WO2016203767A1 - 膨張タービン装置 - Google Patents

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gas
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hydrostatic bearing
radial
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大祐 仮屋
遼太 武内
直人 阪井
智浩 阪本
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Kawasaki Heavy Industries Ltd
Kawasaki Motors Ltd
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Kawasaki Heavy Industries Ltd
Kawasaki Jukogyo KK
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    • F25J1/0257—Construction and layout of liquefaction equipments, e.g. valves, machines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
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    • F25J2240/02—Expansion of a process fluid in a work-extracting turbine (i.e. isentropic expansion), e.g. of the feed stream

Definitions

  • the present invention relates to an expansion turbine device, and more particularly to a leakage prevention technique for an expansion turbine device including a static pressure gas bearing.
  • a liquefaction system for liquefying a source gas such as hydrogen gas or helium gas
  • a source gas such as hydrogen gas or helium gas
  • a refrigerant circulation line for circulating the refrigerant gas
  • a heat exchanger for cooling the source gas with the refrigerant.
  • the refrigerant gas circulating in the refrigerant circulation line is compressed by the compressor, then adiabatically expanded by the expansion turbine, and the temperature is lowered.
  • the raw material gas is cooled by exchanging heat with the cooled refrigerant gas in the heat exchanger.
  • the expansion turbine needs a bearing to support the rotating shaft. If a liquid bearing using lubricating oil is applied as the bearing, the lubricating oil may be mixed into the refrigerant gas passing through the expansion turbine. Therefore, it is preferable to apply a gas bearing using the same type of gas as the refrigerant gas to the bearing.
  • gas bearings static pressure gas bearings can suppress friction between the bearing surface and the rotating shaft at the time of starting and stopping the liquefaction system, and are suitable for ultra-high speed rotation. For this reason, static pressure gas bearings are used as bearings for expansion turbines (see, for example, Patent Document 1).
  • An expansion turbine using a static pressure gas bearing includes a bearing supply line for supplying a bearing gas of the same type as the refrigerant gas to the static pressure gas bearing, and a bearing exhaust line for exhausting the bearing gas that has passed through the static pressure gas bearing. .
  • a rotation shaft is inserted into a bearing chamber inside the expansion turbine, and a bearing supply line and a bearing exhaust line are communicated with each other.
  • a turbine impeller provided at one end of the rotating shaft is accommodated in the expansion chamber.
  • an expansion chamber inlet into which refrigerant gas flows is formed on the outer peripheral side of the turbine impeller, and an expansion chamber outlet from which refrigerant gas flows out is formed in the central axis direction.
  • the brake impeller provided at the other end of the rotating shaft is accommodated in the braking gas chamber.
  • a communication path that connects the outlet and the inlet of the braking gas chamber is formed, and a closed circuit including a brake impeller is formed.
  • a labyrinth seal is provided on the back surface of the turbine impeller of the expansion turbine in order to prevent low-temperature refrigerant gas from leaking from the expansion chamber to the bearing chamber (see, for example, Patent Document 2).
  • the labyrinth seal has a certain gap with the rotating shaft, leakage cannot be completely prevented as long as there is a differential pressure of the seal.
  • the leakage of low-temperature gas from the expansion chamber to the bearing chamber increases, the efficiency of the expansion turbine decreases, and the bearing chamber is cooled, so that the clearance between the rotating shaft and the radial hydrostatic bearing changes, and in some cases it rotates. Contact between the shaft and the radial hydrostatic bearing occurs.
  • an object of the present invention is to suppress low-temperature gas seal leakage in an expansion turbine having a static pressure gas bearing.
  • An expansion turbine apparatus has an expansion chamber, a braking gas chamber, and a shaft insertion hole formed therein, and the shaft insertion hole communicates the expansion chamber and the braking gas chamber and has a rotating shaft. Is inserted into the main body, the turbine impeller accommodated in the expansion chamber and expands the refrigerant gas, and the brake accommodated in the braking gas chamber and braked by the same type of braking gas as the refrigerant gas.
  • An impeller, the shaft insertion hole with a gap between them, the turbine impeller provided at one end, the rotation shaft provided with the brake impeller at the other end, and the shaft insertion hole A static pressure gas bearing that is provided at the inlet and is rotatably supported by the static pressure of a bearing gas of the same type as the refrigerant gas that is supplied from the outlet and discharged from the outlet; and on the expansion chamber side of the bearing chamber A first labyrinth seal provided in a portion between the first gas and the hydrostatic gas bearing, and a refrigerant gas leaking from the expansion chamber to the bearing chamber through the bearing gas and the first labyrinth seal.
  • a mixed gas discharge path for discharging a mixed gas for discharging a mixed gas; a first back pressure adjusting valve provided in the mixed gas discharge path for adjusting a back pressure of the static pressure gas bearing; and provided in the mixed gas discharge path; A temperature sensor for measuring the temperature of the gas, and a control for controlling the first back pressure regulating valve so as to increase the back pressure of the static pressure gas bearing when the temperature of the mixed gas flowing through the mixed gas discharge path decreases.
  • the static pressure gas bearing includes first and second radial hydrostatic bearings that support the rotary shaft so as to be rotatable in the radial direction, and a thrust static bearing that supports the rotary shaft so as to be rotatable in the axial direction.
  • the first radial hydrostatic bearing, the thrust hydrostatic bearing, and the second radial hydrostatic bearing are sequentially located in the bearing chamber from the expansion chamber toward the braking gas chamber.
  • the first labyrinth seal is provided at a portion between the end of the bearing chamber on the expansion chamber side and the portion where the first radial hydrostatic bearing is provided, and the first radial static seal is provided.
  • the upstream end of the mixed gas discharge path may be connected to the outlet of the pressure bearing, and the upstream end of the dedicated bearing gas discharge path may be connected to the outlet of the thrust hydrostatic bearing and the outlet of the second radial hydrostatic bearing.
  • back pressure control independent of other bearings is performed only on the first radial hydrostatic bearing located on the expansion chamber side.
  • Back pressure control may have the adverse effect of reducing bearing performance if the back pressure is increased too much.
  • only the first radial hydrostatic bearing on the expansion chamber side adjacent to the first labyrinth seal is controlled. Therefore, the purpose can be achieved, and the degree of freedom in setting the back pressure of other bearings is increased, so that suitable control can be realized.
  • the static pressure gas bearing includes first and second radial hydrostatic bearings that rotatably support the rotary shaft in the radial direction, and a thrust static shaft that rotatably supports the rotary shaft in the axial direction.
  • the first radial hydrostatic bearing, the thrust hydrostatic bearing, and the second radial hydrostatic bearing are sequentially located in the bearing chamber from the expansion chamber toward the braking gas chamber.
  • a second labyrinth seal provided in a portion of the bearing chamber between the first radial hydrostatic bearing and the thrust hydrostatic bearing, an outlet of the thrust hydrostatic bearing, and the second
  • a bearing gas dedicated discharge path whose upstream end is connected to an outlet of the radial hydrostatic bearing, and a bearing gas dedicated discharge path are provided in the exhaust path dedicated to the bearing gas, and the back pressure of the thrust hydrostatic bearing and the second radial hydrostatic bearing is reduced.
  • a second back pressure regulating valve that regulates, one end connected to the outlet of the braking gas chamber, and one end connected to the inlet of the braking gas chamber, and one end connected to the braking line; And a ventilation path having the other end connected to the bearing gas dedicated discharge path.
  • the pressure of the braking line and the back pressure of the thrust hydrostatic bearing and the second radial hydrostatic bearing are made uniform through the ventilation path, independent of the bearing back pressure of the first radial hydrostatic bearing.
  • Pressure control can be performed.
  • the distance between a 2nd radial hydrostatic bearing and an expansion chamber can be shortened by moving a 2nd labyrinth seal between a 1st radial hydrostatic bearing and a thrust hydrostatic bearing. It is possible to reduce the axial length of the rotary shaft from the second radial hydrostatic bearing to the expansion chamber side, thereby reducing the mass of the rotating body and improving the vibration stability.
  • the static pressure gas bearing includes first and second radial hydrostatic bearings that rotatably support the rotating shaft in a radial direction, and a thrust static bearing that rotatably supports the rotating shaft in an axial direction.
  • the first radial hydrostatic bearing, the thrust hydrostatic bearing, and the second radial hydrostatic bearing are sequentially located in the bearing chamber from the expansion chamber toward the braking gas chamber.
  • the first labyrinth seal is provided at a portion between the end of the bearing chamber on the expansion chamber side and the portion where the first radial hydrostatic bearing is provided, and the first radial static seal is provided.
  • An upstream end of the mixed gas discharge path is connected to an outlet on the expansion chamber side of the pressure bearing, an outlet on the braking gas chamber side of the first radial hydrostatic bearing, an outlet of the thrust hydrostatic bearing, and the second radial Stillness
  • the upstream end of the bearing gas only discharge path to the outlet of the bearing may be connected.
  • seal leakage of low temperature gas can be suppressed in an expansion turbine apparatus including a static pressure gas bearing. Thereby, the efficiency fall of a turbine and the cooling of a bearing chamber can be suppressed.
  • FIG. 1 is a partial cross-sectional view showing the structure of the expansion turbine apparatus according to the first embodiment.
  • the expansion turbine device 1 has an expansion chamber 21, a braking gas chamber 20, and a shaft insertion hole 22 formed in the main body 10.
