WO2022118730A1 - 冷凍システム - Google Patents

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WO2022118730A1
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翔太 植田
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Definitions

  • This disclosure relates to a refrigeration system using the Brayton refrigeration cycle.
  • the Brayton refrigeration cycle is a thermodynamic cycle consisting of an adiabatic compression process, an isobaric heating process, an adiabatic expansion process, and an isobaric cooling process. Arranged and configured. These elements that make up the refrigeration cycle are designed according to the refrigerating capacity required of the refrigerator.
  • Patent Document 1 discloses an example of a refrigeration system using a Brayton refrigeration cycle.
  • an appropriate compression ratio is realized by providing a plurality of stages of compressors connected in series on a refrigerant line as a compressor unit corresponding to an adiabatic compression process, corresponding to a required refrigerating capacity.
  • a part of the multi-stage compressor is configured as an inflator-integrated compressor having a rotation axis common to the inflator corresponding to the adiabatic expansion stroke, thereby driving the compressor with the power generated by the inflator. It is used as a part of the power to improve efficiency.
  • Patent Document 1 by parallelizing each compressor constituting the compressor unit, the amount of the refrigerant circulating in the refrigeration cycle is increased and the refrigerating capacity is improved.
  • At least one embodiment of the present disclosure has been made in view of the above circumstances, and flexible design changes can be made while suppressing the cost and time required for development and the occupied area at the time of installation according to the required freezing capacity.
  • the purpose is to provide a possible freezing system.
  • the freezing system is to solve the above problems. It is a refrigeration system using the Brayton cycle that generates cold heat using the refrigerant compressed by the compressor unit arranged on the refrigerant path.
  • the compressor unit is A plurality of compressors arranged in parallel with each other with respect to the refrigerant path, A plurality of first motors for driving each of the plurality of compressors, and An expander-integrated compressor integrally configured with an expander capable of expanding the refrigerant compressed by the compressor unit, A second motor for driving the expander-integrated compressor, Including
  • the plurality of compressors has a larger number than the compressor integrated compressor.
  • a freezing system capable of flexible design changes while suppressing the cost and time required for development and the occupied area at the time of installation according to the required freezing capacity.
  • FIG. 1 It is a figure which shows outline the whole structure of the refrigeration system which concerns on one Embodiment. It is a figure which shows schematic cross-sectional structure of the coaxial compressor of FIG. It is a figure which shows the cross-sectional structure of the inflator-integrated compressor of FIG. 1 schematically. It is a flowchart which shows the activation method of the refrigeration system of FIG. It is a schematic diagram which shows one aspect of the refrigeration system which includes two coaxial compressors and one expander integrated compressors. It is a schematic diagram which shows the other aspect of the refrigerating system which comprises two coaxial compressors and one expander integrated compressors. It is a schematic diagram which shows one aspect of the refrigeration system which includes three coaxial compressors and one expander integrated compressors.
  • expressions such as “same”, “equal”, and “homogeneous” that indicate that things are in the same state not only represent exactly the same state, but also have tolerances or differences to the extent that the same function can be obtained. It shall also represent the existing state.
  • an expression representing a shape such as a square shape or a cylindrical shape not only represents a shape such as a square shape or a cylindrical shape in a geometrically strict sense, but also an uneven portion or a chamfering within a range where the same effect can be obtained. It shall also represent the shape including the part and the like.
  • the expressions “to have”, “to have”, “to include”, or "to have” one component are not exclusive expressions that exclude the existence of other components.
  • FIG. 1 is a diagram schematically showing an overall configuration of a freezing system 100 according to an embodiment.
  • the compressor unit 102 (110A, 110B, 110C) for compressing the refrigerant, the expander 103 for expanding the refrigerant, and the heat exchange between the refrigerant and the cooling target are performed on the refrigerant path 101 through which the refrigerant flows.
  • a cooling unit 104 including a heat exchanger for performing the above and a cold heat recovery heat exchanger 105 for recovering the cold heat remaining in the refrigerant after passing through the cooling unit 104, a refrigerating cycle of a steady circulation flow is provided.
  • a countercurrent heat exchanger type Brayton cycle is formed.
  • the refrigerating system 100 has a superconducting device 106 that uses a superconductor capable of exhibiting superconductivity in a cryogenic state as a cooling target.
  • the superconducting device 106 is, for example, a superconducting cable.
  • the refrigeration system 100 has a refrigerant path 107 in which liquid nitrogen cooled by a cooling unit 104 circulates in order to maintain a cryogenic state of the superconducting device 106.
  • the refrigerant path 107 is configured to be heat exchangeable with the refrigerant flowing through the refrigerant path 101 of the refrigeration system 100 via the cooling unit 104, and is provided with a pump 108 for circulating liquid nitrogen.
  • the present invention is not limited to this, and the type of gas can be appropriately changed according to the cooling temperature and the like.
  • the expander 103 through which a relatively low temperature refrigerant flows, the cooling unit 104, and the cold heat recovery heat exchanger 105 are housed in a cold box 109 that can insulate from the outside.
