WO2014192382A1 - ブレイトンサイクル冷凍機 - Google Patents

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WO2014192382A1
WO2014192382A1 PCT/JP2014/057679 JP2014057679W WO2014192382A1 WO 2014192382 A1 WO2014192382 A1 WO 2014192382A1 JP 2014057679 W JP2014057679 W JP 2014057679W WO 2014192382 A1 WO2014192382 A1 WO 2014192382A1
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compressor
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buffer tank
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翔太 植田
明登 町田
瑞生 工藤
直子 仲村
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Mayekawa Manufacturing Co
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    • F25B9/06—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point using expanders

Definitions

  • the present invention relates to a technical field of a Brayton cycle refrigerator capable of controlling a cooling capacity with respect to a thermal load variation in a cooling target.
  • the Brayton cycle used in the refrigerator is called “reverse Brayton cycle” as opposed to the Brayton cycle used as a heat engine. (See Handbook, 1993 Ohm (Cryogenic Engineering Association)).
  • Refrigerators that use the Brayton cycle are known as a type of refrigeration cycle that uses a rotating machine such as a compressor or an expander.
  • a refrigeration cycle for example, as in Patent Document 1 and Patent Document 2, a compressor and an expander are arranged in series over a circulation path through which a refrigerant flows to improve the cooling capacity. is there.
  • the refrigerating capacity is adjusted according to the heat load by controlling the rotation speed of the compressor and the expander.
  • other control parameters such as the flow rate of the refrigerant, the pressure ratio, the temperature, and the like vary with the change in the rotational speed. Therefore, it may take time to converge the refrigeration capacity to a predetermined target value corresponding to the heat load, and there is a problem that it is difficult to obtain good responsiveness.
  • the present invention has been made in view of the above-mentioned problems, and in a refrigerator using a Brayton cycle using a multistage compressor, it is favorable without causing a decrease in efficiency with respect to a thermal load fluctuation of a cooling target.
  • An object of the present invention is to provide a Brayton cycle refrigerator having responsiveness.
  • the Brayton cycle refrigerator cools the refrigerant by the Brayton cycle that generates cold using the refrigerant compressed by the multistage compressor connected in series on the refrigerant line.
  • a Brayton cycle refrigerator a thermal load detecting means for detecting a thermal load to be cooled, a low pressure line through which the refrigerant before being compressed by the compressor, and a high pressure through which the refrigerant after being compressed by the compressor flows
  • a buffer tank provided between the first and second lines, a first valve capable of controlling the amount of refrigerant flowing into the buffer tank by being provided on the inlet side of the buffer tank, and provided on the outlet side of the buffer tank.
  • the second valve capable of controlling the refrigerant outflow amount from the buffer tank, the first valve, and the second valve. And a control means for controlling the degree of opening of the first valve and the second valve when a change in the heat load is detected in the object to be cooled by the heat load detection means. By adjusting the flow rate of the refrigerant flowing through the Brayton cycle.
  • the refrigerating capacity is controlled by controlling the flow rate of the refrigerant flowing through the Brayton cycle by adjusting the opening degree of the first valve and the second valve. Can be adjusted.
  • the mass flow rate is changed while the refrigerant volume flow rate is kept constant, so that it is good for fluctuations in heat load without fluctuations in other control parameters such as pressure ratio and temperature. Responsiveness is obtained.
  • the heat insulation efficiency of the expander which is a concern in the conventional rotation speed control, is not reduced, so that the coefficient of performance can be prevented from deteriorating.
  • the buffer tank is provided between the low pressure line and the high pressure line having a pressure difference
  • the pressure difference between the buffer tank and the high pressure line is opened and closed by opening and closing the first valve provided on the high pressure line.
  • the refrigerant can be introduced into the buffer tank based on the above.
  • the second valve provided on the low pressure line the refrigerant can be discharged from the buffer tank based on the pressure difference between the buffer tank and the low pressure line.
  • the flow rate control using the buffer tank is excellent in energy efficiency because it does not require external power supply.
  • the high-pressure line is a line through which refrigerant is discharged from the compressor arranged on the most downstream side, and the low-pressure line supplies refrigerant to the compressor arranged on the most upstream side. It may be a supply line.
  • the flow rate control by introducing and discharging the refrigerant to and from the buffer tank can be performed by opening and closing the first valve and the second valve. It can be done easily.
  • a cold recovery heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant compressed by the compressor and the refrigerant after cooling the object to be cooled
  • the high-pressure line extends from between the compressor and the cold recovery heat exchanger. It may be branched.
  • the refrigeration capacity can be improved by pre-cooling the high-temperature refrigerant supplied to the expander using the cold heat remaining in the refrigerant after cooling the object to be cooled in the cold heat recovery heat exchanger.
  • flow control is performed by introducing refrigerant into the buffer tank, the refrigerant flow supplied to the cold heat recovery heat exchanger is reduced by branching from the upstream side of the cold heat recovery heat exchanger and introducing the refrigerant into the buffer tank. And cooling of the refrigerant
  • control means when the rate of change of the thermal load detected by the thermal load detection means is greater than a predetermined value, after controlling the rotation speed of the compressor and expander, The opening degree of the first valve and the second valve may be adjusted.
  • the rotational speeds of the compressor and the expander are controlled prior to the refrigerant flow rate control by adjusting the valve opening described above. As a result, good responsiveness can be obtained even for large thermal load fluctuations.
  • the cooling unit of the Brayton cycle cools the secondary refrigerant circulating through the object to be cooled via a heat exchanger, and the thermal load detection means is provided on a line through which the secondary refrigerant flows.
  • a temperature sensor may be used.
  • the thermal load detecting means for detecting the thermal load fluctuation in the cooling target is a temperature sensor provided on the line through which the secondary refrigerant flows, so that the thermal load fluctuation in the cooling target can be quickly detected. Therefore, it is possible to realize a Brayton cycle refrigerator excellent in responsiveness.
  • the multistage compressor includes a first compressor, a second compressor, and a third compressor that are connected in series from the upstream side, and the first compression
  • the compressor and the second compressor are connected on the output shaft of the first electric motor
  • the third compressor and the expander are connected on the output shaft of the second electric motor.
  • the first to third compressors are respectively provided in series on the circulation path so that multistage compression is possible.
  • the first compressor is connected to the output shaft of the first electric motor together with the second compressor, so that the configuration can be simplified as compared with the case where a power source is provided for each compressor.
  • the third compressor is also connected to the output shaft of the second electric motor together with the expander so that the configuration can be simplified, and the power recovered by the expander becomes the compression power of the third compressor. By contributing, efficiency can be improved.
  • the refrigerating capacity is controlled by controlling the flow rate of the refrigerant flowing through the Brayton cycle by adjusting the opening degree of the first valve and the second valve. Can be adjusted.
  • the mass flow rate is changed while the refrigerant volume flow rate is kept constant, so that it is good for fluctuations in heat load without fluctuations in other control parameters such as pressure ratio and temperature. Responsiveness is obtained.
  • the expansion ratio of the expander and the adiabatic efficiency which are feared in the conventional rotation speed control, are not reduced, and therefore, the deterioration of the coefficient of performance can be avoided.
  • the buffer tank is provided between the low pressure line and the high pressure line having a pressure difference
  • the pressure difference between the buffer tank and the high pressure line is opened and closed by opening and closing the first valve provided on the high pressure line.
  • the refrigerant can be introduced into the buffer tank based on the above.
  • the second valve provided on the low pressure line the refrigerant can be discharged from the buffer tank based on the pressure difference between the buffer tank and the low pressure line.