  • the main body 10 is formed in a casing shape, for example.
  • the shaft insertion hole 22 is formed so that the expansion chamber 21 and the braking gas chamber 20 communicate with each other and the rotation shaft 13 can be inserted.
  • the rotary shaft 13 is inserted into the shaft insertion hole 22 with a gap, the turbine impeller 11 is provided at one end, and the brake impeller 12 is provided at the other end.
  • the rotary shaft 13 extends in the vertical direction within the main body 10 and is supported so as to be rotatable about the vertical axis.
  • the turbine impeller 11 is accommodated in the expansion chamber 21 and configured to expand the refrigerant gas.
  • the turbine impeller 11 is formed at the lower end of the rotating shaft 13.
  • An expansion chamber inlet 24 and an expansion chamber outlet 26 are formed in the lower part of the main body 10, and thereby the expansion chamber 21 that houses the turbine impeller 11 communicates with the turbine line 16 (see FIG. 5) outside the main body 10.
  • the refrigerant that has flowed into the expansion chamber inlet 24 from the turbine line 16 is injected toward the turbine impeller 11.
  • the refrigerant gas expands and cools down as the turbine impeller 11 rotates, and then flows out of the main body 10 from the expansion chamber outlet 26.
  • the brake impeller 12 is housed in the braking gas chamber 20 and is braked by the same type of braking gas as the refrigerant gas.
  • the brake impeller 12 is formed at the upper end of the rotating shaft 13.
  • a brake gas chamber inlet 27 and a brake gas chamber outlet 29 are formed in the upper part of the main body 10, whereby the brake gas chamber 20 accommodating the brake impeller 12 communicates with a brake line 15 (see FIG. 5) outside the main body 10. To do.
  • the normal-temperature braking gas that has flowed into the braking gas chamber inlet 27 from the braking line 15 flows directly toward the brake impeller 12.
  • the braking gas is compressed along with the rotation of the brake impeller 12 to increase in pressure and temperature, and then returns from the braking gas chamber outlet 29 to the braking gas chamber inlet 27 through the braking line 15.
  • the static pressure gas bearing 14 is provided in a bearing chamber 23 formed in the shaft insertion hole 22, and is generated by the static pressure of the same type of bearing gas as the refrigerant gas supplied from the expansion chamber inlet 24 and discharged from the expansion chamber outlet 26.
  • the rotating shaft 13 is rotatably supported.
  • the static pressure gas bearing 14 includes radial static pressure bearings 14a and 14d that support the rotary shaft 13 rotatably in the radial direction, and thrust static pressure bearings 14b and 14c that support the rotary shaft 13 rotatably in the axial direction. .
  • These static pressure gas bearings 14 a to 14 d are formed in a substantially cylindrical shape and are provided so as to surround the outer peripheral side of the rotating shaft 13.
  • the first radial hydrostatic bearing 14d, the first thrust hydrostatic bearing 14c, the second thrust hydrostatic bearing 14b, and the radial hydrostatic bearing 14a are sequentially located in the bearing chamber 23 from the expansion chamber 21 toward the braking gas chamber 20. It is provided as follows.
  • the second thrust hydrostatic bearing 14b and the first thrust hydrostatic bearing 14c are arranged so as to sandwich the thrust collar 34 protruding in the radial direction from the upper and lower central portion of the rotating shaft 13 in the vertical direction.
  • a first common air supply passage 35a, a second common air supply passage 35b, and a common exhaust passage 36 are formed.
  • the first common supply passage 35a, the second common supply passage 35b, and the common exhaust passage 36 are formed at different positions in the circumferential direction.
  • the first common air supply passage 35a communicates with the bearing gas inlet 49, and is a passage through which the bearing gas supplied to the gap between the second radial hydrostatic bearing 14a and the first radial hydrostatic bearing 14d flows.
  • the two common air supply passages 35b communicate with the bearing gas inlet 49 and are passages through which the bearing gas supplied to the gap between the second thrust hydrostatic bearing 14b and the first thrust hydrostatic bearing 14c flows.
  • first common supply passage 35a and the second common supply passage 35b are configured independently, but may be configured in common.
  • the common exhaust passage 36 communicates with the bearing gas outlet 50 and is a passage through which the bearing gas discharged from the gaps between the static pressure gas bearings 14a to 14d flows.
  • the first common supply passage 35a is branched into a first supply passage 37 and a second supply passage 38.
  • the second common supply passage 35 b is branched into a third supply passage 43 and a fourth supply passage 44.
  • the first air supply passage 37 is a passage through which the bearing gas supplied to the gap of the second radial hydrostatic bearing 14a flows.
  • the second air supply passage 38 is a passage through which the bearing gas supplied to the gap of the first radial hydrostatic bearing 14d flows.
  • the third air supply passage 43 is a passage through which the bearing gas supplied to the gap of the second thrust hydrostatic bearing 14b flows.
  • the fourth air supply passage 44 is a passage through which the bearing gas supplied to the gap of the first thrust hydrostatic bearing 14c flows.
  • the common exhaust passage 36 communicates with the first exhaust passage 39, the second exhaust passage 40, the third exhaust passage 41, and the fourth exhaust passage 42.
  • the first exhaust passage 39 is a passage through which the bearing gas discharged upward from the clearance of the second radial hydrostatic bearing 14a flows.
  • the second exhaust passage 40 is a passage through which the bearing gas discharged downward from the gap of the second radial hydrostatic bearing 14a and the bearing gas discharged upward from the gap of the second thrust hydrostatic bearing 14b flow.
  • the third exhaust passage 41 is a passage through which the bearing gas discharged downward from the clearance of the first thrust hydrostatic bearing 14c and the bearing gas discharged upward from the clearance of the first radial hydrostatic bearing 14d flow.
  • the fourth exhaust passage 42 is a passage through which the bearing gas discharged downward from the clearance of the first radial hydrostatic bearing 14d flows, and the fourth exhaust passage 42 passes from the expansion chamber 21 through the first labyrinth seal 30. The refrigerant gas leaking into the bearing chamber 23 of the first radial hydrostatic bearing 14d flows.
  • FIG. 2 schematically shows a cross-sectional view of the first radial hydrostatic bearing 14d.
  • a bearing member 51 is formed in a substantially cylindrical shape so as to surround the outer peripheral side of the rotating shaft 13.
  • the bearing member 51 has a gap with the rotary shaft 13.
  • a plurality of nozzle holes (bearing inlets) 51 a are formed in the bearing member 51 in the circumferential direction.
  • the bearing gas flowing through the second air supply passage 38 branched from the first common air supply passage 35a in FIG. 1 is injected to the rotary shaft 13 from the nozzle hole 51a.
  • a bearing film (dotted line) of the first radial hydrostatic bearing 14 d is formed between the inner peripheral surface of the bearing member 51 and the outer peripheral surface of the rotary shaft 13.
  • the bearing gas (dotted arrow) discharged upward from one end (bearing outlet) of the gap of the first radial hydrostatic bearing 14d is discharged from the third exhaust passage 41 of FIG.
  • the bearing gas (dotted arrow) discharged downward from the other end (bearing outlet) of the clearance of the first radial hydrostatic bearing 14d is discharged from the fourth exhaust passage 42 of FIG. 1 through the common exhaust passage 36.
  • the second radial hydrostatic bearing 14a in FIG. 1 also has the same configuration as the first radial hydrostatic bearing 14d, a bearing film is formed by bearing gas, and both ends of the gap (bearing outlet) of the second radial hydrostatic bearing 14a are formed.
  • the bearing gas discharged from the upper and lower sides is guided to the common exhaust passage 36 through the first exhaust passage 39 and the second exhaust passage 40.
  • FIG. 3 schematically shows a cross-sectional view of the thrust hydrostatic bearings 14b and 14c.
  • the rotating shaft 13 and the thrust collar 34 are arranged with a gap inside the main body 10.
  • the third air supply passage 43 is a passage branched from the second common air supply passage 35b of FIG. 1 and through which the bearing gas supplied to the gap of the second thrust hydrostatic bearing 14b flows.
  • the fourth air supply passage 44 is a passage that branches from the second common air supply passage 35b and through which the bearing gas supplied to the gap of the first thrust hydrostatic bearing 14c flows.
  • the bearing gas flowing through the third air supply passage 43 is injected from the nozzle hole (bearing inlet) 43a, and the bearing film (dotted line) of the second thrust hydrostatic bearing 14b is connected to the lower end surface of the inner wall 22a of the shaft insertion hole 22 and the thrust collar. 34 is formed between the upper end surface of 34.
  • the bearing gas flowing through the fourth air supply passage 44 is injected from the nozzle hole 44 a, and the bearing film (dotted line) of the first thrust hydrostatic bearing 14 c is connected to the upper end surface of the inner wall 22 a of the shaft insertion hole 22 and the lower end surface of the thrust collar 34. Formed between.
  • the bearing gas (dotted arrow) discharged upward from one end (bearing outlet) of the gap of the second thrust hydrostatic bearing 14b is discharged from the second exhaust passage 40 of FIG.
  • the bearing gas (dotted arrow) discharged downward from the other end (bearing outlet) of the clearance of the first thrust hydrostatic bearing 14c is discharged from the third exhaust passage 41 of FIG. 1 through the common exhaust passage 36.
  • the bearing gas that has flowed out (dotted line arrow) is also discharged through the common exhaust passage 36.
