WO2016203768A1 - 膨張タービン装置 - Google Patents

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WO2016203768A1
WO2016203768A1 PCT/JP2016/002900 JP2016002900W WO2016203768A1 WO 2016203768 A1 WO2016203768 A1 WO 2016203768A1 JP 2016002900 W JP2016002900 W JP 2016002900W WO 2016203768 A1 WO2016203768 A1 WO 2016203768A1
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gas
bearing
pressure
chamber
labyrinth seal
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PCT/JP2016/002900
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English (en)
French (fr)
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英嗣 石丸
雄一 齋藤
大祐 仮屋
遼太 武内
直人 阪井
智浩 阪本
Original Assignee
川崎重工業株式会社
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C32/00—Bearings not otherwise provided for
    • F16C32/06—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings
    • F16C32/0603—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings supported by a gas cushion, e.g. an air cushion
    • F16C32/0614—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings supported by a gas cushion, e.g. an air cushion the gas being supplied under pressure, e.g. aerostatic bearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/72—Sealings
    • F16C33/76—Sealings of ball or roller bearings
    • F16C33/80—Labyrinth sealings

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, a shaft inserted through the shaft insertion hole with a gap, the rotating shaft provided with the turbine impeller at one end and the brake impeller at the other end, and the shaft insertion hole A hydrostatic gas bearing that is provided in a bearing chamber formed on the shaft and rotatably supports the rotary shaft by a static pressure of a bearing gas of the same type as the refrigerant gas supplied from the inlet and discharged from the outlet; and the shaft A labyrinth seal provided between a chamber and the expansion chamber, a gas supply path for supplying the same type of gas as the refrigerant gas in the middle of the labyrinth seal, and a bearing chamber outlet of the hydrostatic gas bearing A mixed gas of the bearing gas connected to the upstream end and passing through the static pressure gas bearing, the refrigerant gas leaking from the expansion chamber to the bearing chamber through the labyrinth seal, and the gas supplied in the middle of the labyrinth seal A mixed gas discharge path for discharging, wherein the pressure of the gas supplied in the
  • gas having a pressure lower than the inlet pressure of the expansion chamber and higher than the back pressure of the static pressure bearing is supplied in the middle of the labyrinth seal, and therefore leaks from the expansion chamber to the mixed gas discharge path via the labyrinth seal.
  • the amount of the refrigerant gas to be determined is substantially determined by the gas supply pressure. Therefore, the leakage amount of the refrigerant gas with respect to the back pressure of the same static pressure gas bearing can be reduced as compared with the case where no gas is supplied. For example, when no gas is supplied, there is a method of increasing the bearing back pressure and reducing the labyrinth differential pressure in order to reduce the leakage amount of the refrigerant gas.
  • gas since gas is supplied by the said structure, the leakage amount of the refrigerant gas from a labyrinth seal can be suppressed, without raising a bearing back pressure.
  • the expansion turbine apparatus includes a first pressure sensor that measures the pressure of the gas, a pressure adjustment valve that is provided in the gas supply path, and that adjusts the pressure of the gas, and a second pressure that measures the inlet pressure of the expansion chamber.
  • the apparatus may further include a pressure sensor and a control device that controls the pressure adjusting valve so that the pressure of the gas is lower than an inlet pressure of the expansion chamber and higher than a back pressure of the static pressure bearing.
  • control device controls the gas pressure to be lower than the inlet pressure of the expansion chamber and higher than the back pressure of the static pressure bearing, there is no need to increase the bearing back pressure to reduce the amount of leakage. Further, it is possible to prevent a decrease in bearing performance due to an increase in back pressure.
  • the control device controls the initial pressure of the gas supplied in the middle of the labyrinth seal to the same degree as the bearing back pressure, and the pressure of the gas when the temperature of the mixed gas flowing through the mixed gas discharge path decreases.
  • the pressure regulating valve may be controlled to raise the pressure.