  • the cold box 109 prevents heat from entering from the outside by having, for example, a vacuum heat insulating layer between the inner and outer surfaces, and the expander 103, the cooling unit 104, and the cold heat recovery heat exchanger 105 housed in the cold box 109. Reduce heat loss in.
  • the compressor unit 102 is arranged outside the cold box 109 because a relatively high temperature refrigerant flows through it.
  • the cold box 109 is arranged at a position closer to the superconducting device 106 to be cooled than the compressor unit 102.
  • the cooling heat generated in the cold box 109 can be supplied to the cooling target with a small loss, and good freezing efficiency can be achieved.
  • the compressor unit 102 is configured as a separate body from the cold box 109, the degree of freedom in layout is increased, and for example, by arranging the compressor unit 102 on the cold box, the installation space of the refrigeration system can be reduced.
  • the compressor unit 102 includes a plurality of compressors 110 connected in series with each other with respect to the refrigerant path 101.
  • the compressor unit 102 can further compress the fluid compressed by the low-stage compressor 110A and the low-stage compressor 110A, which are connected in series with each other with respect to the refrigerant path 101 and can compress the fluid.
  • the middle stage compressor 110B and the high stage compressor 110C capable of further compressing the fluid compressed by the middle stage compressor 110B, it is configured to be capable of multi-stage compression over three stages.
  • the number of compression stages in the compressor unit 102 may be arbitrary.
  • a heat exchanger 112 for cooling the refrigerant heated by adiabatic compression by exchanging heat with the cooling water is provided on the downstream side of each of the plurality of compressors 110. It will be provided. Specifically, the heat exchanger 112A is arranged on the downstream side of the low-stage compressor 110A, the heat exchanger 112B is arranged on the downstream side of the middle-stage compressor 110B, and the heat exchanger 112B is arranged on the downstream side of the high-stage compressor 110C. A heat exchanger 112C is arranged.
  • the refrigerant flowing through the refrigerant path 101 is first adiabatically compressed by the low-stage compressor 110A on the most upstream side to raise the temperature, and then cooled by exchanging heat with cooling water in the heat exchanger 112A provided on the downstream side. Will be done. After that, the refrigerant is again adiabatically compressed by the middle compressor 110B to raise the temperature, and then cooled by exchanging heat with the cooling water in the heat exchanger 112B provided on the downstream side. Further, the refrigerant is again adiabatically compressed by the high-stage compressor 110C to raise the temperature, and then cooled by exchanging heat with the cooling water in the heat exchanger 112C provided on the downstream side.
  • efficiency is improved by repeating adiabatic compression by the compressor 110 and cooling by the heat exchanger 112 over a plurality of stages. That is, by repeating the adiabatic compression and the cooling in a plurality of stages, the compression process of the Brayton cycle is brought closer to the ideal isothermal compression. The larger the number of stages, the closer to isothermal compression, but it is advisable to determine the number of stages in consideration of the selection of the compression ratio due to the increase in the number of stages, the complexity of the device configuration, the simplicity of operation, and the like.
  • the refrigerant compressed by the compressor unit 102 is cooled by the cold heat recovery heat exchanger 105 and then adiabatically expanded by the expander 103 to generate cold heat.
  • the refrigerant discharged from the expander 103 is heat-exchanged with liquid nitrogen flowing through the refrigerant path 107 on the cooling target side in the cooling unit 104, and the temperature rises due to the heat load.
  • the refrigerant heated by the cooling unit 104 is introduced into the cold heat recovery heat exchanger 105, and the remaining cold heat is recovered by exchanging heat with the high-temperature compressed refrigerant that has passed through the heat exchanger 112C in the compressor unit 102. Will be done. As a result, the temperature of the refrigerant introduced into the expander 103 is lowered, and cold heat at a lower temperature can be obtained.
  • the Brayton cycle is configured by using a plurality of rotating machines such as a plurality of compressors 110 and an expander 103 included in the compressor unit 102.
  • the low-stage compressor 110A and the high-stage compressor 110C are configured as a coaxial compressor 118 connected to both ends of the output shaft 116A (see FIG. 2) of the first motor 114A, which is a common power source.
  • the middle stage compressor 110B and the expander 103 are also configured as an expander-integrated compressor 120 connected to both ends of the output shaft 116B (see FIG. 3) of the second motor 114B, which is a common power source. Therefore, it is possible to reduce the number of parts and lay it in a small installation space, and further, the power generated by the expander 103 contributes to the compression power of the middle stage compressor 110B, thereby improving efficiency. ..
  • FIG. 2 is a diagram schematically showing a cross-sectional structure of the coaxial compressor 118 of FIG. 1
  • FIG. 3 is a diagram schematically showing a cross-sectional structure of the inflator integrated compressor 120 of FIG.
  • the coaxial compressor 118 is configured by connecting the low-stage compressor 110A and the high-stage compressor 110C on both sides of the output shaft 116A of the first motor 114A.
  • the first motor 114A is arranged between the low-stage compressor 110A and the high-stage compressor 110C, but in other embodiments, the first motor 114A is located outside the low-stage compressor 110A and the high-stage compressor 110C. They may be arranged (for example, in the axial direction of the output shaft 116A, the first motor 114A, the low-stage compressor 110A, and the high-stage compressor 110C may be arranged in this order).