  • the flow rate control using the buffer tank is excellent in energy efficiency because it does not require external power supply.
  • FIG. 1 is a schematic diagram conceptually showing the overall configuration of a Brayton cycle refrigerator (hereinafter referred to as “refrigerator” as appropriate) 100 according to the present embodiment.
  • It is a TS diagram of the Brayton cycle which a refrigerator has.
  • It is a graph which shows the relationship between the compression ratio of the compressor in the refrigerator which concerns on a present Example, and a coefficient of performance ratio.
  • It is a flowchart which shows the control content of the controller at the time of the fluctuation
  • FIG. 1 is a schematic diagram conceptually showing the overall structure of a Brayton cycle refrigerator (hereinafter referred to as “refrigerator” as appropriate) 100 according to the present embodiment.
  • FIG. 2 is a TS diagram of the Brayton cycle included in the refrigerator 100, where the vertical axis indicates the temperature T [K] and the horizontal axis indicates the entropy S [KJ / kgK].
  • FIG. 2B is an enlarged view of a region surrounded by a broken line in FIG.
  • a compressor 102 that compresses the refrigerant, a heat exchanger 103 that cools the compressed refrigerant by heat exchange with cooling water, and a refrigerant after cooling are expanded on a circulation path 101 through which the refrigerant flows.
  • the expansion unit 104 that performs the heat exchange between the refrigerant and the cooling target, the cooling unit 105 that includes the heat exchanger, and the cold heat recovery heat exchanger 106 that collects the cold heat of the refrigerant are sequentially provided.
  • a counter-current heat exchanger type Brayton cycle is formed by the refrigeration cycle.
  • a superconducting device (not shown) using a superconductor in a cryogenic state is a cooling target.
  • liquid nitrogen is used as a secondary refrigerant that exchanges heat with the refrigerant used in the refrigerator 100 in the cooling unit 105 (in FIG. 1, the liquid nitrogen that is the refrigerant among the objects to be cooled is Only the circulation path 150 that circulates is shown).
  • the liquid nitrogen flowing through the circulation path 150 heated by the heat load of the superconducting equipment is cooled by exchanging heat with the refrigerant flowing through the circulation path 101 cooled by the refrigerator 100.
  • a temperature sensor 160 that is a thermal load detecting means for detecting a thermal load to be cooled.
  • the kind of gas may be selected suitably according to cooling temperature etc., for example, when helium, neon, hydrogen, nitrogen, air, a hydrocarbon etc. are used. Good.
  • the refrigerator 100 includes a plurality of compressors 102a, 102b, 102c and heat exchangers 103a, 103b, 103c on a circulation path 101.
  • the heat exchangers 103a, 103b, and 103c are provided on the downstream side of the compressors 102a, 102b, and 102c, respectively, and can cool the refrigerant that has been heated by adiabatic compression by exchanging heat with cooling water. ing.
  • the refrigerant flowing in the circulation path 101 is first adiabatically compressed by the compressor 102a on the most upstream side and the temperature rises (corresponding to reference numeral 151 in FIG. 2B), and then the heat exchanger 103a provided on the downstream side. Is cooled by exchanging heat with cooling water (corresponding to reference numeral 152 in FIG. 2B). Then, after the refrigerant is adiabatically compressed again by the compressor 102b and the temperature rises (corresponding to the reference numeral 153 in FIG. 2B), heat is exchanged with cooling water in the heat exchanger 103b provided on the downstream side. It is cooled (corresponding to reference numeral 154 in FIG. 2B).
  • the refrigerant is adiabatically compressed again by the compressor 102c and the temperature rises (corresponding to reference numeral 155 in FIG. 2b), the refrigerant is cooled by exchanging heat with cooling water in the heat exchanger 103c provided on the downstream side. (Corresponding to reference numeral 156 in FIG. 2B).
  • efficiency is improved by repeating adiabatic compression by the compressor 102 and cooling by the heat exchanger 103 over a plurality of stages. That is, by repeating adiabatic compression and cooling over a plurality of stages, the Brayton cycle compression process is brought close to ideal isothermal compression.
  • the temperature of the refrigerant that has passed through the heat exchanger 103c is further cooled by the cold recovery heat exchanger 106 (corresponding to reference numeral 157 in FIG. 2A), and then adiabatically expanded by the expander 104 to generate cold ( This corresponds to the reference numeral 158 in FIG.
  • the refrigerator 100 having a single expander 104 is shown.
  • a plurality of expanders may be provided in series with the circulation path 101. Good.
  • the refrigerant discharged from the expander 104 is heat-exchanged with the liquid nitrogen flowing through the circulation path 150 in the superconducting device to be cooled in the cooling unit 105, and the temperature rises due to the thermal load (reference numeral in FIG. 2A). 159).
  • the refrigerant whose temperature has been raised in the cooling unit 105 is introduced into the cold heat recovery heat exchanger 106, and the remaining cold heat is recovered by exchanging heat with the high-temperature compressed refrigerant that has passed through the heat exchanger 103c.
  • transduced into the expander 104 can be reduced using the cold heat which remains in the refrigerant
  • a Brayton cycle is configured using a plurality of rotating machines such as the compressor 102 and the expander 104.
  • the two upstream compressors 102a and 102b are connected to both ends of the output shaft 108a of the electric motor 107a which is a common power source, respectively, thereby reducing the number of parts and laying in a small installation space.
  • the compressor 102c and the expander 104 on the downstream side are also connected to both ends of the output shaft 108b of the electric motor 107b, which is a common power source, so that the number of parts can be reduced and installed in a small installation space.
  • the power recovered by the expander 104 contributes to the compression power of the compressor 102c, thereby improving efficiency.
  • FIG. 3 is a graph showing the relationship between the compression ratio of the compressor 102 and the coefficient of performance ratio (COP ratio) in the refrigerator 100 according to the present embodiment. According to this graph, it is analytically shown that the COP takes the maximum value when the compression ratio of the compressor 102 is about 1.40. According to the applicant's research, in order to set the compression ratio to about 1.40, it is optimal to set the number of stages of the compressor to “3” and the number of stages of the expander to “1”. It was found that
  • the low-pressure line 109 through which the refrigerant before being compressed by the compressor 102 flows and the refrigerant after being compressed by the compressor flows.
  • a buffer tank 111 is provided between the high pressure line 110.
  • a first valve 112 that can control the amount of refrigerant flowing into the buffer tank 111 is provided on the inlet side (the high pressure line 110 side) of the buffer tank 111, and the outlet side (the low pressure line 109 side) of the buffer tank 111. ) Is provided with a second valve 113 capable of controlling the refrigerant outflow amount from the buffer tank 111.
  • the first valve 112 and the second valve 113 are motor-operated valves whose opening degree can be adjusted based on a control signal from the controller 200 which is an example of the control means according to the present invention, and a circulation path constituting a Brayton cycle
  • the refrigerant is allowed to flow in and out between 101 and the buffer tank 111.
  • the controller 200 is a control unit that comprehensively controls the operation of the refrigerator 100, and controls each component of the refrigerator 100 based on the detection value of the temperature sensor 160 described above, thereby controlling the heat load to be cooled. Adjust the refrigerating capacity according to the fluctuation.
  • the temperature sensor 160 on the circulation path 150 through which the secondary refrigerant flows, it is possible to quickly detect the fluctuation of the heat load on the cooling target, so the Brayton cycle refrigerator excellent in responsiveness. Is realized.
  • a pressure sensor 170 for detecting the refrigerant pressure before being compressed by each compressor 102 is provided in the vicinity of the inlet of the compressor 102a disposed on the most upstream side.