  • 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, a turbine nozzle 25, and an expansion chamber outlet 26 are formed in the lower part of the main body 10.
  • the expansion chamber inlet 24 opens to the lower part of the main body 10.
  • the turbine nozzle 25 communicates with the expansion chamber inlet 24 at one end and communicates with the expansion chamber 21 at the other end.
  • the expansion chamber outlet 26 opens at the center lower portion of the main body 10, whereby the expansion chamber 21 of the turbine impeller 11 communicates with the outside of the main body 10.
  • the refrigerant flowing into the expansion chamber inlet 24 is injected from the other end of the turbine nozzle 25 toward the turbine impeller 11.
  • the refrigerant 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 portion of the main body 10, and thereby the brake gas chamber 20 accommodating the brake impeller 12 communicates with the brake line 15 outside the main body 10.
  • 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 static pressure gas bearing 14 of the same type 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 by the pressure.
  • the static pressure gas bearing 14 includes radial static pressure gas bearings 14a and 14d that support the rotary shaft 13 rotatably in the radial direction, and thrust static pressure gas bearings 14b and 14c that support the rotary shaft 13 rotatably in the axial direction. Is provided.
  • 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 second radial hydrostatic bearing 14a are sequentially provided in the bearing chamber 23 from the expansion chamber 21 toward the braking gas chamber 20. It is provided so that it may be located.
  • 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 gap of the first radial hydrostatic bearing 14d flows.
  • the refrigerant gas leaking from the expansion chamber 21 to the bearing chamber 23 of the first radial hydrostatic bearing 14 d flows into the fourth exhaust passage 42 through the first labyrinth seal 30.
  • 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.
  • Gas (dotted 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.
  • a high-pressure 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.
  • normal temperature hydrogen gas of the same type as the refrigerant gas is used as the bearing gas.
  • a first labyrinth seal 30 is provided between the bearing chamber 23 and the expansion chamber 21 (see FIG. 1).
  • a second labyrinth seal 31 is provided at a portion between the end of the bearing chamber 23 on the brake gas chamber 20 side and a portion where the brake-side radial hydrostatic bearing 14a is provided (see FIG. 1).
  • the first labyrinth seal 30 and the second labyrinth seal 31 are provided so as to surround the outer peripheral side of the rotating shaft 13.
  • a gas supply path 55 is provided in the middle of the first labyrinth seal 30 for supplying a normal temperature gas of the same type as 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 seal teeth are formed on the inner peripheral surface. These seal teeth are formed along the outer periphery of the rotating shaft 13.
  • the seal teeth are formed on the stationary side (first labyrinth seal 30), but may be formed on the rotating shaft 13 side.
  • the seal tooth and the tooth gap are collectively referred to as one stage.
  • the first labyrinth seal 30 located on the rear surface of the turbine impeller 11. (See FIG. 1).
  • the pressure of the leaked refrigerant gas gradually decreases every time it passes through each stage of the first labyrinth seal 30.
  • one end of the gas supply path 55 penetrates the inside from the outer peripheral surface of the first labyrinth seal 30 and opens on the surface of the inner peripheral surface of the seal.
  • one end of the gas supply path 55 is configured to supply gas from the inside of the first labyrinth seal 30 to the rotary shaft 13 from both the left and right sides of FIG. 4, but in the middle of the first labyrinth seal 30.
  • it is the structure which supplies the normal temperature gas of the same kind as refrigerant gas, it will not be limited to the structure of FIG.1 and FIG.4.
  • 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 device 1 includes a main body 10, a braking line 15, a turbine line 16, a bearing supply line 17, a bearing exhaust line 18, a gas supply path 55, and a first pressure sensor 60.
  • 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 is lowered and lowered in pressure and maintained at room temperature by passing through the heat exchanger 53. .