  • the output shaft 116A of the first motor 114A is attached to the motor casing 130-1 by the radial magnetic bearing 122-1 and the thrust magnetic bearing 126-1 arranged between the low-stage compressor 110A and the high-stage compressor 110C. It is non-contact and rotatably supported.
  • the radial magnetic bearings 122-1 are provided on both sides of the first motor 114A in the axial direction of the output shaft 116A, and the output shaft 116A is levitated by magnetic force to bear the radial load.
  • the thrust magnetic bearing 126-1 is provided on one side of the first motor 114A in the axial direction of the output shaft 116A (between the first motor 114A and the low-stage compressor 110A in the embodiment shown in FIG. 2) and outputs.
  • the thrust load of the output shaft 116A is borne by the magnetic force so that a gap is formed between the axial rotor disk 127-1 provided on the shaft 116A.
  • the thrust magnetic bearing 126-1 and the axial rotor disk 127-1 may be provided between the high-stage compressor 110C and the first motor 114A.
  • the axial rotor disk 127-1 is provided mainly on one side of the first motor 114A in order to suppress the fluid friction loss, but the outer diameter of the output shaft 116A of the first motor 114A is large. If it is large, it may be provided on both sides for reasons such as assembly.
  • the casing 128-1 of the coaxial compressor 118 includes a motor casing 130-1, an impeller casing 132-1 for a low-stage compressor, and an impeller casing 132-3 for a high-stage compressor along the axial direction of the output shaft 116A. And are connected to each other.
  • the motor casing 130-1 is a casing that defines the outer shell of the first motor 114A, and houses the rotor 136A integrally configured with the output shaft 116A inside and the stator 138A arranged around the rotor 136A. (The rotor 136A is integrally configured with the output shaft 116A).
  • the impeller casing 132-1 for the low-stage compressor is attached to one end side of the output shaft 116A and accommodates the impeller 140A of the low-stage compressor 110A.
  • the impeller casing 132-3 for the high-stage compressor accommodates the impeller 140C of the high-stage compressor 110C attached to the other end side of the output shaft 116A.
  • the expander integrated compressor 120 is configured by connecting the middle stage compressor 110B and the expander 103 on both sides of the output shaft 116B of the second motor 114B.
  • the second motor 114B is arranged between the middle stage compressor 110B and the expander 103, but in other embodiments, the second motor 114B may be arranged outside the middle stage compressor 110B and the inflator 103 (.
  • the second motor 114B, the middle stage compressor 110B, and the expander 103 may be arranged in this order).
  • the output shaft 116B of the second motor 114B is in non-contact with the motor casing 130-2 by the radial magnetic bearing 122-2 and the thrust magnetic bearing 126-2 arranged between the middle stage compressor 110B and the expander 103. It is rotatably supported.
  • the radial magnetic bearings 122-2 are provided on both sides of the second motor 114B in the axial direction of the output shaft 116B, and the output shaft 116B is levitated by magnetic force to bear the radial load.
  • the thrust magnetic bearing 126-2 is provided on one side of the second motor 114B in the axial direction of the output shaft 116B (between the second motor 114B and the middle stage compressor 110B in the embodiment shown in FIG. 3), and the output shaft is provided.
  • the thrust load of the output shaft 116B is borne by the magnetic force so that a gap is formed between the axle rotor disk 127-2 and the axial rotor disk 127-2 provided on the 116B.
  • the thrust magnetic bearing 126-2 and the axial rotor disk 127-2 may be provided between the expander 103 and the second motor 114B.
  • the axial rotor disk 127-2 is provided mainly on one side of the second motor 114B in order to suppress the fluid friction loss, but the outer diameter of the output shaft 116B of the second motor 114B is large. If it is large, it may be provided on both sides for reasons such as assembly.
  • the casing 128-2 of the compressor integrated compressor 120 includes a motor casing 130-2, an impeller casing 132-2 for a middle stage compressor, and an impeller casing 134-1 for an expander along the axial direction of the output shaft 116B. And are connected to each other.
  • the motor casing 130-2 is a casing that defines the outer shell of the second motor 114B, and is a rotor 136B integrally configured with the output shaft 116B inside (the rotor 136B is integrally formed with the output shaft 116B).
  • the stator 138B arranged around the rotor 136B.
  • the impeller casing 132-2 for the middle stage compressor accommodates the impeller 140B of the middle stage compressor 110B attached to one end side of the output shaft 116B.
  • the inflator impeller casing 134-1 accommodates the impeller 142 of the inflator 103 attached to the other end of the output shaft 116B.
  • the compressor unit 102 includes a plurality of coaxial compressors 118 arranged in parallel with each other with respect to the refrigerant path 101.
  • the coaxial compressors 118 included in the compressor unit 102 are common (same specifications), and the number of them is larger than that of the compressor integrated compressor 120 included in the compressor unit 102, and is required for the refrigeration system 100. It is set according to the refrigerating capacity.
  • the compressor unit 102 includes two coaxial compressors 118A and 118B for one inflator integrated compressor 120, but includes three or more coaxial compressors 118. Therefore, it is possible to cope with a larger refrigerating capacity. Further, when there are two expander-integrated compressors 120, three or more coaxial compressors 118 may be provided.