  • the detection value of the pressure sensor 170 corresponds to the flow rate of the refrigerant flowing through the circulation path 101, and is transmitted to the controller 200 and used for various controls, similarly to the detection value of the temperature sensor 160 described above. .
  • FIG. 4 is a flowchart showing the control contents of the controller 200 when the heat load varies.
  • the controller 200 determines whether there is a change in the thermal load on the cooling target based on the detection value of the temperature sensor 160 (step S101).
  • step S101 YES
  • the controller 200 calculates the rate of change of the thermal load and determines whether it is positive or negative (step S102).
  • step S101 NO
  • step S102 When the change rate of the thermal load is positive (step S102: YES), that is, when the thermal load is increasing, the controller 200 controls to open the second valve 113 with the first valve 112 closed. (Step S103). Then, due to the pressure difference between the buffer tank 111 and the low pressure line 109, the refrigerant stored in the buffer tank 111 is discharged to the low pressure line 109, and the refrigerant flow rate (pressure) flowing through the Brayton cycle increases. . As a result, the cooling capacity of the refrigerator 100 is adjusted to increase as the heat load to be cooled increases.
  • step S102 when the rate of change of the thermal load is negative (step S102: NO), that is, when the thermal load is decreasing, the controller 200 opens the first valve 112 with the second valve 113 closed. Control (step S104). Then, due to the pressure difference between the high pressure line 110 and the buffer tank 111, a part of the refrigerant flowing through the high pressure line 110 is introduced into the buffer tank 111, and the refrigerant flow rate (pressure) flowing through the circulation path 101 is reduced. As a result, the cooling capacity of the refrigerator 100 is adjusted to be lowered according to the decrease in the heat load to be cooled.
  • first valve 112 and the second valve 113 preferably use motor-operated valves because the opening degree needs to be adjusted during such flow rate control.
  • the opening degree control of the first valve 112 and the second valve 113 by the controller 200 is performed so that, for example, the flow rate of refrigerant flowing through the circulation path 101 becomes a target flow rate corresponding to the rate of change of the thermal load detected by the temperature sensor 160. It is good to control.
  • the target flow rate at this time for example, the relationship between the target opening degree of each valve corresponding to the target flow rate and the rate of change of the detected value of the temperature sensor 160 is stored in a storage unit such as a memory in advance as a map. It is preferable to control the opening degree of the valve in light of the actually measured value.
  • FIG. 5 is a graph showing the relationship between the detection value of the pressure sensor 170 in the refrigerator 100 according to the present embodiment and the adiabatic efficiency ratio in each compressor 102 and the expander 104
  • FIG. 6 is the detection of the pressure sensor 170. It is a graph which shows the relationship between a value and a coefficient of performance (COP). 5 and 6 show the results of calculating the adiabatic efficiency ratio and COP based on the detected value of the pressure sensor 170 being 170 kPa.
  • COP coefficient of performance
  • FIGS. 7 and 8 show the relationship between the rotational speed, the adiabatic efficiency ratio, and the coefficient of performance (COP) when the refrigerating capacity is adjusted only by controlling the rotational speed of the compressor 102 and the expander 104 as in the prior art. It is a graph which shows. That is, FIG. 7 and FIG. 8 are comparative examples showing the case where the conventional rotational speed control is performed. 7 and 8 show the calculation results of the adiabatic efficiency ratio and the COP based on the rotation speed of 100%. In this case, as shown in FIG. 7, the adiabatic efficiency ratio in the rotating machine also decreases with the fluctuation of the rotational speed, and this tendency is particularly noticeable in the expander 104. Further, the expansion ratio also decreases as the rotational speed varies. As a result, as shown in FIG. 8, COP is reduced, and the refrigeration performance of the refrigerator is reduced.
  • COP coefficient of performance
  • the circulation path 101 is adjusted by adjusting the opening degree of the first valve 112 and the second valve 113 when a change in the thermal load is detected in the cooling target.
  • Refrigeration capacity is controlled by changing the flow rate of refrigerant flowing through
  • the mass flow rate is changed while keeping the volume flow rate of the refrigerant constant, so that there is no fluctuation in other control parameters such as pressure ratio and temperature, so that it is quick against fluctuations in heat load. Responsiveness can be obtained.
  • the heat insulation efficiency of the expander which is a concern in the conventional rotational speed control, is not reduced, so that the refrigeration capacity can be kept constant.
  • the buffer tank 111 is provided between the low pressure line 109 and the high pressure line 110 having a pressure difference. Therefore, the refrigerant can be introduced into the buffer tank 111 based on the pressure difference between the buffer tank 111 and the high pressure line 110 by opening and closing the first valve 112 provided on the high pressure line 110. On the other hand, by opening and closing the second valve 113 provided on the low pressure line 109, the refrigerant can be discharged from the buffer tank 111 based on the pressure difference between the buffer tank 111 and the low pressure line 109. As described above, the flow rate control by the buffer tank 111 does not require external power supply, and thus is excellent in energy efficiency.
  • the buffer tank 111 is provided between a high-pressure line 110 through which the refrigerant is discharged from the compressor 102c arranged on the most downstream side and a low-pressure line 109 that supplies the refrigerant to the compressor 102a arranged on the most upstream side.
  • a large pressure difference can be secured, so that the refrigerant can be easily introduced into and discharged from the buffer tank 111 by opening / closing control of the first valve 112 and the second valve 113.
  • the high-pressure line 110 to which the buffer tank 111 is connected is branched from between the compressor 102 c and the cold heat recovery heat exchanger 106.
  • the refrigerating capacity can be improved by precooling the high-temperature refrigerant supplied to the expander 104 using the cold heat remaining in the refrigerant after cooling the object to be cooled in the cooling unit 105.
  • the refrigerant flow into the cooling unit 105 is reduced by branching from the upstream side of the cold recovery heat exchanger 106 and introducing the refrigerant into the buffer tank 111. Cooling of the refrigerant by the cold heat recovery heat exchanger 106 can be obtained more effectively.
  • a bypass line 114 that bypasses the buffer tank 111 from the high pressure line 110 and connects to the low pressure line 109 is provided.
  • a third valve 115 is provided. The third valve 115 is switched to an open state when the refrigerator 100 is started based on a control signal from the controller 200, so that the compressor 102 and the expander 104 are pre-cooled by operating at a high speed, and smooth. Allow cooling. In addition, it is good to perform such high rotation operation at the time of a start within the tolerance
  • the third valve 115 is controlled to open so that the high pressure line 110 is changed to the low pressure line 109.
  • the surging of the compressor 102 during pre-cooling can be prevented by releasing the refrigerant (bypassing the buffer tank 111) and securing the flow rate of the refrigerant.
  • the second temperature sensor 180 is provided near the inlet of the expander 104, and the controller 200 determines that the possibility of surging is high based on the detection value of the temperature sensor 180.
  • the third valve 115 may be automatically controlled to open.
  • the opening degree adjustment by the controller 200 is also necessary for the third valve 115 as described above, it is preferable to use an electric valve.
  • a second bypass line 116 that branches from between the compressor 102 b and the compressor 102 c in the circulation path 101 to the buffer tank 111 is provided, and a fourth valve 117 is provided on the second bypass line 116. Is provided. If any compressor 102 stops due to a malfunction in a control system such as a rotating machine such as the compressor 102 or the expander 104 or an inverter (not shown) for supplying power to the rotating machine, the Brayton There is a possibility that the flow rate of the refrigerant flowing through the cycle is reduced, and surging occurs in the other compressors 102 as well.