  • the bearing gas inlet 49 communicates with the first common supply passage 35a and the second common supply passage 35b.
  • the bearing gas outlet 50 communicates with the common exhaust passage 36.
  • the bearing gas is supplied from the bearing gas inlet 49 to the static pressure gas bearings 14a to 14d in the main body 10 of the expansion turbine apparatus 1.
  • the same type of gas as the refrigerant gas is used for the bearing gas.
  • FIG. 4 is a schematic diagram showing the configuration of the first labyrinth seal 30.
  • the first labyrinth seal 30 has an inner peripheral surface that surrounds the outer peripheral side of the rotary shaft 13 with a certain distance from the rotary shaft 13.
  • a plurality of concave and convex gaps are provided on the inner peripheral surface. Each time the refrigerant enters the gap, the leakage pressure gradually decreases.
  • a second labyrinth seal 31 having a similar structure is also provided at a portion between the end on the braking gas chamber 20 side and the portion where the second radial hydrostatic bearing 14a is provided (see FIG. 1). The leakage of the refrigerant between the braking gas and the bearing gas in the braking gas chamber 20 is suppressed.
  • FIG. 5 is a schematic diagram showing the overall configuration of the expansion turbine device 1 of FIG. In the following, description of the already described configuration is omitted.
  • the expansion turbine apparatus 1 includes a main body 10, a braking line 15, a turbine line 16, a bearing supply line 17, an exhaust line 18, a temperature sensor 60, and a first back pressure adjustment valve 80. And a control device 90.
  • the braking line 15 is a pipe for circulating the braking gas and supplying the braking gas to the brake impeller 12.
  • One end of the brake line 15 is connected to the brake gas chamber inlet 27 of the brake gas chamber 20 of FIG. 1, and the other end of the brake line 15 is connected to the brake gas chamber outlet 29 of the brake gas chamber 20.
  • a heat exchanger 53 is provided in the middle of the braking line 15.
  • the heat exchanger 53 lowers and lowers the pressure of the braking gas circulating in the braking line 15.
  • the braking gas circulating in the braking line 15 is compressed and raised in temperature and raised in the process of passing through the brake impeller 12, but lowered and lowered in pressure as it passes through the heat exchanger 53.
  • the turbine line 16 is a pipe for supplying refrigerant gas to the turbine impeller 11.
  • One end of the turbine line 16 is connected to the expansion chamber inlet 24 of the expansion chamber 21 in FIG. 1, and the other end of the turbine line 16 is connected to the expansion chamber outlet 26 of the expansion chamber 21.
  • the low-temperature and high-pressure refrigerant compressed by a compressor (not shown) is introduced to the turbine impeller 11 upstream of the expansion chamber inlet 24 of the expansion chamber 21.
  • the turbine impeller 11 lowers the temperature and pressure of the low-temperature and high-pressure refrigerant by adiabatic expansion.
  • the bearing supply line 17 is configured to supply bearing gas to the static pressure gas bearings 14a to 14d.
  • One end of the bearing supply line 17 is connected to, for example, a feed line that feeds the raw material gas of the liquefaction system, and the other end of the bearing supply line 17 is connected to a bearing gas inlet 49 of the main body 10 (see FIG. 1).
  • the bearing supply line 17 supplies bearing gas to each of the second radial hydrostatic bearing 14a, the second thrust hydrostatic bearing 14b, the first thrust hydrostatic bearing 14c, and the first radial hydrostatic bearing 14d. It is configured.
  • the bearing supply line 17 communicates with the first common air supply passage 35a and the second common air supply passage 25b in FIG.
  • Bearing gas is supplied to the second radial hydrostatic bearing 14a and the first radial hydrostatic bearing 14d through the first air supply passage 37 and the second air supply passage 38 branched from the first common air supply passage 35a.
  • the bearing gas is supplied to the first thrust hydrostatic bearing 14c and the second thrust hydrostatic bearing 14b through the third supply passage 43 and the fourth supply passage 44 branched from the supply passage 35b (see FIG. 1). .
  • the exhaust line 18 has an upstream end connected to the outlet of the bearing chamber 23 of the static pressure gas bearings 14a to 14d, and discharges the bearing gas that has passed through the static pressure gas bearings 14a to 14d.
  • the upstream end of the exhaust line 18 is connected to the bearing gas outlet 50 of FIG.
  • the exhaust line 18 includes a first exhaust passage 39, a second exhaust passage 40, a third exhaust passage 41, a fourth exhaust passage 42, and a common exhaust passage 36 in FIG. 1 (see FIG. 1).
  • the exhaust line 18 connects the bearing gas that has passed through the static pressure gas bearings 14a to 14d and the refrigerant gas that leaks from the turbine line 16 (expansion chamber) to the bearing chamber 23 of the first radial static pressure bearing 14d through the first labyrinth seal 30.
  • a mixed gas discharge path configured to discharge the mixed gas.
  • the temperature sensor 60 is provided in the exhaust line 18 and is configured to measure a bearing exhaust temperature T 1 of the exhaust line 18.
  • the temperature sensor 60 is configured to output the measured temperature information to the control device 90.
  • the first back pressure adjusting valve 80 is provided in the exhaust line 18 and is configured to adjust the back pressure of the exhaust line 18 based on a command from the control device 90.
  • the control device 90 is provided in the exhaust line 18 and controls the opening and closing of the first back pressure regulating valve 80 based on the bearing exhaust temperature T 1 measured by the temperature sensor 60.
  • the control device 90 has a function of controlling not only the expansion turbine device 1 but also other devices such as a compressor.
  • the control device 90 is, for example, a microcomputer mainly composed of a CPU, a ROM, and an input / output interface. Process data such as measured values of the pressure and temperature of the exhaust line 18, turbine rotational speed, and the like are input to the input side of the control device 90.
  • a first back pressure adjusting valve 80, a supply valve, a discharge valve, and the like are connected to the output side of the control device 90.
  • the CPU executes a control program stored in the ROM.
  • the CPU controls the first back pressure regulating valve 80 so as to obtain the bearing back pressure as set while monitoring the temperature measurement value of the process data.
  • the control device 90 when the bearing exhaust temperatures T 1 is lower than the reference value T S, is controlled so as to increase the bearing back pressure P 1.
  • reference temperature T S is the value of a predetermined value or a predetermined range in a normal.
  • the expansion turbine device 1 rotates at an ultra high speed by a low-temperature and high-pressure refrigerant supplied through the turbine line 16.
  • bearing gas is supplied from the bearing supply line 17 to the gaps between the static pressure gas bearings 14 a to 14 d of the turbine body 10.
  • the rotating shaft 13 is rotatably supported in the main body 10, and the radial load and the thrust load of the rotating shaft 13 are supported.
  • the bearing gas of the static pressure gas bearings 14a to 14d is discharged.
  • a first labyrinth seal 30 is provided at a portion between an end of the bearing chamber 23 in which the turbine impeller 11 is accommodated on the expansion chamber 21 side and a portion where the first radial hydrostatic bearing 14d is provided.
  • the exhaust line 18 contains a mixed gas of the bearing gas and the leaked refrigerant gas.
  • the temperature of the exhaust line 18 measured by the temperature sensor 60 decreases.
  • the control device 90 when the bearing exhaust temperature T 1 of the exhaust line 18 is lower than the reference value T S, is controlled so as to increase the bearing back pressure P 1. Thereby, since the differential pressure
  • FIG. 6 is a schematic diagram showing a configuration of an expansion turbine apparatus 1A according to the second embodiment.
  • the upstream end of the exhaust line (mixed gas discharge path) 18 is connected to the outlet of the first radial hydrostatic bearing 14d as compared with the first embodiment (FIG. 5).
  • the upstream end of the bearing exhaust line (bearing gas exclusive discharge path) 18a is connected to the outlet of the first thrust hydrostatic bearing 14c and the second thrust hydrostatic bearing 14b and the outlet of the second radial hydrostatic bearing 14a. Is different.
  • the exhaust line 18 is configured to discharge the bearing gas that has passed through the first radial hydrostatic bearing 14d.
  • the bearing exhaust line 18a is configured to discharge the bearing gas that has passed through the thrust hydrostatic bearings 14b and 14c and the second radial hydrostatic bearing 14a.
  • the downstream end of the bearing exhaust line 18 a is configured to merge in the middle of the exhaust line 18.
  • a third labyrinth seal 32 is provided in a portion between the first radial hydrostatic bearing 14d and the first thrust hydrostatic bearing 14c.
  • a temperature sensor 60 and a first back pressure adjusting valve 80 are provided in the exhaust line 18.
  • a pressure sensor 100 and a second back pressure regulating valve 110 are provided in the bearing exhaust line 18a.
  • Pressure control of the static pressure gas bearings 14a, 14b, and 14c is performed by the pressure sensor 100 and the second back pressure regulating valve 110.
  • back pressure control independent of the other static pressure gas bearings 14a, 14b, and 14c is performed only on the first radial static pressure bearing 14d located on the expansion chamber 21 side.
  • the back pressure control may have a harmful effect that the bearing performance deteriorates if the back pressure is increased too much.
  • the first radial hydrostatic bearing 14d on the expansion chamber 21 side adjacent to the first labyrinth seal 30 is used.
  • the purpose can be achieved by controlling only the pressure, and the degree of freedom in setting the back pressure of the other static pressure gas bearings 14a, 14b, 14c is increased, and suitable control can be realized.