  • the number of coaxial compressors 118 included in the compressor unit 102 is set according to the refrigerating capacity required for the refrigerating system 100. For example, as the refrigerating capacity required for the refrigerating system 100 increases, the flow rate of the refrigerant flowing through the refrigerant path 101 increases, so that it can be dealt with by increasing the number of coaxial compressors 118. Therefore, the refrigeration system 100 can realize specifications having different refrigerating capacities with a small development burden by adjusting the number of coaxial compressors 118 included in the compressor unit 102.
  • the compressor integrated with an expander 120 can be applied to the refrigeration system 100 by changing the design of only the parts (impeller casings 132-2 and 134-1) related to the impeller 140B and the expander impeller 142 of the middle stage compressor 110B. It is possible to effectively reduce the development period and cost of coaxial compressors according to the types of required parts and refrigerating capacity. Further, the occupied area can be reduced as compared with the case where a plurality of refrigerating systems 100 are arranged in parallel to meet the required refrigerating capacity.
  • the first motor 114A of the coaxial compressor 118 and the second motor 114B of the inflator integrated compressor 120 are common. In this way, even between the coaxial compressor 118 and the inflator integrated compressor 120, by making the drive motor a common specification, a refrigeration system 100 having different refrigerating capacities can be realized while reducing the development burden. be able to.
  • the fact that the plurality of first motors and the second motor are "common” means that at least a part of the specifications of both is common. Having at least a portion of the specifications in common may mean, for example, that at least a portion of the motor output, rotation speed, dimensions, etc. are the same, or that they are interchangeable with each other. However, it may mean that the design is the same to the extent that it does not affect the assembly of parts other than the motor.
  • the required output for the first motor used for the coaxial compressor 118 is 45 kW, which is used for the expander integrated compressor 120. It is assumed that the required output for the second motor is 15 kW.
  • the refrigeration system 100 of the present embodiment in response to such a requirement, as shown in FIG.
  • two coaxial compressors 118 having a first motor having the same specifications as the base design and an output of 45 kW are used as a refrigerant path 101.
  • the coaxial compressor By installing the coaxial compressor in parallel, it is possible to handle it without requiring a new design of the coaxial compressor.
  • the compressor integrated with the expander 120 by adopting the output specification of 45 kW as the second motor 114B as in the case of the first motor 114A, the required output of 30 kW can be covered.
  • the first motor 114A and the second motor 114B By adopting common (same specifications) as the first motor 114A and the second motor 114B in this way, it is possible to promote the standardization of the peripheral configurations of the first motor 114A and the second motor 114B.
  • the output shaft 116A and the output shaft 116B have the same shaft diameter, and as a result, the bearing supporting the output shaft 116A by the coaxial compressor 118. (Radial magnetic bearing 122-1, thrust magnetic bearing 126-1) and bearing (radial magnetic bearing 122-2, thrust magnetic bearing 126-2) that supports the output shaft 116B in the expander integrated compressor 120 are common. (Same specifications).
  • the motor casing 130-1 of the first motor 114A and the motor casing 130-2 of the second motor 114B can also be made common (same specifications).
  • bearings and motor casings are "common", which means that at least a part of the specifications of both is common. Having at least a portion of the specifications in common may mean that they are interchangeable with each other, or that they are of the same design to the extent that they do not affect the assembly of parts other than the motor.
  • the design may be different from that of 134-1 depending on the shape of the impeller housed in each.
  • the refrigerating capacity required for the refrigerating system 100 is made common (same specifications) to the first motor 114A and the second motor 114B included in the compressor unit 102 and their peripheral configurations. Even if it changes, it can be designed efficiently with a small development burden.
  • FIG. 1 illustrates a case where the compressor unit 102 includes two coaxial compressors 118.
  • the two coaxial compressors 118 are provided in parallel with each other with respect to the refrigerant path 101.
  • the refrigerant path 101 is provided in the first line 144 in which the refrigerant is supplied from the cold heat recovery heat exchanger 105 to the compressor unit 102, and in the low-stage compressor 110A of the two coaxial compressors 118 from the downstream side of the first line 144.
  • the second lines 146A and 146B that branch to each other, the third lines 148A and 148B through which the refrigerant compressed by the two low-stage compressors 110A flow, respectively, and the third lines 148A and 148B merge on the downstream side.
  • 8th line 158 connected to the cold heat recovery heat exchanger 105 on the cold box 109 side.
  • the distribution ratio of the refrigerant to the low-stage compressor 110A of the two coaxial compressors 118 is increased. It is configured to be adjustable. Further, one of the third lines 148A and 148B (the third line 148B in FIG. 1) through which the refrigerant compressed by the two low-stage compressors 110A flows is provided with the second valve 162, so that the two units are low. The discharge ratio of the refrigerant from the stage compressor 110A can be adjusted.
  • the heat exchanger 112A described above is provided on each of the third lines 148A and 148B.
  • the discharge ratio of the refrigerant from the high-stage compressor 110C of the two coaxial compressors 118 is provided. Is configured to be adjustable.