  • the turbine line 16 is a pipe for supplying a refrigerant 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 high-pressure 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 for sending a liquefied 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 bearing exhaust line 18 has an upstream end connected to the outlets of the bearing chambers 23 of the static pressure gas bearings 14 a to 14 d, and the turbine line 16 (expansion chamber) through the bearing gas passing through the static pressure gas bearings 14 a to 14 d and the first labyrinth seal 30.
  • the bearing 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. (See FIG. 1).
  • the gas supply path 55 is a pipe for supplying the same type of gas as the refrigerant to the first labyrinth seal 30.
  • One end of the gas supply path 55 is branched from the bearing supply line 17, and the other end of the gas supply path 55 penetrates the inside from the outer peripheral surface of the first labyrinth seal 30 and opens to the surface of the inner peripheral surface of the seal (FIG. 1). reference).
  • the first pressure sensor 60 is provided in the gas supply path 55 is configured to measure the pressure P 1 of the gas.
  • the first pressure sensor 60 is configured to output the measured pressure information to the control device 100.
  • the second pressure sensor 70 configured to measure the turbine line 16, the inlet pressure P 2 of the expansion chamber 21.
  • the second pressure sensor 70 is configured to output the measured pressure information to the control device 100.
  • the third pressure sensor 80 is provided in the bearing exhaust line 18 and is configured to measure the bearing back pressure P 3 of the bearing exhaust line 18. The third pressure sensor 80 is configured to output the measured pressure information to the control device 100.
  • the pressure regulating valve 90 is provided in the gas supply path 55 configured to adjust the pressure P 1 of the gas.
  • the pressure adjustment valve 90 is configured to adjust the opening of the valve based on a command from the control device 100.
  • the temperature sensor 110 is provided in the bearing exhaust line 18 and is configured to measure the bearing exhaust temperature T 1 of the bearing exhaust line 18. The temperature sensor 110 is configured to output the measured temperature information to the control device 100.
  • the control device 100 controls the pressure regulating valve 90 based on the gas pressure P 1 , the inlet pressure P 2 of the expansion chamber 21, the back pressure P 3 of the static pressure gas bearings 14 a to 14 d, and the bearing exhaust temperature T 1. Configured.
  • the control device 100 has a function of controlling not only the expansion turbine device 1 but also other devices such as a compressor.
  • the control device 100 is, for example, a microcomputer mainly composed of a CPU, a ROM, and an input / output interface.
  • process data such as a gas pressure P 1 , an inlet pressure P 2 of the expansion chamber 21, a back pressure P 3 of the bearing exhaust line 18, a measured value of the bearing exhaust temperature T 1 , and a turbine speed are stored. Entered.
  • a pressure regulating valve 90, a supply valve, a discharge valve, and the like are connected to the output side of the control device 100.
  • the CPU executes a control program stored in the ROM. Further, the CPU controls the pressure regulating valve 90 so as to obtain the gas pressure P 1 , the inlet pressure P 2 of the expansion chamber 21, and the bearing back pressure P 3 as set while monitoring the temperature measurement value of the process data. .
  • Controller 100 the initial pressure of the gas pressure P 1 set at the same level as the bearing back pressure P 3, when the bearing exhaust temperatures T 1 is lower than the reference value T S, raising the pressure P 1 of the gas
  • reference temperature T S is the value of a predetermined value or a predetermined range in a normal.
  • high-pressure 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 bearing gas of the static pressure gas bearings 14a to 14d is discharged from the bearing exhaust line 18.
  • the pressure P 2 of the expansion chamber inlet 24 reduces the pressure in the turbine nozzle 25, the main flow of the refrigerant in the turbine line 16 (expansion chamber) adiabatic expansion in the turbine impeller 11 towards the expansion chamber outlet 26.
  • a first labyrinth seal 30 is provided at a portion between the end on the expansion chamber 21 side where the turbine impeller 11 is accommodated and a portion where the radial hydrostatic bearing 14 d is provided.
  • the bearing exhaust line 18 contains a mixed gas of the bearing gas and the leaked refrigerant gas.