  • FIG. 7 is a schematic diagram showing a configuration of an expansion turbine apparatus 1B according to the third embodiment.
  • the expansion turbine apparatus 1B has a second labyrinth seal 31 between the first radial hydrostatic bearing 14d and the first thrust hydrostatic bearing 14c, as compared with the first embodiment (FIG. 5). It is provided in the part.
  • the upstream end of the exhaust line (mixed gas discharge path) 18 is connected to the outlet of the first radial hydrostatic bearing 14d, the outlets of the first thrust hydrostatic bearing 14c and the second thrust hydrostatic bearing 14b, and the second radial hydrostatic bearing.
  • the upstream end of a bearing exhaust line (bearing gas exclusive discharge path) 18a is connected to the outlet 14a.
  • a pressure sensor 100 and a second back pressure adjusting valve 110 are provided in the bearing exhaust line 18a.
  • the present embodiment is different in that it further includes a ventilation path 15b having one end connected to the brake line 15 and the other end connected to the bearing exhaust line 18a.
  • the pressure of the braking line 15 and the back pressure of the thrust hydrostatic bearings 14b and 14c and the second radial hydrostatic bearing 14a are made uniform via the ventilation path 15b.
  • the pressure can be controlled by the pressure sensor 100 and the second back pressure regulating valve 110.
  • the second labyrinth seal 31 is moved between the first radial hydrostatic bearing 14d and the thrust hydrostatic bearing 14c, so that the distance between the second radial hydrostatic bearing 14a and the expansion chamber 21 is increased.
  • the axial length of the rotary shaft 13 from the second radial hydrostatic bearing 14a to the expansion chamber 21 side can be shortened, and the mass of the rotary body can be reduced and the vibration stability can be improved. .
  • FIG. 8 is a block diagram showing a configuration of an expansion turbine apparatus 1C according to the fourth embodiment.
  • the upstream end of the exhaust line 18 is connected only to the outlet on the expansion chamber side of the first radial hydrostatic bearing 14d, as compared with the first embodiment (FIG. 5).
  • the upstream end of the bearing exhaust line 18a are connected to the outlet on the braking gas chamber side of the first radial hydrostatic bearing 14d, the outlets of the thrust hydrostatic bearings 14b and 14c, and the outlet of the second radial hydrostatic bearing 14a. Is different.
  • the exhaust line 18 discharges the mixed gas of the bearing gas discharged from the clearance of the first radial hydrostatic bearing 14 d to the expansion chamber side and the refrigerant gas leaking from the expansion chamber 21 to the bearing chamber 23 through the first labyrinth seal 30. .
  • the present invention is useful for an expansion turbine having a static pressure gas bearing.

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Abstract

膨張タービン装置は、本体と、タービンインペラと、ブレーキインペラと、回転軸と、静圧気体軸受と、第１ラビリンスシールと、混合ガス排出経路と、第１背圧調整弁と、温度センサと、前記混合ガス排出経路を流れる混合ガスの温度が低下した場合に静圧気体軸受の背圧を上昇させるように前記第１背圧調整弁を制御する制御装置と、を備える。

Description

膨張タービン装置
　本発明は、膨張タービン装置に関し、特に静圧気体軸受を備える膨張タービン装置の漏洩防止技術に関する。
　一般に、水素ガス、ヘリウムガス等の原料ガスを液化する液化システムは、原料ガスを送るフィードライン、冷媒ガスを循環させる冷媒循環ライン、及び冷媒で原料ガスを冷却するための熱交換器を備えている。冷媒循環ラインを循環する冷媒ガスは、圧縮機で圧縮された後、膨張タービンにより断熱膨張されて降温する。原料ガスは降温された冷媒ガスと熱交換器で熱交換する事により冷却される。
　膨張タービンには回転軸を支持するための軸受が必要になる。軸受として潤滑油を用いた液体軸受を適用すると、潤滑油が膨張タービンを通過する冷媒ガスに混入する恐れがある。そのため、軸受には、冷媒ガスと同じ種類のガスを用いた気体軸受を適用することが好ましい。気体軸受の内、静圧気体軸受は、液化システムの始動時及び停止時に軸受面と回転軸との間の摩擦を小さく抑える事が可能であり、また超高速回転に適している。このため、静圧気体軸受は膨張タービンの軸受として使用される（例えば特許文献1を参照）。
　静圧気体軸受を用いる膨張タービンは、静圧気体軸受に冷媒ガスと同じ種類の軸受ガスを供給するための軸受供給ラインと、静圧気体軸受を通過した軸受ガスを排気する軸受排気ラインを備える。膨張タービン内部の軸受室には回転軸が挿設され、軸受供給ラインと軸受排気ラインが連通されている。回転軸の一端に設けられたタービンインペラは、膨張室に収容される。膨張室は、タービンインペラの外周側には冷媒ガスが流入する膨張室入口が形成され、中心部軸方向には冷媒ガスが流出する膨張室出口が形成される。一方、回転軸の他端に設けられたブレーキインペラは、制動ガス室に収容される。制動ガス室には、制動ガス室の出口と入口とを連通させる連通路が形成され、ブレーキインペラを含む閉回路が形成される。
　膨張タービンのタービンインペラの背面には、膨張室から軸受室へ低温の冷媒ガスが漏洩するのを抑制するためにラビリンスシールが設けられる（例えば特許文献２を参照）。
特開２０００－５５０５０号公報 特開平６－２６３０１号公報
　しかし、ラビリンスシールは回転軸との間に一定の隙間があるため、シール差圧がある限り漏洩を完全に防ぐ事はできない。膨張室から軸受室への低温ガスの漏洩が増加すると、膨張タービンの効率が低下するとともに、軸受室が冷却されるために回転軸とラジアル静圧軸受の隙間寸法が変化し、場合によっては回転軸とラジアル静圧軸受との接触が生じる。
　そこで、本発明は、静圧気体軸受を備える膨張タービンにおいて低温ガスのシール漏洩を抑制することを目的とする。