  • the heat exchanger 112C described above is provided on each of the 7th lines 156A and 156B.
  • a first bypass line 166 that communicates the upstream side and the downstream side of the low-stage compressor 110A of the two coaxial compressors 118 is provided.
  • a first bypass valve 168 is provided on the first bypass line 166.
  • a second bypass line 170 that communicates the upstream side and the downstream side of the middle stage compressor 110B is provided.
  • a second bypass valve 172 is provided on the second bypass line 170.
  • a third bypass line 174 that communicates the upstream side and the downstream side of the high-stage compressor 110C of the two coaxial compressors 118 is provided.
  • a third bypass valve 176 is provided on the third bypass line 174.
  • a fourth bypass line 182 that communicates with the 180 is provided.
  • a buffer tank 184 capable of storing the refrigerant and a fourth valve 186 and a fifth valve 188 provided on the upstream side and the downstream side of the buffer tank 184 are arranged.
  • valves are configured so that the flow path of the refrigerant in the refrigerant path 101 can be appropriately switched by controlling the opening degree based on the control signal from the control device 200 which is the control unit of the refrigeration system 100.
  • the control device 200 is configured by installing a program for executing a predetermined control on a hardware configuration including, for example, an electronic arithmetic unit such as a computer.
  • each valve and the bypass valve in the refrigeration system 100 described above can be appropriately changed within the range in which the same control can be realized.
  • FIG. 4 is a flowchart showing a method of starting the refrigeration system 100 of FIG.
  • the refrigerant temperature at the inlet of the expander 103 is normal temperature (about 300K).
  • the temperature of the refrigerant remaining in the refrigerant path 101 rises to near room temperature (about 300 K), so that the pressure of the refrigerant increases in the refrigerant path 101.
  • the pressure of the refrigerant in the high-pressure refrigerant line 178 from the high-stage compressor 110C to the expander 103 and the low-pressure refrigerant line 180 from the expander 103 to the low-stage compressor 110A in the refrigerant path 101 is balanced (high). Low pressure equalizes pressure).
  • the pressure on the low pressure refrigerant line 180 side is higher than in the normal operation, and when the refrigerating system 100 is started and operated with the refrigerant pressure high, the pressure on the high pressure refrigerant line 178 side rises excessively. It is easy, and in particular, the motor-driven expander-integrated compressor 120 may be provided, so that the motor load may increase.
  • step S1 YES
  • the control device 200 determines the fourth valve 186. (Step S2), and a part of the refrigerant flowing through the refrigerant path 101 is collected in the buffer tank 184 (step S3).
  • step S4 when the pressure difference ⁇ P becomes equal to or less than the threshold value ⁇ P1 (step S4: YES), the control device 200 closes and controls the fourth valve 186 (step S5). If the pressure difference ⁇ P is larger than the threshold value ⁇ P1 (step S4: NO), the control device 200 returns the control to step S2.
  • the pressure difference ⁇ P can be obtained, for example, by the difference between the detected values of the pressure sensor installed in the high pressure refrigerant line 178 and the pressure sensor installed in the buffer tank 184.
  • the refrigerant path 101 has a minimum cross section in the flow path near the inlet of the expander 103, which has the highest density under the rated operating conditions. Since the suction temperature of the expander 103 is higher than the rated condition (the refrigerant density is low) during precooling, surging of the compressor may occur due to the choke phenomenon of the expander 103 in which the flow rate of the refrigerant at the relevant portion is reduced. In the following step S6, in order to solve such a problem, only one of the two coaxial compressors 118 (coaxial compressor 118A) included in the compressor unit 102 is started together with the compressor integrated compressor 120.
  • the control device 200 controls the opening degree of the second bypass valve 172 based on the temperature Tin of the refrigerant at the inlet of the expander 103 (step S7).
  • step S7 the opening degree of the second bypass valve 172 is controlled based on the temperature Tin of the refrigerant at the inlet of the expander 103, so that a part of the refrigerant flowing in the refrigerant path 101 passes through the second bypass line 170.
  • the middle stage compressor 110B is bypassed therethrough. As a result, the flow rate of the refrigerant supplied to the middle stage compressor 110B increases, and surging in the compressor as described above can be prevented more effectively.
  • the opening degree control of the second bypass valve 172 in step S7 may be continuously performed based on the temperature Tin of the refrigerant at the inlet of the expander 103, or may be performed stepwise (step-like). good.
  • the rotation speed of may be coordinated and controlled.
  • the temperature Tin of the refrigerant at the inlet of the expander 103 can be obtained by a temperature sensor (not shown) installed at the inlet of the expander 103.
  • step S7 the first valve 160, the second valve 162 and the third valve 164, the first bypass valve 168 and the third bypass valve 176 are controlled to be in the closed state.
  • step S8 when the temperature Tin at the inlet of the expander 103 becomes equal to or lower than the first target value T1 (for example, 180 to 200K ) (step S8: YES), the control device 200 uses the first bypass valve 168, the third bypass valve 176, and the third bypass valve. 1 Valve 160 is open-controlled (step S9).
  • the control device 200 determines whether or not there is surging (step S10), and when it is determined that there is surging (step S10: YES), the control device 200 reduces the rotation speed of one of the coaxial compressors 118A activated in step S6. (Step S11).