  • the amount of leakage of the first labyrinth seal 30 depends on the differential pressure between the pressure P 4 at the inlet of the first labyrinth seal 30 and the pressure at the outlet of the first labyrinth seal 30.
  • Inlet or outlet of the first labyrinth seal 30 is the installation difficult accurate pressure measurement of the sensor is difficult, the pressure of the first labyrinth seal 30 outlet is substantially equal to approximately the bearing back pressure P 3.
  • a gas having a pressure P 1 lower than the inlet pressure P 2 of the expansion chamber 21 and higher than the back pressure P 3 of the static pressure bearing is supplied in the middle of the first labyrinth seal 30.
  • the amount of refrigerant gas leaks from the expansion chamber 21 via a first labyrinth seal 30 into the bearing exhaust line 18 is substantially determined by the supply pressure P 1 of the gas. Therefore, the leakage amount of the refrigerant gas with respect to the back pressure of the same static pressure gas bearing can be reduced as compared with the case where no gas is supplied.
  • the labyrinth seal inlet pressure is actually lower than that of the expansion chamber inlet. Room temperature gas will flow. Therefore, it is desirable that the gas supply pressure P 1 be lower than the inlet pressure P 4 of the first labyrinth seal 30. Inlet pressure P 4 of the first labyrinth seal 30 is substantially equal to the outlet pressure of the turbine nozzle 25 FIG. Thereby, room temperature gas can be prevented from flowing into the expansion chamber 21 from the inlet of the first labyrinth seal 30.
  • the control device 100 controls the pressure regulating valve 90 so as to increase the pressure P 1 of the gas supplied to the first labyrinth seal 30 when the bearing exhaust temperature T 1 is lower than the reference value T S. Accordingly, the pressure P 1 on the turbine side of the inlet pressure and the gas in the first labyrinth seal 30 can be balanced, theoretically it is possible to eliminate the leakage of cold gas from the turbine. As a result, it is possible to prevent a decrease in turbine performance and a temperature decrease on the normal temperature side.
  • FIG. 6 is a block diagram showing a configuration of an expansion turbine apparatus 1A according to the second embodiment.
  • the expansion turbine apparatus 1A is different from the first embodiment, is provided in the bearing exhaust line 18, a back pressure regulating valve 120 for adjusting the back pressure P 3 of the externally pressurized gas bearing 14a ⁇ 14d further comprising, control device 100, the point of controlling the back pressure regulating valve 120 to raise the back pressure P 3 of the externally pressurized gas bearing 14a ⁇ 14d when the temperature of the mixed gas flowing in the bearing exhaust line 18 is lowered Is different.
  • control device 100 the point of controlling the back pressure regulating valve 120 to raise the back pressure P 3 of the externally pressurized gas bearing 14a ⁇ 14d when the temperature of the mixed gas flowing in the bearing exhaust line 18 is lowered Is different.
  • the expansion turbine apparatus 1A bearings A means (not shown) for controlling the pressure of the supply line 17 may be further provided.