　本発明の一態様に係る膨張タービン装置は、内部に膨張室と制動ガス室と軸挿通孔とが形成され、且つ前記軸挿通孔は前記膨張室と前記制動ガス室とを連通し且つ回転軸が挿通可能なように形成された本体と、前記膨張室に収容され、冷媒ガスを膨張させるタービンインペラと、前記制動ガス室に収容され、前記冷媒ガスと同じ種類の制動ガスによって制動されるブレーキインペラと、前記軸挿通孔に隙間を有して挿通され、一方の端部に前記タービンインペラが設けられ、他方の端部に前記ブレーキインペラが設けられた前記回転軸と、前記軸挿通孔に設けられ、入口から供給され且つ出口から排出される前記冷媒ガスと同じ種類の軸受ガスの静圧によって前記回転軸を回転可能に支持する静圧気体軸受と、前記軸受室の前記膨張室側の端と前記静圧気体軸受が設けられた部分との間の部分に設けられた第１ラビリンスシールと、前記軸受ガスと前記第１ラビリンスシールを通じて前記膨張室から前記軸受室に漏洩する冷媒ガスとの混合ガスを排出する混合ガス排出経路と、前記混合ガス排出経路に設けられ、前記静圧気体軸受の背圧を調整する第１背圧調整弁と、前記混合ガス排出経路に設けられ、前記混合ガスの温度を計測する温度センサと、前記混合ガス排出経路を流れる前記混合ガスの温度が低下した場合に前記静圧気体軸受の背圧を上昇させるように第１背圧調整弁を制御する制御装置と、を備える。
　上記構成によれば、第１ラビリンスシールを通じて膨張室から軸受室に漏洩する冷媒ガスが増加すると混合ガス排出経路を流れる混合ガスの温度が低下するが、混合ガスの温度が低下すると制御装置が静圧気体軸受の背圧を上昇させる。これにより、第１ラビリンスシールの差圧が小さくなるので、漏洩量を抑制することができる。
　上記膨張タービン装置では、前記静圧気体軸受が、前記回転軸を径方向において回転可能に支持する第１及び第２ラジアル静圧軸受と、前記回転軸を軸方向において回転可能に支持するスラスト静圧軸受と、を備え、前記軸受室に、前記膨張室から前記制動ガス室に向かって、前記第１ラジアル静圧軸受、前記スラスト静圧軸受、及び前記第２ラジアル静圧軸受が順に位置するように設けられ、且つ前記第１ラビリンスシールは、前記軸受室の前記膨張室側の端と前記第１ラジアル静圧軸受が設けられた部分との間の部分に設けられ、前記第１ラジアル静圧軸受の出口に前記混合ガス排出経路の上流端が接続され、前記スラスト静圧軸受の出口及び前記第２ラジアル静圧軸受の出口に軸受ガス専用排出経路の上流端が接続されてもよい。
　上記構成によれば、膨張室側に位置する第１ラジアル静圧軸受に対してのみ、他の軸受とは独立した背圧制御が実施される。背圧制御は背圧を上げ過ぎると軸受性能が低下するという弊害を伴う場合があるが、上記構成によれば、第１ラビリンスシールに隣接する膨張室側の第１ラジアル静圧軸受のみを制御してその目的を果たすことができ、且つその他の軸受の背圧設定の自由度が増し、好適な制御が実現できる。
　上記膨張タービン装置では、　前記静圧気体軸受が、前記回転軸を径方向において回転可能に支持する第１及び第２ラジアル静圧軸受と、前記回転軸を軸方向において回転可能に支持するスラスト静圧軸受と、を備え、前記軸受室に、前記膨張室から前記制動ガス室に向かって、前記第１ラジアル静圧軸受、前記スラスト静圧軸受、及び前記第２ラジアル静圧軸受が順に位置するように設けられ、且つ、前記軸受室の前記第１ラジアル静圧軸受と前記スラスト静圧軸受との間の部分に設けられた第２ラビリンスシールと、前記スラスト静圧軸受の出口及び前記第２ラジアル静圧軸受の出口に上流端が接続された軸受ガス専用排出経路と、前記軸受ガス専用排出経路に設けられ、前記スラスト静圧軸受及び前記第２ラジアル静圧軸受の背圧を調整する第２背圧調整弁と、前記制動ガス室の出口に一端が接続され、且つ、前記制動ガス室の入口に他端が接続された制動ラインと、前記制動ラインに一端が接続され、且つ、前記軸受ガス専用排出経路に他端が接続された通気経路と、を更に備えてもよい。
　上記構成によれば、通気経路を介して、制動ラインの圧力とスラスト静圧軸受及び第２ラジアル静圧軸受の背圧とを均一にさせ、第１ラジアル静圧軸受の軸受背圧とは独立した圧力制御を行うことができる。更に、上記構成によれば、第２ラビリンスシールを第１ラジアル静圧軸受とスラスト静圧軸受の間に移動することにより、第２ラジアル静圧軸受と膨張室の間の距離を短縮する事が可能で、第２ラジアル静圧軸受から膨張室側への回転軸の軸長も短縮でき、回転体質量を軽減し振動安定性の向上を図る事が可能である。
　上記膨張タービン装置では、前記静圧気体軸受は、前記回転軸を径方向において回転可能に支持する第１及び第２ラジアル静圧軸受と、前記回転軸を軸方向において回転可能に支持するスラスト静圧軸受と、を備え、前記軸受室に、前記膨張室から前記制動ガス室に向かって、前記第１ラジアル静圧軸受、前記スラスト静圧軸受、及び前記第２ラジアル静圧軸受が順に位置するように設けられ、且つ前記第１ラビリンスシールは、前記軸受室の前記膨張室側の端と前記第１ラジアル静圧軸受が設けられた部分との間の部分に設けられ、前記第１ラジアル静圧軸受の前記膨張室側の出口に前記混合ガス排出経路の上流端が接続され、前記第１ラジアル静圧軸受の前記制動ガス室側の出口、前記スラスト静圧軸受の出口及び前記第２ラジアル静圧軸受の出口に軸受ガス専用排出経路の上流端が接続されていてもよい。
　上記構成によれば、第１ラビリンスシールに最も隣接する第１ラジアル静圧軸受の膨張室側の出口に対してのみ背圧制御を実施するので、背圧設定の自由度が増し、好適な制御が実現できる。
　本発明によれば、静圧気体軸受を備える膨張タービン装置において低温ガスのシール漏洩を抑制することができる。これにより、タービンの効率低下、軸受室の冷却を抑制することができる。
　本発明の上記目的、他の目的、特徴、及び利点は、添付図面参照の下、以下の好適な実施態様の詳細な説明から明らかにされる。
第１実施形態に係る膨張タービン装置の構造を示す一部断面図である。 図１のラジアル静圧軸受の構成を示す概略図である。 図１のスラスト静圧軸受の構成を示す概略図である。 図１のラビリンスシールの構成を示す模式図である。 図１の膨張タービン装置の全体的な構成を示す概略図である。 第２実施形態に係る膨張タービン装置の構成を示す模式図である。 第３実施形態に係る膨張タービン装置の構成を示す模式図である。 第４実施形態に係る膨張タービン装置の構成を示す模式図である。
　以下、本発明に係る実施形態について図面を参照しつつ説明する。以下では、全ての図面を通じて同一又は相当する要素には同じ符号を付して、重複する説明は省略する。
　（第１実施形態）
　図１は、第１実施形態に係る膨張タービン装置の構造を示す一部断面図である。図１に示すように、膨張タービン装置１は、本体１０内部に膨張室２１と制動ガス室２０と軸挿通孔２２とが形成される。本体１０は、例えば、ケーシング形状に形成される。軸挿通孔２２は、膨張室２１と制動ガス室２０とを連通し且つ回転軸１３が挿通可能なように形成される。
　回転軸１３は、軸挿通孔２２に隙間を有して挿通され、一方の端部にタービンインペラ１１が設けられ、他方の端部にブレーキインペラ１２が設けられる。回転軸１３は、本体１０内で上下方向に延び、上下軸線回りに回転可能に支持されている。
　タービンインペラ１１は、膨張室２１に収容され、冷媒ガスを膨張させるように構成される。タービンインペラ１１は、回転軸１３の下端部に形成されている。本体１０下部には、膨張室入口２４及び膨張室出口２６が形成され、これによりタービンインペラ１１を収容している膨張室２１が本体１０外部のタービンライン１６（図５参照）に連通する。タービンライン１６から膨張室入口２４に流入した冷媒は、タービンインペラ１１に向けて噴射される。冷媒ガスは、タービンインペラ１１の回転に伴い膨張及び降温した後に、膨張室出口２６から本体１０外部に流出する。
　ブレーキインペラ１２は、制動ガス室２０に収容され、冷媒ガスと同じ種類の制動ガスによって制動される。ブレーキインペラ１２は、回転軸１３の上端部に形成されている。本体１０上部には、制動ガス室入口２７及び制動ガス室出口２９が形成され、これによりブレーキインペラ１２を収容している制動ガス室２０が本体１０外部の制動ライン１５（図５参照）に連通する。制動ライン１５から制動ガス室入口２７に流入した常温の制動ガスは、ブレーキインペラ１２に向けてそのまま流入する。制動ガスは、ブレーキインペラ１２の回転に伴い圧縮されて昇圧及び昇温した後に、制動ガス室出口２９から制動ライン１５を経て制動ガス室入口２７へ戻る。
　静圧気体軸受１４は、軸挿通孔２２に形成された軸受室２３に設けられ、膨張室入口２４から供給され且つ膨張室出口２６から排出される冷媒ガスと同じ種類の軸受ガスの静圧によって回転軸１３を回転可能に支持する。静圧気体軸受１４は、回転軸１３を径方向において回転可能に支持するラジアル静圧軸受１４ａ及び１４ｄと、回転軸１３を軸方向において回転可能に支持するスラスト静圧軸受１４ｂ及び１４ｃとを備える。これらの静圧気体軸受１４ａ～１４ｄは、略円筒状に形成され、回転軸１３の外周側を取り囲むようにして設けられる。軸受室２３に、膨張室２１から制動ガス室２０に向かって、第１ラジアル静圧軸受１４ｄ、第１スラスト静圧軸受１４ｃ、第２スラスト静圧軸受１４ｂ、ラジアル静圧軸受１４ａが順に位置するように設けられる。第２スラスト静圧軸受１４ｂ及び第１スラスト静圧軸受１４ｃは、回転軸１３の上下中央部から径方向に突出するスラストカラー３４を上下方向に挟むようにして配置される。
　本体１０内には、第１共通給気通路３５ａと、第２共通給気通路３５ｂと、共通排気通路３６が形成される。第１共通給気通路３５ａと、第２共通給気通路３５ｂと、共通排気通路３６は、周方向に異なる位置に形成される。第１共通給気通路３５ａは、軸受ガス入口４９と連通し、軸受ガスを第２ラジアル静圧軸受１４ａ、第１ラジアル静圧軸受１４ｄの隙間に供給される軸受ガスが流れる通路であり、第２共通給気通路３５ｂは、軸受ガス入口４９と連通し、軸受ガスを第２スラスト静圧軸受１４ｂ、第１スラスト静圧軸受１４ｃの隙間に供給される軸受ガスが流れる通路である。本実施形態では、第１共通給気通路３５ａと第２共通給気通路３５ｂは独立に構成されているが、共通に構成されてもよい。共通排気通路３６は、軸受ガス出口５０と連通し、各静圧気体軸受１４ａ～１４ｄの隙間から排出された軸受ガスが流れる通路である。
