항에 있어서, 상기 제 1 압축기와 상기 제 2 압축기는 서지상태를 탐지하고 상기 서지상태를 탐지하는 것에 반응하여 상기 증기터빈의 속도를 조정하기 위한 제어 패널을 각각 포함하는 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 2 항에 있어서, 상기 제 2 압축기는 상기 제 1 압축기의 상기 제어 패널에 의해서 결정된 설정값으로 작동하도록 제어되는 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 3 항에 있어서, 상기 설정값은 용량 제어 알고리즘, 서지 제어 알고리즘 또는 안정성 제어 알고리즘 중 하나에 의해서 결정되는 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 1 항에 있어서, 상기 제 1 압축기는 상기 회전 구동축의 대향하는 단부들에서 대칭을 제공하도록 상기 제 2 압축기의 거울 대칭(mirror image)이고, 상기 제 1 압축기는 반대방향을 향하는 동안에 상기 제 2 압축기와 동일한 방향으로 회전하는 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 1 항에 있어서, 상기 제 1 압축기와 상기 제 2 압축기는 동일하고, 같은 방향을 향하는 상기 회전 구동축에 결합되는 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 1 항에 있어서, 상기 제 1 압축기와 상기 제 2 압축기의 각각은 상기 제 1 및 제 2 압국기들에서 냉매와 혼합되는 윤활유를 함유하고, 상기 히트펌프 시스템은,
상기 압축기로부터 윤활유, 냉매 및 이들의 조합을 수용하도록 구성된 섬프 시스템;
상기 섬프 시스템으로부터 윤활을 필요로 하는 상기 압축기의 부분들로 윤활유를 분배하기 위한 윤활 회로; 및
윤활유와 혼합된 냉매의 양을 줄이도록 상기 섬프 시스템과 상기 히트펌프 시스템의 저압 영역 사이에 제공된 냉매 감압기 - 상기 감압기는 상기 섬프 시스템 내에서 냉매의 온도를 더욱 낮추는 동안에 상기 히트펌프 시스템의 저압영역 내에서 냉매 가스 압력보다 낮게 상기 섬프 시스템 내에서 냉매 가스 압력을 낮추고, 윤활유을 냉각시키는 동안에 상기 섬프 시스템으로부터 상기 저압 영역으로 냉매 가스를 제거함 -;를
더 포함하는 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 7 항에 있어서, 상기 냉매 감압기는 보조 압축기인 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 8 항에 있어서, 상기 보조 압축기는 상기 섬프 시스템의 기체 체적과 상기 히트펌프 시스템의 저압 영역과 유체 연결되고, 상기 보조 압축기는 상기 섬프 시스템으로부터 냉매 가스를 추출하여 가압된 냉매 가스를 상기 히트펌프 시스템의 저압 영역으로 배출하며, 상기 보조 압축기는 상기 섬프 시스템 압력과 온도를 유지하여 이것들이 상기 히트펌프 시스템 증발온도와 압력에 대응하게 되는 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 7 항에 있어서, 상기 냉매 감압 장치는 배수펌프인 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 1 항에 있어서, 상기 히트펌프 시스템은 냉각기가 주행저항 모드(coastdown mode)인지 또는 상기 증기터빈이 포스트-쿨다운 슬로우 롤 모드(post-cooldown slow roll mode)인지; 또는 상기 섬프 시스템에서의 포화온도가 임계온도를 초과하는지 여부를 결정하는 것에 반응하여 외부 냉각 공급원으로부터 보조 응축기로 냉각 유체를 제공하는 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 1 항에 있어서, 상기 증기 시스템과 상기 냉각 시스템 모두의 작동을 제어하도록 구성된 중앙 제어 시스템을 더 포함하며, 상기 중앙 제어 시스템은 용량 제어장치를 더 포함하고, 상기 용량 제어장치는 떠나는 냉각된 액체 온도와 시스템 압력차에 반응하여 상기 냉각 시스템의 용량을 제어하기 위해 상기 증기터빈의 속도를 조정하도록 구성된 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 1 항에 있어서, 상기 냉각 시스템은 상기 압축기로의 냉매의 유동을 조절하기 위한 예비-회전 베인들; 및 떠나는 냉각된 액체 온도와 시스템 압력차에 반응하여 상기 냉각 시스템의 용량을 제어하기 위해 상기 예비-회전 베인들의 위치를 조정하도록 구성된 용량 제어장치;를 더 포함하는 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 1 항에 있어서, 상기 냉각 시스템은, 상기 냉각 시스템의 고압측과 상기 냉각 시스템의 저압측 사이에서 냉매의 유동을 조절하기 위한 고온가스 바이패스 밸브;를 더 포함하며, 용량 제어장치는 떠나는 냉각된 액체 온도와 시스템 압력차에 반응하여 상기 냉각 시스템의 용량을 제어하기 위해 상기 고온 가스 바이패스 밸브의 위치를 조정하도록 구성된 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 13 항에 있어서, 상기 용량 제어장치는 상기 제 1 압축기 및 상기 제 2 압축기가 서지 상태로 작동하는 것을 방지하기 위해 예비-회전 베인들, 고온 가스 바이패스 밸브 및 상기 제 1 압축기 및 상기 제 2 압축기의 속도를 제어하도록 구성된 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 1 항에 있어서, 상기 제 1 및 제 2 결합장치의 각각은 클러치인 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 1 항에 있어서, 상기 제 1 및 제 2 결합장치는 전자기 커플링, 유압 커플링 또는 에어 클러치중 하나인 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 1 항에 있어서, 상기 제 1 및 제 2 압축기의 각각은 상기 제 1 및 제 2 압축기에서 서지 및 스톨을 제어하도록 구성된 가변 기하학 디퓨져를 더 포함하는 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.
제 1 항에 있어서, 상기 탐지 시스템은 상기 제 1 압축기 및 상기 제 2 압축기 각각에 와전류 근접 탐촉자를 포함하는 히트펌프 시스템.
제 19 항에 있어서, 상기 제 1 및 제 2 압축기의 각각은 매끄러운 회전장치와 카운터보어 표면을 더 포함하며, 상기 카운터보어 표면은 상기 회전 구동축으로부터 상기 회전장치를 당기기 위한 볼트들을 수용하도록 배열된 다수의 내부 나사 구멍들을 더 포함하는 것을 특징으로 하는 히트펌프 시스템.