  • the present invention is useful for an expansion turbine having a hydrostatic 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、ラビリンスシールと、ガス供給経路と、混合ガス排出経路と、を備え、ラビリンスシールの途中に供給されるガスの圧力が膨張室の入口圧力より低く且つ静圧軸受けの背圧より高い。

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、前記軸受室と前記膨張室との間に設けられたラビリンスシールと、前記ラビリンスシールの途中に前記冷媒ガスと同じ種類のガスを供給するためのガス供給経路と、前記静圧気体軸受の軸受室出口に上流端が接続され、前記静圧気体軸受を通過した前記軸受ガスと前記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前記ラビリンスシールの途中に供給されるガスとの混合ガスを排出する混合ガス排出経路と、を備え、前記ラビリンスシールの途中に供給されるガスの圧力が前記膨張室の入口圧力より低く且つ前記静圧軸受けの背圧より高い。
　上記構成によれば、ラビリンスシールの途中に膨張室の入口圧力より低く且つ静圧軸受けの背圧より高い圧力のガスが供給されるので、ラビリンスシールを介して膨張室から混合ガス排出経路に漏洩する冷媒ガスの量が、実質的にガスの供給圧によって定まる。従って、ガスを供給しない場合に比べて、同じ静圧気体軸受の背圧に対する冷媒ガスの漏洩量を低減することができる。例えば、ガスを供給しない場合には、冷媒ガスの漏洩量を減らすために、軸受背圧を上げ、ラビリンス差圧を小さくする方法があるが、軸受性能の低下の恐れがある。これに対し、上記構成により、ガスが供給されるので、軸受背圧を上げることなく、ラビリンスシールからの冷媒ガスの漏洩量を抑えることができる。
　上記膨張タービン装置は、前記ガスの圧力を計測する第１圧力センサと、前記ガス供給経路に設けられ、前記ガスの圧力を調整する圧力調整弁と、前記膨張室の入口圧力を計測する第２圧力センサと、前記ガスの圧力が前記膨張室の入口圧力より低く且つ前記静圧軸受けの背圧より高くなるように前記圧力調整弁を制御する制御装置と、を更に備えてもよい。
　上記構成によれば、制御装置がガスの圧力を膨張室の入口圧力より低く且つ静圧軸受けの背圧より高くなるように制御するので、漏洩量を減らすために軸受背圧を上げる必要がなく、背圧上昇による軸受性能の低下を防止することができる。
　前記制御装置は、前記ラビリンスシールの途中に供給する前記ガスの初期圧力を軸受背圧と同程度で制御し、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、前記ガスの圧力を上昇させるように前記圧力調整弁を制御してもよい。
　上記構成によれば、ラビリンスシールを通じて膨張室から漏洩する冷媒ガスが増加すると混合ガス排出経路の温度が低下するが、ラビリンスシールに供給するガスの圧力を上昇させることにより、ラビリンスシールのタービン側圧力とガスの圧力を平衡させることができ、理論上はタービンからの低温ガスの漏洩をなくすことができる。また、タービン側を流れている低温ガスの漏洩量が少なくなるので、常温側の温度低下を防ぐことができる。
　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。
　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、タービンノズル２５及び膨張室出口２６が形成されている。膨張室入口２４は、本体１０の下部に開口している。タービンノズル２５は、一端において膨張室入口２４と連通し、他端において膨張室２１と連通している。膨張室出口２６は、本体１０の中央下部に開口しており、これによりタービンインペラ１１の膨張室２１が本体１０外部に連通する。膨張室入口２４に流入した冷媒は、タービンノズル２５の前記他端よりタービンインペラ１１に向けて噴射される。冷媒は、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、前記膨張室入口２４から供給され且つ前記膨張室出口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気体軸受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気体軸受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、第２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。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に高圧の軸受ガスが供給される。本実施形態では、軸受ガスには冷媒ガスと同じ種類の常温の水素ガスが使用される。静圧軸受１４ａ～１４ｄの軸受隙間に高圧の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及びラジアル静圧軸受１４ａ，１４ｄの長寿命化を図ることができる。