　第１共通給気通路３５ａは、第１給気通路３７及び第２給気通路３８に分岐される。第２共通給気通路３５ｂは、第３給気通路４３及び第４給気通路４４に分岐される。第１給気通路３７は、第２ラジアル静圧軸受１４ａの隙間に供給される軸受ガスが流れる通路である。第２給気通路３８は、第１ラジアル静圧軸受１４ｄの隙間に供給される軸受ガスが流れる通路である。第３給気通路４３は、第２スラスト静圧軸受１４ｂの隙間に供給される軸受ガスが流れる通路である。第４給気通路４４は、第１スラスト静圧軸受１４ｃの隙間に供給される軸受ガスが流れる通路である。
　共通排気通路３６は、第１排気通路３９と、第２排気通路４０と、第３排気通路４１と、第４排気通路４２と連通している。第１排気通路３９は、第２ラジアル静圧軸受１４ａの隙間から上側に排出された軸受ガスが流れる通路である。第２排気通路４０は、第２ラジアル静圧軸受１４ａの隙間から下側に排出された軸受ガス及び、第２スラスト静圧軸受１４ｂの隙間から上側に排出された軸受ガスが流れる通路である。第３排気通路４１は、第１スラスト静圧軸受１４ｃの隙間から下側に排出された軸受ガス及び第１ラジアル静圧軸受１４ｄの隙間から上側に排出された軸受ガスが流れる通路である。第４排気通路４２は、第１ラジアル静圧軸受１４ｄの隙間から下側に排出された軸受ガスが流れる通路であるとともに、第４排気通路４２には、第１ラビリンスシール３０を通じて膨張室２１から第１ラジアル静圧軸受１４ｄの軸受室２３に漏洩する冷媒ガスが流入する。
　図２は、第１ラジアル静圧軸受１４ｄの断面図を模式的に示している。図２に示すように、回転軸１３の外周側を取り囲むようにして略円筒状に軸受部材５１が形成されている。軸受部材５１は、回転軸１３との間に隙間を有する。軸受部材５１には複数のノズル穴（軸受入口）５１ａが円周方向に形成される。図１の第１共通給気通路３５ａから分岐された第２給気通路３８を流れる軸受ガスはノズル穴５１ａから回転軸１３に噴射される。第１ラジアル静圧軸受１４ｄの軸受膜（点線）が、軸受部材５１の内周面と回転軸１３の外周面との間に形成される。第１ラジアル静圧軸受１４ｄの隙間の一端（軸受出口）から上側に排出された軸受ガス（点線矢印）は、図１の第３排気通路４１から共通排気通路３６を通って排出される。第１ラジアル静圧軸受１４ｄの隙間の他端（軸受出口）から下側に排出された軸受ガス（点線矢印）は図１の第４排気通路４２から共通排気通路３６を通って排出される。図１の第２ラジアル静圧軸受１４ａも第１ラジアル静圧軸受１４ｄと同様な構成を備えており、軸受ガスによる軸受膜が形成され、第２ラジアル静圧軸受１４ａの隙間の両端（軸受出口）から上下に排出された軸受ガスは第１排気通路３９及び第２排気通路４０を通って共通排気通路３６に導かれる。
　図３は、スラスト静圧軸受１４ｂ及び１４ｃの断面図を模式的に示している。図３に示すように、回転軸１３及びスラストカラー３４は、本体１０内部において隙間を有して配置される。ここで第３給気通路４３は、図１の第２共通給気通路３５ｂから分岐され、第２スラスト静圧軸受１４ｂの隙間に供給される軸受ガスが流れる通路である。第４給気通路４４は、第２共通給気通路３５ｂから分岐され、第１スラスト静圧軸受１４ｃの隙間に供給される軸受ガスが流れる通路である。
　第３給気通路４３を流れる軸受ガスはノズル穴（軸受入口）４３ａから噴射され、第２スラスト静圧軸受１４ｂの軸受膜（点線）が、軸挿通孔２２の内壁２２ａの下端面とスラストカラー３４の上端面との間に形成される。第４給気通路４４を流れる軸受ガスはノズル穴４４ａから噴射され、第１スラスト静圧軸受１４ｃの軸受膜（点線）が、軸挿通孔２２の内壁２２ａの上端面とスラストカラー３４の下端面との間に形成される。第２スラスト静圧軸受１４ｂの隙間の一端（軸受出口）から上側に排出された軸受ガス（点線矢印）は図１の第２排気通路４０から共通排気通路３６を通って排出される。第１スラスト静圧軸受１４ｃの隙間の他端（軸受出口）から下側に排出された軸受ガス（点線矢印）は図１の第３排気通路４１から共通排気通路３６を通って排出される。尚、第２スラスト静圧軸受１４ｂの隙間の一端（軸受出口）から下側に流出した軸受ガス（点線矢印）及び第１スラスト静圧軸受１４ｃの軸受隙間の他端（軸受出口）から上側に流出した軸受ガス（点線矢印）も共通排気通路３６を通って排出される。
　図１の本体１０は、軸受ガス入口４９及び軸受ガス出口５０を有している。軸受ガス入口４９は、第１共通給気通路３５ａ及び第２共通給気通路３５ｂと連通している。軸受ガス出口５０は、共通排気通路３６と連通している。軸受ガス入口４９から、膨張タービン装置１の本体１０内の静圧気体軸受１４ａ～１４ｄに軸受ガスが供給される。軸受ガスには冷媒ガスと同じ種類のガスが使用される。静圧気体軸受１４ａ～１４ｄの隙間に軸受ガスが供給されることにより、回転軸１３を本体１０内で回転可能に支持することができ、回転軸１３のラジアル荷重及びスラスト荷重を良好に支持することができる。起動時及び停止時に、回転軸１３の外周面と、静圧気体軸受１４ａ～１４ｄの内周面との間で摩擦が生じない。このため、膨張タービン装置１の長寿命化を図ることができる。
　また、軸受室２３の膨張室２１側の端と第１ラジアル静圧軸受１４ｄが設けられた部分との間の部分には第１ラビリンスシール３０が設けられる（図１参照）。図４は、第１ラビリンスシール３０の構成を示す模式図である。図４に示すように、第１ラビリンスシール３０は、回転軸１３と一定間隔を空けて回転軸１３の外周側を取り囲むような内周面を有する。内周面の表面には凹凸の隙間が複数設けられている。冷媒が隙間に進入する毎に漏れ圧が徐々に低下する。膨張室２１で断熱膨張された極低温の冷媒ガスと軸受ガスとの相互の冷媒の漏洩が抑制される。なお、制動ガス室２０側の端と第２ラジアル静圧軸受１４ａが設けられた部分との間の部分にも同様な構造の第２ラビリンスシール３１が設けられる（図１参照）。制動ガス室２０の制動ガスと軸受ガスとの相互の冷媒の漏洩が抑制される。
　図５は、図１の膨張タービン装置１の全体的な構成を示す概略図である。以下では既に説明した構成については説明を省略する。図５に示すように、膨張タービン装置１は、本体１０と、制動ライン１５と、タービンライン１６と、軸受供給ライン１７と、排気ライン１８と、温度センサ６０と、第１背圧調整弁８０と、制御装置９０と、を備える。
　制動ライン１５は、制動ガスを循環させ、ブレーキインペラ１２に制動ガスを供給するための配管である。制動ライン１５の一端は、図１の制動ガス室２０の制動ガス室入口２７に接続され、制動ライン１５の他端は、制動ガス室２０の制動ガス室出口２９に接続される。制動ライン１５の途中には熱交換器５３が設けられる。
　熱交換器５３は、制動ライン１５を循環する制動ガスを降温及び降圧する。また、制動ライン１５を循環する制動ガスは、ブレーキインペラ１２を通過する過程で、圧縮されて昇温及び昇圧するが、熱交換器５３を通過することにより、降温及び降圧される。
　タービンライン１６は、タービンインペラ１１に冷媒ガスを供給するための配管である。タービンライン１６の一端は、図１の膨張室２１の膨張室入口２４に接続され、タービンライン１６の他端は、膨張室２１の膨張室出口２６に接続される。膨張室２１の膨張室入口２４の上流において圧縮機（図示せず）により圧縮された低温高圧の冷媒がタービンインペラ１１へ導かれる。タービンインペラ１１は低温高圧の冷媒を、断熱膨張により降温及び降圧させる。
　軸受供給ライン１７は、静圧気体軸受１４ａ～１４ｄに軸受ガスを供給するように構成される。軸受供給ライン１７の一端は、例えば液化システムの原料ガスを送るフィードラインに接続され、軸受供給ライン１７の他端は、本体１０の軸受ガス入口４９に接続される（図１参照）。軸受供給ライン１７は、第２ラジアル静圧軸受１４ａと、第２スラスト静圧軸受１４ｂと、第１スラスト静圧軸受１４ｃと、第１ラジアル静圧軸受１４ｄのそれぞれに軸受ガスを供給するように構成されている。軸受供給ライン１７は、図１の第１共通給気通路３５ａ及び第２共通給気通路２５ｂに連通されている。第１共通給気通路３５ａから分岐された第１給気通路３７及び第２給気通路３８を通じて第２ラジアル静圧軸受１４ａ、第１ラジアル静圧軸受１４ｄに軸受ガスが供給され、第２共通給気通路３５ｂから分岐された第３給気通路４３及び第４給気通路４４を通じて、第１スラスト静圧軸受１４ｃ及び第２スラスト静圧軸受１４ｂに軸受ガスが供給される（図１参照）。
　排気ライン１８は、静圧気体軸受１４ａ～１４ｄの軸受室２３出口に上流端が接続され、静圧気体軸受１４ａ～１４ｄを通過した軸受ガスを排出する。本実施形態では、排気ライン１８の上流端は図１の軸受ガス出口５０に接続される。排気ライン１８は、図１の第１排気通路３９と、第２排気通路４０と、第３排気通路４１と、第４排気通路４２と、共通排気通路３６とを含む（図１参照）。排気ライン１８は、静圧気体軸受１４ａ～１４ｄを通過した軸受ガスと第１ラビリンスシール３０を通じてタービンライン１６（膨張室）から第１ラジアル静圧軸受１４ｄの軸受室２３に漏洩する冷媒ガスとの混合ガスを排出するように構成された混合ガス排出経路である。
　温度センサ６０は、排気ライン１８に設けられ、排気ライン１８の軸受排気温度Ｔ１を計測するように構成される。温度センサ６０は、計測した温度情報を制御装置９０に出力するように構成される。
　第１背圧調整弁８０は、排気ライン１８に設けられ、制御装置９０の指令に基づいて排気ライン１８の背圧を調整するように構成される。