  • the rotation speed of one coaxial compressor 118A controlled in step S11 is the rotation speed at which surging does not occur in each compressor if both of the two coaxial compressors 118 included in the compressor unit 102 are started. It is controlled to decrease to.
  • the coaxial compressor 118A may be temporarily stopped.
  • step S10 NO
  • the rotation speed reduction control in step S11 is not performed.
  • the rotation speed is relatively low (for example, when the rotation speed during precooling is low due to restrictions such as the cooling speed of the heat exchanger), surging tends to be less likely to occur. Therefore, depending on the operating conditions, step S11 It is possible to eliminate the need for the reduction control of the rotation speed as in the above.
  • the control device 200 opens and controls the first bypass valve 168 and the third bypass valve 176 (step S12), and activates the other coaxial compressor 118B included in the compressor unit 102 (step S13). At this time, the rotation speed of the other coaxial compressor 118B is controlled to be equal to that of the one coaxial compressor 118A whose rotation speed is reduced in step S6. Then, when the pressure conditions of the two coaxial compressors 118 become equivalent (step S14: YES), the control device closes and controls the first bypass valve 168 and the third bypass valve 176 (step S15).
  • control device 200 opens and controls the second valve 162 and the third valve 164 to complete the connection of the other coaxial compressor 118B to the refrigerant path 101 (step S16).
  • surging occurs in each compressor by starting the other coaxial compressor 118B in a state where the rotation speed of one coaxial compressor 118A started earlier in step S3 is once reduced. While preventing this, it is possible to smoothly shift from one-sided operation by one coaxial compressor 118A to two-sided operation by two coaxial compressors 118A and 118B.
  • the control device 200 continues to use the opening degree of the second bypass valve 172 and the coaxial compressor 118 or the expander integrated type based on the temperature Tin of the refrigerant at the inlet of the expander 103 and the cooling rate of the refrigerant in the cold heat recovery heat exchanger 105.
  • the precooling operation is advanced while controlling the rotation speed of at least one of the compressor 120.
  • the control device 200 closes and controls the second bypass valve 172 (step S18).
  • the start control of the series of refrigerating system 100 is completed (step S19).
  • the temperature Tin is increased by controlling the number of the coaxial compressors 118 in the activated state to be sequentially increased in accordance with the above control. It can be a desired value.
  • the number of starting coaxial compressors 118 is controlled to increase.
  • the number of starting coaxial compressors 118 in each stage may be controlled as follows, for example, according to the temperature Tin at the inlet of the expander 103.
  • the mass flow rate G of the refrigerant passing through the expander 103 is expressed as a function of the temperature Tin of the refrigerant at the inlet of the expander 103 as follows (here, expansion). It is assumed that the refrigerant passing through the machine 103 is not in the critical state, that is, the nozzle outlet flow rate of the expander 103 has not reached the speed of sound, and the refrigerant is an ideal gas).
  • A is the nozzle throat area of the expander 103
  • Pin and Pex are the pressures at the inlet and outlet of the expander 103, respectively
  • ⁇ is the specific heat ratio of the refrigerant
  • R is the gas constant of the ideal gas.
  • the compressor unit 102 includes two coaxial compressors 118 as shown in FIG. 1, one of them is used until the temperature Tin at the inlet of the expander 103 reaches the first target value T1 (for example, 180 to 200 K). Efficient precooling can be achieved by starting only the coaxial compressor 118, but the efficiency drops at the second target value T2 (for example, 120 to 200K), so the other coaxial compressor 118 is started and two units are used. It is preferable to drive.
  • the number of operating coaxial compressors 118 is changed according to the temperature region in this way, the rotation speed of the started coaxial compressor 1 is temporarily reduced as described above under operating conditions where surging may occur. As a result, it is possible to smoothly shift the number of operating units while preventing the occurrence of surging.
  • the refrigerating system 100 including two coaxial compressors 118 for one inflator integrated compressor has been described, but the inflator integrated compressor 120 and the coaxial compressor included in the refrigerating system 100 have been described.
  • the number of 118 may be arbitrary.
  • some variations of the refrigeration system 100 will be specifically described with reference to FIGS. 5 to 8.
  • the coaxial compressor 118, the inflator integrated compressor 120, the first motor 114A, and the second motor 114B are extracted and shown simply from the refrigeration system 100, and other configurations are shown. The details of the above will be omitted as it follows the above embodiment.
  • FIG. 5A-5B are schematic views showing refrigeration systems 100A-1 to 100A-2 including two coaxial compressors 118A and 118B and one inflator integrated compressor 120.
  • the first motor 114A-1 for driving the coaxial compressor 118A and the first motor 114A-2 for driving the coaxial compressor 118B are used.
  • the second motor 114B for driving the expander integrated compressor 120 are all common. In this case, by sharing all the first motors 114A and the second motors 114B, the types of motors used in the refrigeration system 100A can be minimized, and the cost and time required for development can be effectively reduced.