　また、軸受室２３と膨張室２１との間に第１ラビリンスシール３０が設けられる（図１参照）。軸受室２３の制動ガス室２０側の端とブレーキ側ラジアル静圧軸受１４ａが設けられた部分との間の部分に第２ラビリンスシール３１が設けられる（図１参照）。第１ラビリンスシール３０及び第２ラビリンスシール３１は、回転軸１３の外周側を取り囲むようにして設けられる。本実施形態では第１ラビリンスシール３０の途中に軸受ガスと同じ種類の常温のガスを供給するためのガス供給経路５５が設けられる。
　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。内周面の表面には複数のシール歯が形成される。これらのシール歯は回転軸１３の外周に沿うように形成される。本実施形態ではシール歯は、静止側（第１ラビリンスシール３０）に形成されているが、回転軸１３側に形成されてもよい。以下ではシール歯と歯溝を合わせて１段と呼ぶ。膨張室入口２４から流入した冷媒はタービンノズル２５を通過した後は、全て膨張室出口２６へ流出するのが理想的であるが、タービンインペラ１１背面に位置する第１ラビリンスシール３０へ一部漏洩することになる（図１参照）。漏洩した冷媒ガスの圧力は第１ラビリンスシール３０の各段を通過する度に徐々に低下する。本実施形態ではガス供給経路５５の一端は、第１ラビリンスシール３０外周面から内部を貫通し、シール内周面の表面に開口している。図４では、ガス供給経路５５の一端は、図４の左右の両側から第１ラビリンスシール３０内部から回転軸１３にガスを供給するように構成されているが、第１ラビリンスシール３０の途中に冷媒ガスと同じ種類の常温ガスを供給する構成であれば図１及び図４の構成に限定されない。
　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、軸受排気ライン１８と、ガス供給経路５５と、第１圧力センサ６０と、第２圧力センサ７０と、第３圧力センサ８０と、圧力調整弁９０と、制御装置１００と、温度センサ１１０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、降温及び降圧し常温に維持される。
　タービンライン１６は、タービンインペラ１１に冷媒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に高圧の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液化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）。
　軸受排気ライン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）から軸受室２３に漏洩する冷媒ガスと第１ラビリンスシール３０の途中に供給される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。本実施形態では、軸受排気ライン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）。
　ガス供給経路５５は、第１ラビリンスシール３０に冷媒と同じ種類のガスを供給するための配管である。ガス供給経路５５の一端は軸受供給ライン１７から分岐され、ガス供給経路５５の他端は第１ラビリンスシール３０外周面から内部を貫通し、シール内周面の表面に開口している（図１参照）。
　第１圧力センサ６０は、ガス供給経路５５に設けられ、ガスの圧力Ｐ１を計測するように構成される。第１圧力センサ６０は、計測した圧力情報を制御装置１００に出力するように構成される。
　第２圧力センサ７０は、タービンライン１６における、膨張室２１の入口圧力Ｐ２を計測するように構成される。第２圧力センサ７０は、計測した圧力情報を制御装置１００に出力するように構成される。
　第３圧力センサ８０は、軸受排気ライン１８に設けられ、軸受排気ライン１８の軸受背圧Ｐ３を計測するように構成される。第３圧力センサ８０は、計測した圧力情報を制御装置１００に出力するように構成される。
　圧力調整弁９０は、ガス供給経路５５に設けられ、ガスの圧力Ｐ１を調整するように構成される。圧力調整弁９０は、制御装置１００の指令に基づいて弁の開度を調整するように構成される。
　温度センサ１１０は、軸受排気ライン１８に設けられ、軸受排気ライン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１１０は、計測した温度情報を制御装置１００に出力するように構成される。
　制御装置１００は、ガスの圧力Ｐ１、膨張室２１の入口圧力Ｐ２、静圧気体軸受１４ａ～１４ｄの背圧Ｐ３、及び軸受排気温度Ｔ１に基づいて圧力調整弁９０を制御するように構成される。本実施形態では、制御装置１００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１００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１００の入力側にはガスの圧力Ｐ１、膨張室２１の入口圧力Ｐ２、軸受排気ライン１８の背圧Ｐ３及び軸受排気温度Ｔ１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１００の出力側には、圧力調整弁９０，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。更に、ＣＰＵは、プロセスデータの温度測定値を監視しながら、ガスの圧力Ｐ１、膨張室２１の入口圧力Ｐ２、軸受背圧Ｐ３が設定どおり得られるように圧力調整弁９０を制御する。制御装置１００は、ガス圧力Ｐ１の初期圧力を軸受背圧Ｐ３と同程度に設定し、軸受排気温度Ｔ１が基準値ＴＳよりも低下した場合に、ガスの圧力Ｐ１を上昇させるように圧力調整弁９０を制御する。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。