　制御装置９０は、排気ライン１８に設けられ、温度センサ６０で計測された軸受排気温度Ｔ１に基づいて第１背圧調整弁８０の開閉を制御する。本実施形態では、制御装置９０は、膨張タービン装置１のみならず、圧縮機等のその他の装置を制御する機能を有する。制御装置９０は、例えば、ＣＰＵ、ＲＯＭ及び入出力インターフェイスを主体として構成されたマイクロコンピュータである。制御装置９０の入力側には排気ライン１８の圧力及び温度の測定値、タービン回転数等のプロセスデータが入力される。制御装置９０の出力側には、第１背圧調整弁８０，供給弁，排出弁等が接続されている。ＣＰＵは、ＲＯＭに記憶されている制御プログラムを実行する。ＣＰＵは、プロセスデータの温度測定値を監視しながら、軸受背圧が設定どおり得られるように第１背圧調整弁８０を制御する。制御装置９０は、軸受排気温度Ｔ１が基準値ＴＳよりも低下した場合に、軸受背圧Ｐ１を上げるように制御する。ここで温度基準値ＴＳは正常時における所定の値又は一定の範囲の値である。
　次に、以上のような構成の膨張タービン装置１の動作について図５を用いて説明する。膨張タービン装置１はタービンライン１６を通じて供給された低温高圧の冷媒により超高速回転する。膨張タービン装置１の運転中において、軸受供給ライン１７からタービン本体１０の静圧気体軸受１４ａ～１４ｄの隙間に軸受ガスが供給される。これにより、回転軸１３が本体１０内で回転可能に支持され、回転軸１３のラジアル荷重及びスラスト荷重が支持される。排気ライン１８からは静圧気体軸受１４ａ～１４ｄの軸受ガスが排出される。タービンインペラ１１が収容された軸受室２３の膨張室２１側の端と第１ラジアル静圧軸受１４ｄが設けられた部分との間の部分には第１ラビリンスシール３０が設けられているが、第１ラビリンスシール３０を通じてタービンライン１６（膨張室）から軸受室２３に漏洩する冷媒ガスが存在する。このため、排気ライン１８には、軸受ガスと漏洩した冷媒ガスとの混合ガスが含まれる。第１ラビリンスシール３０を通じてタービンライン１６（膨張室）から軸受室２３に漏洩する冷媒ガスが増加した場合、温度センサ６０で計測される排気ライン１８の温度が低下する。第１ラビリンスシール３０の差圧が大きいほど漏洩量が増大する。第１ラビリンスシール３０の入口又は出口はセンサの設置が難しく正確な圧力計測は困難である。そこで、制御装置９０は、排気ライン１８の軸受排気温度Ｔ１が基準値ＴＳよりも低下した場合に、軸受背圧Ｐ１を上げるように制御する。これにより、第１ラビリンスシール３０の差圧が小さくなるので、漏洩量を抑制することができる。
　（第２実施形態）
　次に、第２実施形態について、図６を用いて説明する。以下では、第１実施形態と共通する構成の説明は省略し、相違する構成についてのみ説明する。
　図６は、第２実施形態に係る膨張タービン装置１Ａの構成を示す模式図である。図６に示すように、膨張タービン装置１Ａは、第１実施形態（図５）と比較すると、第１ラジアル静圧軸受１４ｄの出口に排気ライン（混合ガス排出経路）１８の上流端が接続され、第１スラスト静圧軸受１４ｃ及び第２スラスト静圧軸受１４ｂの出口及び第２ラジアル静圧軸受１４ａの出口に軸受排気ライン（軸受ガス専用排出経路）１８ａの上流端が接続されている点が相違する。排気ライン１８は、第１ラジアル静圧軸受１４ｄを通過した軸受ガスを排出するように構成される。軸受排気ライン１８ａは、スラスト静圧軸受１４ｂ、１４ｃ、及び第２ラジアル静圧軸受１４ａを通過した軸受ガスを排出するように構成される。本実施形態では、軸受排気ライン１８ａの下流端は排気ライン１８の途中で合流するように構成されている。また、第１ラジアル静圧軸受１４ｄと第１スラスト静圧軸受１４ｃとの間の部分には第３ラビリンスシール３２が設けられる。
　更に、本実施形態では、排気ライン１８に温度センサ６０と、第１背圧調整弁８０が設けられている。軸受排気ライン１８ａに圧力センサ１００と、第２背圧調整弁１１０が設けられている。圧力センサ１００及び第２背圧調整弁１１０により、静圧気体軸受１４ａ、１４ｂ、１４ｃの圧力制御を行う。更に、膨張室２１側に位置する第１ラジアル静圧軸受１４ｄに対してのみ、他の静圧気体軸受１４ａ、１４ｂ、１４ｃとは独立した背圧制御が実施される。背圧制御は背圧を上げ過ぎると軸受性能が低下するという弊害を伴う場合があるが、本実施形態によれば第１ラビリンスシール３０に隣接する膨張室２１側の第１ラジアル静圧軸受１４ｄのみを制御してその目的を果たすことができ、且つその他の静圧気体軸受１４ａ、１４ｂ、１４ｃの背圧設定の自由度が増し、好適な制御が実現できる。
　（第３実施形態）
　次に、第３実施形態について、図７を用いて説明する。以下では、上記実施形態と共通する構成の説明は省略し、相違する構成についてのみ説明する。
　図７は、第３実施形態に係る膨張タービン装置１Ｂの構成を示す模式図である。図７に示すように、膨張タービン装置１Ｂは、第１実施形態（図５）と比較すると、第２ラビリンスシール３１が、第１ラジアル静圧軸受１４ｄと第１スラスト静圧軸受１４ｃとの間の部分に設けられる。第１ラジアル静圧軸受１４ｄの出口に排気ライン（混合ガス排出経路）１８の上流端が接続され、第１スラスト静圧軸受１４ｃ及び第２スラスト静圧軸受１４ｂの出口及び第２ラジアル静圧軸受１４ａの出口に軸受排気ライン（軸受ガス専用排出経路）１８ａの上流端が接続されている。更に、軸受排気ライン１８ａに圧力センサ１００と、第２背圧調整弁１１０が設けられている。そして、本実施形態では、制動ライン１５に一端が接続され、且つ、軸受排気ライン１８ａに他端が接続された通気経路１５ｂを更に備える点が相違する。
　上記構成によれば、第２実施形態による効果に加え、通気経路１５ｂを介して、制動ライン１５の圧力とスラスト静圧軸受１４ｂ、１４ｃ及び第２ラジアル静圧軸受１４ａの背圧とを均一にすることができ、その圧力を圧力センサ１００及び第２背圧調整弁１１０により制御を行なう事ができる。
　また、上記構成によれば、第２ラビリンスシール３１を第１ラジアル静圧軸受１４ｄとスラスト静圧軸受１４ｃの間に移動することにより、第２ラジアル静圧軸受１４ａと膨張室２１の間の距離を短縮する事が可能で、第２ラジアル静圧軸受１４ａから膨張室２１側への回転軸１３の軸長も短縮でき、回転体質量を軽減し振動安定性の向上を図る事が可能である。
　（第４実施形態）
　次に、第４実施形態について、図８を用いて説明する。以下では、上記実施形態と共通する構成の説明は省略し、相違する構成についてのみ説明する。
　図８は、第４実施形態に係る膨張タービン装置１Ｃの構成を示すブロック図である。図８に示すように、膨張タービン装置１Ｃは、第１実施形態（図５）と比較すると、排気ライン１８の上流端が、第１ラジアル静圧軸受１４ｄの膨張室側の出口のみに接続される点、及び軸受排気ライン１８ａの上流端が、第１ラジアル静圧軸受１４ｄの制動ガス室側の出口、スラスト静圧軸受１４ｂ、１４ｃの出口及び第２ラジアル静圧軸受１４ａの出口に接続される点が相違する。排気ライン１８は、第１ラジアル静圧軸受１４ｄの隙間から膨張室側に排出された軸受ガスと第１ラビリンスシール３０を通じて膨張室２１から軸受室２３に漏洩する冷媒ガスとの混合ガスを排出する。
　上記構成によれば、第１ラビリンスシール３０に最も隣接する第１ラジアル静圧軸受１４ｄの膨張室側の出口に対してのみ背圧制御を実施するので、漏洩した低温ガスの温度対策を効果的に実施できる。また、背圧設定の自由度が増し、好適な制御が実現できる。
　上記説明から、当業者にとっては、本発明の多くの改良や他の実施形態が明らかである。従って、上記説明は、例示としてのみ解釈されるべきであり、本発明を実行する最良の態様を当業者に教示する目的で提供されたものである。本発明の精神を逸脱することなく、その構造及び機能の一方又は双方の詳細を実質的に変更できる。
　本発明は、静圧気体軸受を備える膨張タービンに有用である。
１，１Ａ，１Ｂ，１Ｃ　膨張タービン装置
１０　タービン本体
１１　タービンインペラ
１２　ブレーキインペラ
１３　回転軸
１４　静圧気体軸受
１４ａ　第２ラジアル静圧軸受（制動ガス室側）
１４ｂ　第２スラスト静圧軸受（制動ガス室側）
１４ｃ　第１スラスト静圧軸受（膨張室側）
１４ｄ　第１ラジアル静圧軸受（膨張室側）
１５　制動ライン
１６　タービンライン
１７　軸受供給ライン
１８　排気ライン（混合ガス排出経路）
１８ａ　軸受排気ライン（軸受ガス専用排出経路）
２０　制動ガス室
２１　膨張室
２２　軸挿通孔
２３　軸受室
２４　膨張室入口
２６　膨張室出口
２７　制動ガス室入口
２９　制動ガス室出口
３０　第１ラビリンスシール（膨張室側）
３１　第２ラビリンスシール（制動ガス室側）
３２　第３ラビリンスシール
６０　温度センサ
８０　第１背圧調整弁
９０　制御装置
１００　圧力センサ
１１０　第２背圧調整弁

Claims (4)

  1. 　内部に膨張室と制動ガス室と軸挿通孔とが形成され、且つ前記軸挿通孔は前記膨張室と前記制動ガス室とを連通し且つ回転軸が挿通可能なように形成された本体と、
    　前記膨張室に収容され、冷媒ガスを膨張させるタービンインペラと、
    　前記制動ガス室に収容され、前記冷媒ガスと同じ種類の制動ガスによって制動されるブレーキインペラと、
    　前記軸挿通孔に隙間を有して挿通され、一方の端部に前記タービンインペラが設けられ、他方の端部に前記ブレーキインペラが設けられた前記回転軸と、
    　前記軸挿通孔内に形成された軸受室に設けられ、入口から供給され且つ出口から排出される前記冷媒ガスと同じ種類の軸受ガスの静圧によって前記回転軸を回転可能に支持する静圧気体軸受と、
    　前記軸受室の前記膨張室側の端と前記静圧気体軸受が設けられた部分との間の部分に設けられた第１ラビリンスシールと、
    　前記軸受ガスと前記第１ラビリンスシールを通じて前記膨張室から前記軸受室に漏洩する冷媒ガスとの混合ガスを排出する混合ガス排出経路と、