  • surging can be prevented by releasing the refrigerant to the buffer tank 111 by controlling the opening of the fourth valve 117 by the controller 200.
  • opening / closing control of the fourth valve 117 is performed by, for example, monitoring the rotation speed of the compressor 102 and the expander 104 and the output of various control systems such as an inverter by a sensor (not shown) in the controller 200. It is preferable to perform control so as to determine that surging has occurred when a decrease in the rotation speed or an error signal is detected, and control to open the fourth valve 117.
  • the fourth valve 117 is preferably an electromagnetic valve because it requires a quick response to the opening command from the controller 200. Furthermore, a solenoid valve 118 is provided from the high pressure line 110 to the buffer tank 111, and is opened and closed based on a control signal from the controller 200, so that if any abnormality occurs, the refrigerant flowing through the high pressure line 110 is supplied to the buffer tank 111. You may comprise so that it may escape.
  • the first to fourth valves described above allow the refrigerant flowing in the circulation path 101 to escape to the buffer tank 111 by opening and closing when an emergency such as an abnormality occurs in the refrigerator 100, for example. It may be. Thereby, since the unintended rise of the refrigerant pressure in the circulation path 101 and the surging in the compressor 102 can be avoided in advance, the refrigerator 100 having excellent safety can be realized.
  • the flow rate and pressure ratio of the refrigerant may be monitored by a sensor to control the opening degree of various valves.
  • stepless control of the rotation speed is preferable.
  • the apparatus configuration becomes complicated in order to perform stepless control of the rotational speed.
  • surging can be avoided by controlling the flow rate of the refrigerant, so that safety can be improved while simplifying the device configuration.
  • the buffer tank 111 may also be used for absorbing the volume change of the refrigerant during the cycle when the refrigerator 100 is stopped.
  • the refrigerant flow rate control using the buffer tank 11 in the present invention has been conventionally used. Since it can be realized by using a tank together, it is advantageous in terms of cost.
  • the refrigerator 100 according to the present embodiment can function by opening / closing control of various valves, component deterioration due to friction or the like hardly occurs. Therefore, the apparatus life is long, and durability, reliability, and soundness can be ensured over a long period of time.
  • the valve opening / closing operation can be easily performed even in an extremely low temperature state, the valve can be introduced into a system used in a severe temperature environment such as a superconductor device.
  • adiabatic compression is performed in the compression step in the Brayton cycle
  • the present invention may also be applied to a so-called Ericsson cycle in which adiabatic compression is replaced with isothermal compression.
  • the compression heating by the compressor 102 and the cooling by the heat exchanger 103 are repeatedly performed in multiple stages.
  • substantially isothermal compression can be realized. Therefore, the case where it can be substantially regarded as an Ericsson cycle refrigerator by increasing the number of compression stages of the Brayton cycle refrigerator according to the present embodiment is also included in the scope of the present invention.
  • the refrigerator using the Brayton cycle has been described.