  • the first motor 114A-1 for driving the coaxial compressor 118A and the second motor 114B for driving the expander integrated compressor 120 are common. Therefore, the first motor 114A-2 for driving the coaxial compressor 118B is different (different specifications). In this way, while promoting the standardization of the first motor 114A and the second motor 114B used in the refrigeration system 100 as much as possible, by making only some of the motors different specifications, the specifications required for the refrigeration system 100 can be met. It is also possible to respond flexibly.
  • FIGS. 6A to 6C are schematic views showing refrigeration systems 100B-1 to 100B-3 including three coaxial compressors 118A, 118B, 118C and one inflator integrated compressor 120.
  • the first motor 114A-1 for driving the coaxial compressor 118A the first motor 114A-2 for driving the coaxial compressor 118B, and the coaxial compressor 118C are driven.
  • the first motor 114A-3 for driving the compressor and the second motor 114B for driving the compressor integrated with the expander 120 are all common. In this case, by sharing all the first motors 114A and the second motors 114B, the types of motors used in the refrigeration system 100A can be minimized, and the cost and time required for development can be effectively reduced.
  • the first motor 114A-1 for driving the coaxial compressor 118A the first motor 114A-2 for driving the coaxial compressor 118B, and the inflator integrated compression
  • the second motor 114B for driving the machine 120 is common, while the first motor 114A-3 for driving the coaxial compressor 118C is different (different specifications).
  • the specifications required for the refrigeration system 100 can be met. It is also possible to respond flexibly.
  • the first motor 114A-1 for driving the coaxial compressor 118A and the second motor 114B for driving the expander integrated compressor 120 are common to each other.
  • the first motor 114A-2 for driving the coaxial compressor 118B and the first motor 114A-3 for driving the coaxial compressor 118C are common to each other.
  • FIGS. 7A to 7C are schematic views showing refrigeration systems 100C-1 to 100C-3 including three coaxial compressors 118A, 118B, 118C and two expander integrated compressors 120A, 120B. ..
  • the first motor 114A-1 for driving the coaxial compressor 118A, the first motor 114A-2 for driving the coaxial compressor 118B, and the coaxial compressor 118C are driven.
  • the first motor 114A-3 for driving the inflator integrated compressor 120A, the second motor 114B-1 for driving the inflator integrated compressor 120A, and the second motor 114B-2 for driving the inflator integrated compressor 120B are all. It is common. In this case, by sharing all the first motors 114A and the second motors 114B, the types of motors used in the refrigeration system 100A can be minimized, and the cost and time required for development can be effectively reduced.
  • the first motor 114A-1 for driving the coaxial compressor 118A the first motor 114A-2 for driving the coaxial compressor 118B, and the expander integrated compressor 120A
  • the second motor 114B-1 for driving the compressor and the second motor 114B-2 for driving the compressor integrated compressor 120B are common, while the first motor 118C for driving the coaxial compressor 118C is used.
  • Motors 114A-3 are different (different specifications). In this way, while promoting the standardization of the first motor 114A and the second motor 114B used in the refrigeration system 100 as much as possible, by making only some of the motors different specifications, the specifications required for the refrigeration system 100 can be met. It is also possible to respond flexibly.
  • the first motor 114A-1 for driving the coaxial compressor 118A the second motor 114B-1 for driving the compressor integrated compressor 120A, and the expander While the second motor 114B-2 for driving the integrated compressor 120B is common to each other, the first motor 114A-2 for driving the coaxial compressor 118B and the coaxial compressor 118C are driven.
  • the first motors 114A-3 of the above are common to each other. As described above, for each motor used in the refrigeration system 100, it is possible to flexibly respond to the specifications required for the refrigeration system 100 by promoting standardization of a plurality of specifications different from each other.
  • FIG. 8A-8D are schematic views showing refrigeration systems 100D-1 to 100D-4 including four coaxial compressors 118A, 118B, 118C, 118D and two expander integrated compressors 120A, 120B. ..
  • the first motor 114A-1 for driving the coaxial compressor 118A the first motor 114A-2 for driving the coaxial compressor 118B, and the coaxial compressor 118C are driven.
  • the second motor 114B-2 for driving the compressor 120B is all common. In this case, by sharing all the first motors 114A and the second motors 114B, the types of motors used in the refrigeration system 100A can be minimized, and the cost and time required for development can be effectively reduced.
  • the first motor 114A-1 for driving the coaxial compressor 118A, the first motor 114A-2 for driving the coaxial compressor 118B, and the coaxial compressor 118C are driven.
  • the first motor 114A-3 for driving the compressor integrated compressor 120A, the second motor 114B-1 for driving the compressor integrated with the expander 120A, and the second motor 114B-2 for driving the compressor integrated with the expander 120B are common.
  • the first motor 114A-4 for driving the coaxial compressor 118D is different (different specifications).
  • the first motor 114A-1 for driving the coaxial compressor 118A, the first motor 114A-2 for driving the coaxial compressor 118B, and the compressor integrated compressor 120A are used.
  • the second motor 114B-1 for driving the compressor and the second motor 114B-2 for driving the compressor integrated compressor 120B are common to each other, while the second motor 114B-2 for driving the coaxial compressor 118C is driven.