　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の隙間に高圧の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。軸受排気ライン１８からは静圧気体軸受１４ａ～１４ｄの軸受ガスが排出される。膨張室入口２４の圧力Ｐ２はタービンノズル２５で減圧し、タービンライン１６（膨張室）の冷媒の主流はタービンインペラ１１で断熱膨張し膨張室出口２６へ向かう。タービンインペラ１１が収容された膨張室２１側の端とラジアル静圧軸受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）から軸受けに漏洩する冷媒ガスが存在する。このため、軸受排気ライン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。このとき第１ラビリンスシール３０の漏洩量は、第１ラビリンスシール３０の入口の圧力Ｐ４と第１ラビリンスシール３０出口の圧力との差圧による。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が、第１ラビリンスシール３０出口の圧力はほぼ軸受背圧Ｐ３とほぼ等しい。
　本実施形態では、膨張室２１の入口圧力Ｐ２より低く且つ静圧軸受けの背圧Ｐ３より高い圧力Ｐ１のガスが第１ラビリンスシール３０の途中に供給される。つまり、第１ラビリンスシール３０を介して膨張室２１から軸受排気ライン１８に漏洩する冷媒ガスの量が、実質的にガスの供給圧力Ｐ１によって定まる。従って、ガスを供給しない場合に比べて、同じ静圧気体軸受の背圧に対する冷媒ガスの漏洩量を低減することができる。例えば、ガスを供給しない場合には、冷媒ガスの漏洩量を減らすために、軸受背圧を上げ、ラビリンス差圧を小さくする方法があるが、軸受性能の低下の恐れがある。これに対し、本実施形態のようにガスを供給する場合は、軸受背圧を上げることなく、第１ラビリンスシール３０からの冷媒ガスの漏洩量を抑えることができる。
　ここで、実際にはラビリンスシール入口圧力は、膨張室入口より低くなるので、ガス圧力が膨張室入口圧力より低くても、ラビリンスシール入口圧力より高いガスを供給すると逆流して、膨張室にも常温ガスが流れてしまう。そこで、ガスの供給圧Ｐ１は、第１ラビリンスシール３０の入口圧力Ｐ４より低くすることが望ましい。第１ラビリンスシール３０の入口圧力Ｐ４は、図１のタービンノズル２５の出口圧力とほぼ等しい。これにより、常温ガスが第１ラビリンスシール３０入口から膨張室２１に流れこむことを防止できる。
　また、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）から軸受けに漏洩する冷媒ガスが増加した場合、温度センサ１１０で計測される軸受排気ライン１８の温度が低下する。制御装置１００は、軸受排気温度Ｔ１が基準値ＴＳよりも低下した場合に、第１ラビリンスシール３０に供給するガスの圧力Ｐ１を上昇させるように圧力調整弁９０を制御する。これにより、第１ラビリンスシール３０のタービン側の入口圧力とガスの圧力Ｐ１を平衡させることができ、理論上はタービンからの低温ガスの漏洩をなくすことができる。その結果、タービン性能の低下を防止し、かつ常温側の温度低下も防ぐことができる。
　（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の構成を示すブロック図である。図６に示すように、膨張タービン装置１Ａは、第１実施形態と比較すると、軸受排気ライン１８に設けられ、静圧気体軸受１４ａ～１４ｄの背圧Ｐ３を調整する背圧調整弁１２０を更に備え、制御装置１００が、軸受排気ライン１８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１４ａ～１４ｄの背圧Ｐ３を上昇させるように背圧調整弁１２０を制御する点が相違する。上記構成によれば、静圧軸受の背圧Ｐ３を上げることにより、第１実施形態と比較して、タービンからの低温ガスの漏洩の効果を高めることができる。
　尚、本実施形態では静圧気体軸受１４ａ～１４ｄの背圧Ｐ３のみ高くするように制御したが、軸受の入口／出口の差圧が低くなるのを防止するため、膨張タービン装置１Ａが軸受供給ライン１７の圧力を制御する手段（図示しない）を更に備えてもよい。
　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、静圧軸受を備える膨張タービンに有用である。
１，１Ａ　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　軸受排気ライン（混合ガス排出経路）
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
２５　タービンノズル
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）
６０　第１圧力センサ
７０　第２圧力センサ
８０　第３圧力センサ
９０　圧力調整弁
１００　制御装置