  • the present invention can be similarly applied to a heat pump device using the Brayton cycle.
  • the present invention can be used for a Brayton cycle refrigerator that can control the cooling capacity with respect to the thermal load fluctuation in the cooling target.

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Abstract

多段式圧縮機を用いたブレイトンサイクルを利用した冷凍機において、冷却対象の熱負荷変動に対して冷凍能力の低下を伴うことなく、良好な応答性を有するブレイトンサイクル冷凍機を提供することを目的として、本発明に係るブレイトンサイクル冷凍機（１００）は、冷媒ライン（１０１）上に多段式の圧縮機（１０２a、１０２ｂ、１０２ｃ）と、冷却対象の熱負荷を検出する温度センサ（１６０）と、低圧ライン（１０９）と高圧ライン（１１０）との間に設けられたバッファタンク（１１１）とを備え、バルブ（１１２、１１３）の開度制御により冷媒ラインにおける冷媒流量を制御することで、冷凍能力を調整する。

Description

ブレイトンサイクル冷凍機
　本発明は、冷却対象における熱負荷変動に対して冷却能力を制御可能なブレイトンサイクル冷凍機の技術分野に関する。
　尚、冷凍機に用いられるブレイトンサイクルは、熱機関として用いられるブレイトンサイクルに対して「逆ブレイトンサイクル」と呼ばれるが、本明細書は単に「ブレイトンサイクル」と称することとする（「超電導・低温工学ハンドブック」１９９３オーム社(社団法人低温工学協会編)を参照）。
　圧縮機や膨張機のような回転機を用いる冷凍サイクルの一種として、ブレイトンサイクルを利用した冷凍機が知られている。このような冷凍サイクルでは、例えば特許文献１や特許文献２のように、冷媒が流れる循環経路上に複数段に亘って圧縮機や膨張機を直列配置することによって、冷却能力を向上させるものがある。
特開２００３－１４８８２４号公報 特開平９－３２９０３４号公報
　この種の冷凍機では、冷却対象の熱負荷が変動した場合、圧縮機や膨張機の回転数を制御することによって、冷凍能力を熱負荷に応じで調整することが行われている。しかしながら、冷凍能力を回転数制御によって制御した場合、回転数の変化に伴って、冷媒の流量、圧力比、温度などのような他の制御パラメータにも変動をきたしてしまう。そのため、冷凍能力を熱負荷に対応した所定の目標値に収束させるまでに時間を要してしまう場合があり、良好な応答性を得ることが難しいという問題点がある。
　特に上述した特許文献のように多段式の回転機を用いた場合には、個々の圧縮機の回転数を制御しようとすると、それに伴って変動する制御パラメータの数が多くなってしまい、上述の問題点はより一層顕著なものになってしまう。
　回転数制御によって冷凍能力の調整を行う場合には、膨張機の膨張比および断熱効率が低下することによって、冷凍機の成績係数（ＣＯＰ）が悪化してしまうという問題もある。本出願人の検証によれば、回転数を約１０％変化させると、ＣＯＰは約３０％低減することが見出されている。
　本発明は上述の問題点に鑑みなされたものであり、多段式圧縮機を用いたブレイトンサイクルを利用した冷凍機において、冷却対象の熱負荷変動に対して効率の低下を伴うことなく、良好な応答性を有するブレイトンサイクル冷凍機を提供することを目的とする。
　本発明に係るブレイトンサイクル冷凍機は上記課題を解決するために、冷媒ライン上にて直列接続された多段式の圧縮機によって圧縮された冷媒を用いて冷熱を発生させるブレイトンサイクルにより冷媒を冷却するブレイトンサイクル冷凍機であって、冷却対象の熱負荷を検出する熱負荷検出手段と、前記圧縮機で圧縮される前の冷媒が流れる低圧ラインと前記圧縮機で圧縮された後の冷媒が流れる高圧ラインとの間に設けられたバッファタンクと、前記バッファタンクの入口側に設けられることにより、前記バッファタンクへの冷媒流入量を制御可能な第１のバルブと、前記バッファタンクの出口側に設けられることにより、前記バッファタンクからの冷媒流出量を制御可能な第２のバルブと、前記第１のバルブ及び前記第２のバルブの開度を制御する制御手段とを備え、前記制御手段は、前記熱負荷検出手段によって前記冷却対象において熱負荷の変動が検出された場合に、前記第１のバルブ及び前記第２のバルブの開度を調整することにより、前記ブレイトンサイクルを流れる冷媒流量を変化させることを特徴とする。
　本発明によれば、冷却対象において熱負荷の変動が検出された場合に、第１のバルブ及び第２のバルブの開度を調整することにより、ブレイトンサイクルを流れる冷媒流量の制御によって、冷凍能力を調整できる。このような冷媒の流量制御では、冷媒の体積流量を一定にしつつ質量流量を変化させるため、圧力比や温度のような他の制御パラメータの変動を伴わず、熱負荷の変動に対して良好な応答性が得られる。また冷媒の流量制御では、従来の回転数制御で懸念される膨張機の断熱効率の低下を招かないため、成績係数の悪化を回避することができる。
　また、バッファタンクは圧力差のある低圧ラインと高圧ラインとの間に設けられているため、高圧ライン上に設けられた第１のバルブを開閉することによって、バッファタンクと高圧ラインとの圧力差に基づいて、バッファタンクへの冷媒の導入を行うことができる。一方、低圧ライン上に設けられた第２のバルブを開閉することによって、バッファタンクと低圧ラインとの圧力差に基づいて、バッファタンクからの冷媒の排出を行うことができる。このように、バッファタンクを用いた流量制御は、外部からの動力供給を必要としないため、エネルギー効率的にも優れている。
　本発明の一態様では、前記高圧ラインは、最下流側に配置された前記圧縮機から冷媒が排出されるラインであり、前記低圧ラインは、最上流側に配置された前記圧縮機に冷媒を供給するラインであってもよい。
　この態様によれば、高圧ラインと低圧ラインとの間の圧力差を大きく確保できるので、第１のバルブ及び第２のバルブの開閉制御によって、バッファタンクへの冷媒の導入・排出による流量制御を容易に行うことができる。
　この場合、前記圧縮機で圧縮された冷媒と冷却対象を冷却後の冷媒とを熱交換する冷熱回収熱交換器を備え、前記高圧ラインは前記圧縮機と前記冷熱回収熱交換器との間から分岐されていてもよい。
　この態様によれば、冷熱回収熱交換器において冷却対象を冷却後の冷媒に残った冷熱を用いて、膨張機に供給される高温の冷媒を予冷することで冷凍能力を向上できる。バッファタンクに冷媒を導入して流量制御する場合、冷熱回収熱交換器の上流側から分岐してバッファタンクに冷媒を導入することで、冷熱回収熱交換器に供給される冷媒流量が少なくなるので、冷熱回収熱交換器による冷媒の冷却をより効果的に発揮することができる。
　また他の態様では、前記制御手段は、前記熱負荷検出手段により検出された熱負荷の変化率が予め設定された所定値より大きい場合、前記圧縮機及び膨張機の回転数を制御した後に、前記第１のバルブ及び前記第２のバルブの開度を調整してもよい。
　この態様によれば、冷却対象において急激な熱負荷変動が生じた場合には、上述のバルブの開度調整による冷媒の流量制御に先じて、圧縮機及び膨張機の回転数を制御することにより、大きな熱負荷変動に対しても良好な応答性が得えられる。
　また他の態様では、前記ブレイトンサイクルの冷却部は、熱交換器を介して冷却対象を循環する二次冷媒を冷却し、前記熱負荷検出手段は、前記二次冷媒が流れるライン上に設けられた温度センサであってもよい。
　この態様によれば、冷却対象における熱負荷の変動を検出するための熱負荷検出手段を二次冷媒が流れるライン上に設けられた温度センサとすることで、冷却対象における熱負荷の変動を迅速に検出することができるので、応答性に優れたブレイトンサイクル冷凍機を実現できる。
　また他の態様では、前記多段式の圧縮機は、上流側から順に第１の圧縮機、第２の圧縮機及び第３の圧縮機が直列接続されて構成されており、前記第１の圧縮機及び前記第２の圧縮機は、第１の電動モータの出力軸上に連結されており、前記第３の圧縮機及び前記膨張機は、第２の電動モータの出力軸上に連結されていてもよい。