    　前記混合ガス排出経路に設けられ、前記静圧気体軸受の背圧を調整する第１背圧調整弁と、
    　前記混合ガス排出経路に設けられ、前記混合ガスの温度を計測する温度センサと、
    　前記混合ガス排出経路を流れる前記混合ガスの温度が低下した場合に前記静圧気体軸受の背圧を上昇させるように前記第１背圧調整弁を制御する制御装置と、
    を備える、膨張タービン装置。
  2. 　前記静圧気体軸受は、前記回転軸を径方向において回転可能に支持する第１及び第２ラジアル静圧軸受と、前記回転軸を軸方向において回転可能に支持するスラスト静圧軸受と、を備え、
    　前記軸受室に、前記膨張室から前記制動ガス室に向かって、前記第１ラジアル静圧軸受、前記スラスト静圧軸受、及び前記第２ラジアル静圧軸受が順に位置するように設けられ、且つ
    　前記第１ラビリンスシールは、前記軸受室の前記膨張室側の端と前記第１ラジアル静圧軸受が設けられた部分との間の部分に設けられ、
    　前記第１ラジアル静圧軸受の出口に前記混合ガス排出経路の上流端が接続され、
    　前記スラスト静圧軸受の出口及び前記第２ラジアル静圧軸受の出口に軸受ガス専用排出経路の上流端が接続されている、請求項１に記載の膨張タービン装置。
  3. 　前記静圧気体軸受は、前記回転軸を径方向において回転可能に支持する第１及び第２ラジアル静圧軸受と、前記回転軸を軸方向において回転可能に支持するスラスト静圧軸受と、を備え、
    　前記軸受室に、前記膨張室から前記制動ガス室に向かって、前記第１ラジアル静圧軸受、前記スラスト静圧軸受、及び前記第２ラジアル静圧軸受が順に位置するように設けられ、且つ
    　前記軸受室の前記第１ラジアル静圧軸受と前記スラスト静圧軸受との間の部分に設けられた第２ラビリンスシールと、
    　前記スラスト静圧軸受の出口及び前記第２ラジアル静圧軸受の出口に上流端が接続された軸受ガス専用排出経路と、
    　前記軸受ガス専用排出経路に設けられ、前記スラスト静圧軸受及び前記第２ラジアル静圧軸受の背圧を調整する第２背圧調整弁と、
    　前記制動ガス室の出口に一端が接続され、且つ、前記制動ガス室の入口に他端が接続された制動ラインと、
    　前記制動ラインに一端が接続され、且つ、前記軸受ガス専用排出経路に他端が接続された通気経路と、を更に備える、請求項１に記載の膨張タービン装置。
  4. 　前記静圧気体軸受は、前記回転軸を径方向において回転可能に支持する第１及び第２ラジアル静圧軸受と、前記回転軸を軸方向において回転可能に支持するスラスト静圧軸受と、を備え、
    　前記軸受室に、前記膨張室から前記制動ガス室に向かって、前記第１ラジアル静圧軸受、前記スラスト静圧軸受、及び前記第２ラジアル静圧軸受が順に位置するように設けられ、且つ
    　前記第１ラビリンスシールは、前記軸受室の前記膨張室側の端と前記第１ラジアル静圧軸受が設けられた部分との間の部分に設けられ、
    　前記第１ラジアル静圧軸受の前記膨張室側の出口に前記混合ガス排出経路の上流端が接続され、
    　前記第１ラジアル静圧軸受の前記制動ガス室側の出口、前記スラスト静圧軸受の出口及び前記第２ラジアル静圧軸受の出口に軸受ガス専用排出経路の上流端が接続されている、請求項１に記載の膨張タービン装置。
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Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN111183271A (zh) * 2017-10-27 2020-05-19 川崎重工业株式会社 膨胀涡轮
EP3805529A1 (de) * 2019-10-11 2021-04-14 Atlas Copco Energas Gmbh Verfahren zum betrieb einer turbomaschine mit kohlenstoffdioxid
FR3114870A1 (fr) * 2020-10-05 2022-04-08 L'air Liquide, Societe Anonyme Pour L'etude Et L'exploitation Des Procedes Georges Claude Installation et procédé de réfrigération et/ou de liquéfaction d’un fluide

Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP6985886B2 (ja) 2017-10-27 2021-12-22 川崎重工業株式会社 ガス膨張システム
US10422373B1 (en) * 2018-04-04 2019-09-24 General Electric Company Machine thrust bearing assembly
CN111365080B (zh) * 2020-03-09 2022-07-26 浙江省能源集团有限公司 一种天然气静压气浮轴承双级膨胀发电机及发电系统
CN113503368B (zh) * 2021-08-23 2022-09-16 蒋雪莲 一种无磨损软密封蝶阀

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3038318A (en) * 1957-06-07 1962-06-12 Sulzer Ag Expansion turbine and turbocompressor connected therewith in a cold producing plant
US3105631A (en) * 1961-08-15 1963-10-01 Sulzer Ag Expansion turbine having a gas bearing
JPH06101498A (ja) * 1992-09-18 1994-04-12 Hitachi Ltd 磁気軸受式タービン・コンプレッサ
JPH07259855A (ja) * 1994-03-17 1995-10-09 Hitachi Ltd スラストバランス室付ガス軸受タービン
JP2012219711A (ja) * 2011-04-08 2012-11-12 Kawasaki Heavy Ind Ltd 液化システム

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3038318A (en) * 1957-06-07 1962-06-12 Sulzer Ag Expansion turbine and turbocompressor connected therewith in a cold producing plant
US3105631A (en) * 1961-08-15 1963-10-01 Sulzer Ag Expansion turbine having a gas bearing
JPH06101498A (ja) * 1992-09-18 1994-04-12 Hitachi Ltd 磁気軸受式タービン・コンプレッサ
JPH07259855A (ja) * 1994-03-17 1995-10-09 Hitachi Ltd スラストバランス室付ガス軸受タービン
JP2012219711A (ja) * 2011-04-08 2012-11-12 Kawasaki Heavy Ind Ltd 液化システム

Cited By (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN111183271A (zh) * 2017-10-27 2020-05-19 川崎重工业株式会社 膨胀涡轮
US11293306B2 (en) 2017-10-27 2022-04-05 Kawasaki Jukogyo Kabushiki Kaisha Expansion turbine
CN111183271B (zh) * 2017-10-27 2023-02-28 川崎重工业株式会社 膨胀涡轮
EP3805529A1 (de) * 2019-10-11 2021-04-14 Atlas Copco Energas Gmbh Verfahren zum betrieb einer turbomaschine mit kohlenstoffdioxid
FR3114870A1 (fr) * 2020-10-05 2022-04-08 L'air Liquide, Societe Anonyme Pour L'etude Et L'exploitation Des Procedes Georges Claude Installation et procédé de réfrigération et/ou de liquéfaction d’un fluide
WO2022073799A1 (fr) * 2020-10-05 2022-04-14 L'air Liquide Societe Anonyme Pour L'etude Et L'exploitation Des Procedes Georges Claude Installation et procédé de réfrigération et/ou de liquefaction d'un fluide
US12422185B2 (en) 2020-10-05 2025-09-23 L'air Liquide, Societe Anonyme Pour L'etude Et L'exploitation Des Procedes Georges Claude Facility and method for refrigeration and/or liquefaction of a fluid

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