１１０　温度センサ
１２０　背圧調整弁

Claims (3)

  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、
    　前記軸受室と前記膨張室との間に設けられたラビリンスシールと、
    　前記ラビリンスシールの途中に前記冷媒ガスと同じ種類のガスを供給するためのガス供給経路と、
    　前記静圧気体軸受の軸受室出口に上流端が接続され、前記静圧気体軸受を通過した前記軸受ガスと前記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前記ラビリンスシールの途中に供給されるガスとの混合ガスを排出する混合ガス排出経路と、
    　を備え、
    　前記ラビリンスシールの途中に供給されるガスの圧力が前記膨張室の入口圧力より低く且つ前記静圧軸受けの背圧より高い、膨張タービン装置。
  2. 　前記ガスの圧力を計測する第１圧力センサと、
    　前記ガス供給経路に設けられ、前記ガスの圧力を調整する圧力調整弁と、
    　前記膨張室の入口圧力を計測する第２圧力センサと、
    　前記ガスの圧力が前記膨張室の入口圧力より低く且つ前記静圧軸受けの背圧より高くなるように前記圧力調整弁を制御する制御装置と、を更に備える、請求項１に記載の膨張タービン装置。
  3. 　前記制御装置は、前記ラビリンスシールの途中に供給する前記ガスの初期圧力を軸受背圧と同程度で制御し、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、前記ガスの圧力を上昇させるように前記圧力調整弁を制御する、請求項２に記載の膨張タービン装置。
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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
JP7048258B2 (ja) * 2017-10-27 2022-04-05 川崎重工業株式会社 膨張タービン
CN108547669A (zh) * 2018-05-28 2018-09-18 张家港富瑞氢能装备有限公司 一种氢液化用氢透平膨胀机组
CN108800752A (zh) * 2018-05-28 2018-11-13 张家港富瑞氢能装备有限公司 氢液化系统中的蒸发氢气回收利用装置

Citations (8)

* 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
JPS55102005U (ja) * 1979-01-10 1980-07-16
JPS58156101U (ja) * 1982-04-14 1983-10-18 株式会社日立製作所 気体軸受式膨張タ−ビン
JPH0497120U (ja) * 1991-01-22 1992-08-21
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
JPH10141005A (ja) * 1996-11-08 1998-05-26 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 軸封装置及びこれを用いた遠心圧縮機
JP2012219711A (ja) * 2011-04-08 2012-11-12 Kawasaki Heavy Ind Ltd 液化システム

Family Cites Families (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4311004A (en) * 1979-10-26 1982-01-19 Rotoflow Corporation Gas compression system and method
US4477223A (en) * 1982-06-11 1984-10-16 Texas Turbine, Inc. Sealing system for a turboexpander compressor
JP2000028169A (ja) * 1998-07-07 2000-01-25 Nippon Sanso Kk 高清浄乾燥空気の循環供給装置及び方法

Patent Citations (8)

* 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
JPS55102005U (ja) * 1979-01-10 1980-07-16
JPS58156101U (ja) * 1982-04-14 1983-10-18 株式会社日立製作所 気体軸受式膨張タ−ビン
JPH0497120U (ja) * 1991-01-22 1992-08-21
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
JPH10141005A (ja) * 1996-11-08 1998-05-26 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 軸封装置及びこれを用いた遠心圧縮機
JP2012219711A (ja) * 2011-04-08 2012-11-12 Kawasaki Heavy Ind Ltd 液化システム

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