　この態様によれば、第１から第３の圧縮機をそれぞれ循環経路上に直列に設けることによって多段圧縮が可能に構成されている。特に第１の圧縮機は第２の圧縮機と共に第１の電動モータの出力軸上に連結されることにより、圧縮機毎に動力源を設ける場合に比べて構成をシンプル化できる。第３の圧縮機もまた、膨張機と共に第２の電動モータの出力軸上に連結されることにより構成をシンプル化できることに加えて膨張機で回収した動力が第３の圧縮機の圧縮動力に寄与することによって、効率化を図ることができる。
　本発明によれば、冷却対象において熱負荷の変動が検出された場合に、第１のバルブ及び第２のバルブの開度を調整することにより、ブレイトンサイクルを流れる冷媒流量の制御によって、冷凍能力を調整できる。このような冷媒の流量制御では、冷媒の体積流量を一定にしつつ質量流量を変化させるため、圧力比や温度のような他の制御パラメータの変動を伴わず、熱負荷の変動に対して良好な応答性が得られる。また冷媒の流量制御では、従来の回転数制御で懸念される膨張機の膨張比および断熱効率の低下を招かないため、成績係数の悪化を回避することができる。
　また、バッファタンクは圧力差のある低圧ラインと高圧ラインとの間に設けられているため、高圧ライン上に設けられた第１のバルブを開閉することによって、バッファタンクと高圧ラインとの圧力差に基づいて、バッファタンクへの冷媒の導入を行うことができる。一方、低圧ライン上に設けられた第２のバルブを開閉することによって、バッファタンクと低圧ラインとの圧力差に基づいて、バッファタンクからの冷媒の排出を行うことができる。このように、バッファタンクを用いた流量制御は、外部からの動力供給を必要としないため、エネルギー効率的にも優れている。
本実施例に係るブレイトンサイクル冷凍機（以下、適宜「冷凍機」と称する）１００の全体構成を概念的に示す模式図である。 冷凍機が有するブレイトンサイクルのＴ－Ｓ線図である。 本実施例に係る冷凍機における圧縮機の圧縮比と成績係数比との関係を示すグラフである。 熱負荷の変動時におけるコントローラの制御内容を示すフローチャートである。 本実施例に係る冷凍機における圧力センサの検出値と各圧縮機及び膨張機における断熱効率比との関係を示すグラフである。 本実施例に係る冷凍機における圧力センサの検出値と成績係数との関係を示すグラフである。 比較例に係る冷凍機における圧力センサの検出値と各圧縮機及び膨張機における断熱効率比との関係を示すグラフである。 比較例に係る冷凍機における圧力センサの検出値と成績係数との関係を示すグラフである。
　以下、図面に基づいて本発明の実施の形態を例示的に詳しく説明する。但し、この実施の形態に記載されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対配置などは、特に特定的な記載がない限りはこの発明の範囲をそれのみに限定する趣旨ではなく、単なる説明例に過ぎない。
　図１は本実施例に係るブレイトンサイクル冷凍機（以下、適宜「冷凍機」と称する）１００の全体構成を概念的に示す模式図である。図２は冷凍機１００が有するブレイトンサイクルのＴ－Ｓ線図であり、縦軸が温度Ｔ［Ｋ］を示し、横軸がエントロピーＳ［ＫＪ／ｋｇＫ］を示している。尚、図２（ｂ）は、図２（ａ）の破線で囲んだ領域を拡大して示したものである。
　冷凍機１００では、冷媒が流れる循環経路１０１上に、冷媒を圧縮する圧縮機１０２と、圧縮された冷媒を冷却水と熱交換することにより冷却する熱交換器１０３と、冷却後の冷媒を膨張する膨張機１０４と、冷媒と冷却対象との熱交換を行う熱交換器からなる冷却部１０５と、冷媒の冷熱を回収するための冷熱回収熱交換器１０６が順に設けられており、定常循環流れの冷凍サイクルによる向流型熱交換器方式のブレイトンサイクルが形成されている。
　尚、本実施例に係る冷凍機１００では、極低温状態で超電導体を利用した超電導機器（不図示）を冷却対象としている。冷却対象である超電導機器側では、冷却部１０５において冷凍機１００で用いられる冷媒と熱交換される二次冷媒として液体窒素が用いている（図１では、冷却対象のうち冷媒である液体窒素が循環する循環経路１５０のみを示している）。これにより、超電導機器の熱負荷によって昇温された循環経路１５０を流れる液体窒素が、冷凍機１００によって冷却された循環経路１０１を流れる冷媒と熱交換することによって、冷却されるようになっている。
　そして、二次冷媒が流れる循環経路１５０上には、冷却対象の熱負荷を検出する熱負荷検出手段である温度センサ１６０が設けられている。
　尚、冷凍機１００側の循環経路１０１を流れる冷媒としては、冷却温度などに応じて適宜、ガスの種類を選択してよく、例えばヘリウム、ネオン、水素、窒素、空気、炭化水素などを用いるとよい。
　冷凍機１００は、循環経路１０１上に複数の圧縮機１０２ａ、１０２ｂ、１０２ｃと熱交換器１０３ａ、１０３ｂ、１０３ｃを備える。熱交換器１０３ａ、１０３ｂ、１０３ｃは、圧縮機１０２ａ、１０２ｂ、１０２ｃの下流側にそれぞれ設けられ、断熱圧縮によって昇温した冷媒を、冷却水との間で熱交換することにより冷却できるようになっている。
　循環経路１０１を流れる冷媒は、まず最上流側にある圧縮機１０２ａによって断熱圧縮されて温度が上昇した後（図２（ｂ）の符号１５１に相当）、下流側に設けられた熱交換器１０３ａにおいて冷却水と熱交換することにより冷却される（図２（ｂ）の符号１５２に相当）。その後、冷媒は再び圧縮機１０２ｂによって断熱圧縮されて温度が上昇した後（図２（ｂ）の符号１５３に相当）、下流側に設けられた熱交換器１０３ｂにおいて冷却水と熱交換することにより冷却される（図２（ｂ）の符号１５４に相当）。そして更に、冷媒は再度、圧縮機１０２ｃによって断熱圧縮されて温度が上昇した後（図２ｂの符号１５５に相当）、下流側に設けられた熱交換器１０３ｃにおいて冷却水と熱交換することにより冷却される（図２（ｂ）の符号１５６に相当）。
　このように冷凍機１００では、複数段に亘って圧縮機１０２による断熱圧縮と、熱交換器１０３による冷却とを繰り返すことによって効率向上が図られている。すなわち、断熱圧縮と冷却との繰り返しを複数段に亘って行うことで、ブレイトンサイクルの圧縮工程を理想的な等温圧縮に近づけている。この段数は多い程、等温圧縮に近似することになるが、段数が増えることによる圧縮比の選択、装置構成の複雑化、運用の簡易性などを考慮して段数を決定するとよい。
　熱交換器１０３ｃを通った冷媒は、冷熱回収熱交換器１０６によって更に温度が冷却された後（図２（ａ）の符号１５７に相当）、膨張機１０４によって断熱膨張され、冷熱を生成する（図２（ａ）の符号１５８に相当）。
　尚、図１の例では、単一の膨張機１０４を有する冷凍機１００を示しているが、圧縮機１０２と同様に、循環経路１０１に対して直列に複数の膨張機が設けられていてもよい。
　膨張機１０４から排出された冷媒は、冷却部１０５において、冷却対象である超電導機器内の循環経路１５０を流れる液体窒素と熱交換され、熱負荷によって温度が上昇する（図２（ａ）の符号１５９に相当）。
　冷却部１０５で昇温された冷媒は、冷熱回収熱交換器１０６に導入され、上述の熱交換器１０３ｃを通った高温の圧縮冷媒と熱交換することにより、残った冷熱を回収する。これにより、冷却対象を冷却した後に冷媒に残っている冷熱を用いて、膨張機１０４に導入される冷媒の温度を低下させることができるので、冷却効率の向上が図られている。
　このように冷凍機１００では、圧縮機１０２や膨張機１０４のような複数の回転機を用いてブレイトンサイクルが構成されている。
　上流側の２つの圧縮機１０２ａ及び１０２ｂは、共通の動力源である電動機１０７ａの出力軸１０８ａの両端にそれぞれ連結されることによって、部品填数を削減し、少ない設置スペースに敷設可能に構成されている。下流側の圧縮機１０２ｃ及び膨張機１０４もまた、共通の動力源である電動機１０７ｂの出力軸１０８ｂの両端にそれぞれ連結されることによって部品填数を削減し、少ない設置スペースに敷設可能に構成されているが、これに加えて、膨張機１０４で回収した動力が圧縮機１０２ｃの圧縮動力に寄与することによって、効率化が図られている。
　ここで図３は本実施例に係る冷凍機１００における圧縮機１０２の圧縮比と成績係数比（ＣＯＰ比）との関係を示すグラフである。このグラフによれば、圧縮機１０２の圧縮比が約１．４０付近の場合にＣＯＰが最大値を取ることが解析的に示されている。本出願人らの研究によれば、圧縮比を約１．４０と設定するためには、圧縮機の段数を「３」にすると共に、膨張機の段数を「１」に設定することが最適であることが見出された。
　再び図１に戻って、ブレイトンサイクルを構成する冷媒ラインである循環経路１０１のうち、圧縮機１０２で圧縮される前の冷媒が流れる低圧ライン１０９と前記圧縮機で圧縮された後の冷媒が流れる高圧ライン１１０との間には、バッファタンク１１１が設けられている。バッファタンク１１１の入口側（高圧ライン１１０側）には、該バッファタンク１１１への冷媒流入量を制御可能な第１のバルブ１１２が設けられてり、バッファタンク１１１の出口側（低圧ライン１０９側）には、該バッファタンク１１１からの冷媒流出量を制御可能な第２のバルブ１１３が設けられている。
　第１のバルブ１１２及び第２のバルブ１１３は、本発明に係る制御手段の一例であるコントローラ２００からの制御信号に基づいて開度を調整可能な電動弁であり、ブレイトンサイクルを構成する循環経路１０１とバッファタンク１１１との間で、冷媒の流入出できるように構成されている。
　コントローラ２００は冷凍機１００の動作を統括的に制御するコントロールユニットであり、上述の温度センサ１６０の検出値に基づいて、冷凍機１００の各構成要素を制御することによって、冷却対象の熱負荷の変動に応じた冷凍能力の調整を行う。
　本実施例では特に、温度センサ１６０を二次冷媒が流れる循環経路１５０上に設けることによって、冷却対象における熱負荷の変動を迅速に検出することができるので、応答性に優れたブレイトンサイクル冷凍機を実現している。
　また最上流側に配置されている圧縮機１０２aの入口付近には、各圧縮機１０２にて圧縮される前の冷媒圧力を検出するための圧力センサ１７０が設けられている。圧力センサ１７０の検出値は、循環経路１０１を流れる冷媒流量に対応しており、上述の温度センサ１６０の検出値と同様に、コントローラ２００に送信されて各種制御に利用されるようになっている。
　続いて図４を参照して、冷凍機１００におけるコントローラ２００の制御内容について説明する。図４は熱負荷の変動時におけるコントローラ２００の制御内容を示すフローチャートである。
　まずコントローラ２００は温度センサ１６０の検出値に基づいて、冷却対象における熱負荷の変動の有無を判断する（ステップＳ１０１）。熱負荷の変動が有る場合（ステップＳ１０１：ＹＥＳ）、コントローラ２００は熱負荷の変化率を算出し、その正負を判断する（ステップＳ１０２）。尚、熱負荷の変動が無い場合は（ステップＳ１０１：ＮＯ）、ステップＳ１０１に戻して処理を繰り返して待機する。
　熱負荷の変化率が正である場合（ステップＳ１０２：ＹＥＳ）、すなわち熱負荷が増加している場合、コントローラ２００は第１のバルブ１１２を閉じた状態で第２のバルブ１１３を開くように制御する（ステップＳ１０３）。すると、バッファタンク１１１には、バッファタンク１１１内と低圧ライン１０９との圧力差によって、バッファタンク１１１に貯留された冷媒が低圧ライン１０９に排出され、ブレイトンサイクルを流れる冷媒流量（圧力）が増加する。その結果、冷却対象の熱負荷の増加に応じて、冷凍機１００の冷却能力を増加するように調整する。
　一方、熱負荷の変化率が負である場合（ステップＳ１０２：ＮＯ）、すなわち熱負荷が減少している場合、コントローラ２００は第２バルブ１１３を閉じた状態で第１のバルブ１１２を開くように制御する（ステップＳ１０４）。すると、バッファタンク１１１には、高圧ライン１１０とバッファタンク１１１内との圧力差によって、高圧ライン１１０を流れる冷媒の一部が導入され、循環経路１０１を流れる冷媒流量（圧力）が減少する。その結果、冷却対象の熱負荷の減少に応じて、冷凍機１００の冷却能力を低下するように調整する。
　尚、第１のバルブ１１２及び第２のバルブ１１３は、このような流量制御の際に開度調整が必要となるので、電動弁を用いることが好ましい。
　コントローラ２００による第１のバルブ１１２及び第２のバルブ１１３の開度制御は、例えば循環経路１０１を流れる冷媒流量が温度センサ１６０によって検出された熱負荷の変化率に対応した目標流量になるように制御するとよい。この際の目標流量は、例えば目標流量に対応する各バルブの目標開度と温度センサ１６０の検出値の変化率との関係を、予めマップとしてメモリなどの記憶手段に記憶させておき、温度センサの実測値と照らし合わせて、バルブの開度制御を行うようにするとよい。
　ここで図５は本実施例に係る冷凍機１００における圧力センサ１７０の検出値と各圧縮機１０２及び膨張機１０４における断熱効率比との関係を示すグラフであり、図６は圧力センサ１７０の検出値と成績係数（ＣＯＰ）との関係を示すグラフである。尚、図５及び図６では、圧力センサ１７０の検出値が１７０ｋPaを基準として断熱効率比とＣＯＰを計算した結果を示している。
　これらのグラフに示されているように、本実施例に係る冷凍機１００では、各圧縮機１０２で圧縮される前の冷媒圧力が変化した場合であっても、断熱効率比と成績係数（ＣＯＰ）とは共に略一定に維持され、変化しないとの結果が得られた。
　一方、図７及び図８は、従来のように冷凍能力の調整を圧縮機１０２及び膨張機１０４の回転数制御のみによって行った場合における回転数と断熱効率比及び成績係数（ＣＯＰ）との関係を示すグラフである。すなわち、図７及び図８は従来の回転数制御を行った場合を示す比較例である。尚、図７及び図８では、１００％の回転数を基準として断熱効率比及びＣＯＰを計算した結果を示している。
　この場合、図７に示すように、回転数の変動に伴って回転機における断熱効率比も低下しており、特に膨張機１０４においてその傾向が顕著に現れている。また、回転数の変動に伴い、膨張比も低下する。その結果、図８に示すようにＣＯＰが低下しており、冷凍機の冷凍性能が低下してしまっている。
　このように本実施例に係る冷凍機１００では、冷却対象において熱負荷の変動が検出された場合に、第１のバルブ１１２及び第２のバルブ１１３の開度を調整することにより、循環経路１０１を流れる冷媒流量を変化させて冷凍能力の制御を行う。このような冷媒の流量制御では冷媒の体積流量を一定にしつつ質量流量を変化させるため、圧力比や温度のような他の制御パラメータの変動を伴わないため、熱負荷の変動に対して迅速な応答性を得ることができる。また冷媒の流量制御では、従来の回転数制御で懸念される膨張機の断熱効率の低下を招かないため、冷凍能力を一定に確保できる。
　また、バッファタンク１１１は、圧力差のある低圧ライン１０９と高圧ライン１１０との間に設けられている。そのため、高圧ライン１１０上に設けられた第１のバルブ１１２を開閉することによって、バッファタンク１１１と高圧ライン１１０との圧力差に基づいて、バッファタンク１１１への冷媒の導入を行うことができる。一方、低圧ライン１０９上に設けられた第２のバルブ１１３を開閉することによって、バッファタンク１１１と低圧ライン１０９との圧力差に基づいて、バッファタンク１１１からの冷媒の排出を行うことができる。このように、バッファタンク１１１による流量制御は外部からの動力供給を必要としないため、エネルギー効率にも優れている。
　特にバッファタンク１１１は最下流側に配置された圧縮機１０２ｃから冷媒が排出される高圧ライン１１０と、最上流側に配置された圧縮機１０２aに冷媒を供給する低圧ライン１０９との間に設けられることによって圧力差を大きく確保できるようにしているため、第１のバルブ１１２及び第２のバルブ１１３の開閉制御によって、バッファタンク１１１への冷媒の導入・排出を容易に行うことができる。
　更に、バッファタンク１１１が接続されている高圧ライン１１０は圧縮機１０２ｃと冷熱回収熱交換器１０６との間から分岐されている。これにより、冷却部１０５において冷却対象を冷却後の冷媒に残った冷熱を用いて、膨張機１０４に供給される高温の冷媒を予冷することで冷凍能力を向上できる。バッファタンク１１１に冷媒を導入して流量制御する場合、冷熱回収熱交換器１０６の上流側から分岐してバッファタンク１１１に冷媒を導入することで、冷却部１０５への冷媒流量が少なくなるので、冷熱回収熱交換器１０６による冷媒の冷却をより効果的に得られる。
　再び図１に戻って、本実施例に係る冷凍機１００では、高圧ライン１１０からバッファタンク１１１をバイパスして低圧ライン１０９に接続するバイパスライン１１４が設けられており、該バイパスライン１１４上には第３のバルブ１１５が設けられている。第３のバルブ１１５は、コントローラ２００からの制御信号に基づいて冷凍機１００の始動時に開状態に切り替えられることによって、圧縮機１０２や膨張機１０４を高回転で運転して予冷を行い、スムーズな冷却を可能にする。
　尚、このような始動時の高回転運転は、冷凍機１００に用いられる熱交換器等の冷却速度の許容範囲内で行うとよい。
　循環経路１０１では、定格運転条件で最も密度が高くなる膨張機１０４の入口付近の流路に最小断面が存在するため、予冷時には膨張機１０４の吸入温度が高くなりやすい（冷媒密度が低くなりやすい）。すると、当該箇所における冷媒流量が少なくなるため、この状態で回転数を上げると、サージング現象を生じることがある。
　そこで、本実施例の冷凍機では、サージングが発生する可能性が高まった状態が検出された場合には、第３のバルブ１１５を開くように制御することによって、高圧ライン１１０から低圧ライン１０９に冷媒を逃がして（バッファタンク１１１をバイパスして）冷媒の流量を確保することによって、予冷時における圧縮機１０２のサージングを防止できる。このようなバルブ制御は、例えば、膨張機１０４の入口付近に第２の温度センサ１８０を設け、コントローラ２００にて当該温度センサ１８０の検出値に基づいてサージングの発生可能性が高いと判断された場合に、第３のバルブ１１５を自動的に開制御するとよい。
　尚、このように第３のバルブ１１５もまた、コントローラ２００による開度調整が必要となるので、電動弁を用いることが好ましい。
　また循環経路１０１のうち圧縮機１０２ｂと圧縮機１０２ｃとの間からバッファタンク１１１に分岐する第２のバイパスライン１１６が設けられており、当該第２のバイパスライン１１６上には第４のバルブ１１７が設けられている。圧縮機１０２や膨張機１０４といった回転機や、当該回転機への動力供給のためのインバータ（不図示）のような制御系に不具合が生じることによっていずれかの圧縮機１０２が停止した場合、ブレイトンサイクルを流れる冷媒流量が減少し、他の圧縮機１０２においてもサージングを招いてしまう可能性がある。このような場合、コントローラ２００によって第４のバルブ１１７を開放制御することで、バッファタンク１１１に冷媒を放出することでサージングを防ぐことができる。このような第４のバルブ１１７の開閉制御は、例えば、コントローラ２００において不図示のセンサによって圧縮機１０２及び膨張機１０４の回転数や、インバータ等の各種制御系の出力をモニタリングすることでサージングの検出を行い、回転数の低下やエラー信号を検知した場合にサージングが生じたと判断して、第４のバルブ１１７を開放するように制御するとよい。
　尚、第４のバルブ１１７は、コントローラ２００からの開放指令に対して素早い応答が必要なため電磁弁を用いることが好ましい。また更に、高圧ライン１１０からバッファタンク１１１に電磁弁１１８を設け、コントローラ２００からの制御信号に基づいて開閉することで、何らかの異常が生じた場合に、高圧ライン１１０を流れる冷媒をバッファタンク１１１に逃がせるように構成してもよい。
　上述した第１乃至第４のバルブは、例えば冷凍機１００において何らかの異常が発生するなどの緊急事態が生じた場合には、開閉制御することにより循環経路１０１を流れる冷媒をバッファタンク１１１に逃がすようにしてもよい。これにより、循環経路１０１における冷媒圧力の意図しない上昇や、圧縮機１０２におけるサージングを事前に回避できるので、安全性に優れた冷凍機１００を実現できる。この場合、例えば、冷媒の流量や圧力比をセンサによってモニタリングし、各種バルブの開度を制御するとよい。
　このようなサージングの回避を回転数制御のみによって行おうとすると、回転数の無段階制御が好ましいとされる。しかしながら、回転数の無段階制御を実施するためには装置構成が複雑になるという問題がある。本実施例の冷凍機１００では、冷媒の流量制御によってサージング回避を達成できるので、装置構成の簡略化を図りつつ、安全性を向上することができる。
　尚、バッファタンク１１１は、冷凍機１００を停止した際に、サイクル中の冷媒の体積変化を吸収する用途にも併せて用いてもよい。公知の冷凍機においてもこのような用途のタンクが用いられたものが存在するが、逆に言えば、本発明におけるバッファタンク１１を用いた冷媒流量制御は、このような従来から用いられていたタンクを併用して実現することもできるので、コスト面でも有利である。
　また本実施例に係る冷凍機１００では各種バルブの開閉制御で機能できるので、擦動などによる部品劣化が生じにくい。そのため、装置寿命が長く、長期間にわたって耐久性、信頼性、健全性を確保することができる。またバルブの開閉操作は極低温状態においても実施が容易であるため、例えば超電導体機器のように厳しい温度環境下で用いられるシステムにも導入が可能である。
　尚、ブレイトンサイクルにおける圧縮工程では断熱圧縮が行われるが、断熱圧縮を等温圧縮に置換した、いわゆるエリクソンサイクルにおいても、本発明を適用してもよい。本実施例では、多段階に亘って圧縮機１０２による圧縮加熱と熱交換器１０３による冷却を繰り返し行っているが、この繰り返し回数を増やすことによって、実質的に等温圧縮を実現できる。そのため、本実施例に係るブレイトンサイクル冷凍機の圧縮段数を増やすことによって実質的にエリクソンサイクル冷凍機とみなせる場合もまた、本発明の範囲に含まれる。
　また本実施例ではブレイトンサイクルを利用した冷凍機について説明を行ったが、ブレイトンサイクルを利用したヒートポンプ装置についても、同様に本発明を適用可能である。
　本発明は、冷却対象における熱負荷変動に対して冷却能力を制御可能なブレイトンサイクル冷凍機に利用可能である。
 

Claims (6)

  1. 　冷媒ライン上にて直列接続された多段式の圧縮機によって圧縮された冷媒を用いて冷熱を発生させるブレイトンサイクルにより冷媒を冷却するブレイトンサイクル冷凍機であって、
    　冷却対象の熱負荷を検出する熱負荷検出手段と、
    　前記圧縮機で圧縮される前の冷媒が流れる低圧ラインと前記圧縮機で圧縮された後の冷媒が流れる高圧ラインとの間に設けられたバッファタンクと、
    　前記バッファタンクの入口側に設けられることにより、前記バッファタンクへの冷媒流入量を制御可能な第１のバルブと、
    　前記バッファタンクの出口側に設けられることにより、前記バッファタンクからの冷媒流出量を制御可能な第２のバルブと、
    　前記第１のバルブ及び前記第２のバルブの開度を制御する制御手段と、
    を備え、
    　前記制御手段は、前記熱負荷検出手段によって前記冷却対象において熱負荷の変動が検出された場合に、前記第１のバルブ及び前記第２のバルブの開度を調整することにより、前記ブレイトンサイクルを流れる冷媒流量を変化させることを特徴とするブレイトンサイクル冷凍機。
  2. 　前記高圧ラインは、最下流側に配置された前記圧縮機から冷媒が排出されるラインであり、
    　前記低圧ラインは、最上流側に配置された前記圧縮機に冷媒を供給するラインであることを特徴とする請求項１に記載のブレイトンサイクル冷凍機。
  3. 　前記圧縮機で圧縮された冷媒と冷却対象を冷却後の冷媒とを熱交換する冷熱回収熱交換器を備え、
    　前記高圧ラインは前記圧縮機と前記冷熱回収熱交換器との間から分岐されていることを特徴とする請求項２に記載のブレイトンサイクル冷凍機。
  4. 　前記制御手段は、前記熱負荷検出手段により検出された熱負荷の変化率が予め設定された所定値より大きい場合、前記圧縮機及び膨張機の回転数を制御した後に、前記第１のバルブ及び前記第２のバルブの開度を調整することを特徴とする請求項１から３のいずれか一項に記載のブレイトンサイクル冷凍機。
  5. 　前記ブレイトンサイクルの冷却部は、熱交換器を介して冷却対象を循環する二次冷媒を冷却し、
    　前記熱負荷検出手段は、前記二次冷媒が流れるライン上に設けられた温度センサであることを特徴とする請求項１から４のいずれか一項に記載のブレイトンサイクル冷凍機。
  6. 　前記多段式の圧縮機は、上流側から順に第１の圧縮機、第２の圧縮機及び第３の圧縮機が直列接続されて構成されており、
    　前記第１の圧縮機及び前記第２の圧縮機は、第１の電動モータの出力軸上に連結されており、
    　前記第３の圧縮機及び前記膨張機は、第２の電動モータの出力軸上に連結されていることを特徴とする請求項１から５のいずれか一項に記載のブレイトンサイクル冷凍機。
     
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