  • One motor 114A-3 and a first motor 114A-4 for driving the coaxial compressor 118D are common to each other. As described above, for each motor used in the refrigeration system 100, it is possible to flexibly respond to the specifications required for the refrigeration system 100 by promoting standardization of a plurality of specifications different from each other.
  • the first motor 114A-1 for driving the coaxial compressor 118A the second motor 114B-1 for driving the compressor integrated compressor 120A, and the expander While the second motor 114B-2 for driving the integrated compressor 120B is common to each other, the first motor 114A-2 for driving the coaxial compressor 118B and the first motor 114A-2 for driving the coaxial compressor 118C are driven.
  • One motor 114A-3 and a first motor 114A-4 for driving the coaxial compressor 118D are common to each other. As described above, for each motor used in the refrigeration system 100, it is possible to flexibly respond to the specifications required for the refrigeration system 100 by promoting standardization of a plurality of specifications different from each other.
  • the freezing system is A refrigeration system using a Brayton cycle that generates cold heat using a refrigerant compressed by a compressor unit (for example, the compressor unit 102 of the above embodiment) arranged on a refrigerant path (for example, the refrigerant path 101 of the above embodiment).
  • the compressor unit is A plurality of compressors arranged in parallel with each other with respect to the refrigerant path (for example, a plurality of coaxial compressors 118 of the above embodiment) and A plurality of first motors (for example, a plurality of first motors 114A of the above embodiment) for driving each of the plurality of compressors, and a plurality of first motors 114A.
  • An expander-integrated compressor for example, an expander-integrated compression of the above-described embodiment
  • An expander capable of expanding the refrigerant compressed by the compressor unit for example, the expander 103 of the above-described embodiment.
  • Machine 120 and A second motor for driving the expander-integrated compressor (for example, the second motor 114B of the above embodiment) and Including
  • the plurality of compressors has a larger number than the compressor integrated compressor.
  • a plurality of first motors for driving each of the plurality of compressors included in the compressor unit and a second motor for driving the compressor integrated compressor are common. It becomes. As a result, the types of motors used in the refrigeration system can be reduced, and the cost and time required for development can be effectively reduced.
  • the term "common" between the plurality of first motors and the second motor means that the plurality of first motors and the second motor are separate motors, and at least a part of the specifications. Means that they have in common. Having the same specifications may mean, for example, that at least a part of the output, rotation speed, and dimensions of the motor is the same, or that they can be replaced with each other, or other than the motor. It may mean that the designs are the same to the extent that they do not affect the assembly of the parts.
  • a control device for controlling the plurality of compressors (for example, the control device 200 of the above embodiment) is provided.
  • the control device controls the plurality of compressors so as to operate a part of the plurality of compressors based on the temperature of the refrigerant at the inlet of the expander when the refrigeration system is started. ..
  • control device controls so as to reduce the rotation speed of the compressor in the activated state, and then controls to change the number of activated units of the plurality of compressors.
  • the refrigerant path is a bypass line configured to bypass the upstream side and the downstream side of the compressor (for example, the middle stage compressor 110B of the above embodiment) included in the inflator integrated compressor (for example, the first of the above embodiments). 2 bypass line 170) and A bypass valve provided on the bypass line (for example, the second bypass valve 172 of the above embodiment) is provided.
  • the bypass valve is controlled so that the flow rate of the refrigerant in the compressor of the compressor integrated side compressor becomes a predetermined value or more based on the temperature of the refrigerant at the inlet of the expander.
  • the opening degree of the bypass valve is controlled and the compressor integrated with the expander is used. Surging can be prevented by ensuring the refrigerant flow rate in the compressor to be equal to or higher than a predetermined value.
  • the cooling speed of the refrigerant flowing in the refrigerant path is made substantially constant by coordinating the rotation speed of the compressor or the compressor integrated compressor together with the opening degree control of the bypass valve. .. This makes it possible to adjust / correct the cooling rate and accurately control the refrigerant temperature during the precooling period from the start-up to the normal operation.
  • Each of the plurality of compressors is a coaxial compressor (for example, the coaxial compressor 118 of the above embodiment) including a plurality of compressors connected in series to the refrigerant path.

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Abstract

冷凍システムは、冷媒経路上に配置された圧縮機ユニットによって圧縮された冷媒を用いて冷熱を発生させるブレイトンサイクルを利用する。圧縮機ユニットは、冷媒経路に対して互いに並列に配置された複数台の圧縮機と、複数台の圧縮機をそれぞれ駆動するための複数の第１モータと、膨張機と一体的に構成された膨張機一体型圧縮機と、膨張機一体型圧縮機を駆動するための第２モータと、を含む。複数台の圧縮機は膨張機一体型圧縮機より多い台数を有する。

Description

冷凍システム
　本開示は、ブレイトン冷凍サイクルを利用した冷凍システムに関する。
　冷凍サイクルとして、ブレイトン冷凍サイクルを利用した冷凍システムが知られている。ブレイトン冷凍サイクルは、断熱圧縮工程、等圧加熱工程、断熱膨張行程、及び、等圧冷却工程から構成される熱力学的サイクルであり、冷媒が循環する冷媒ライン上に各工程に対応する要素が配置されて構成される。冷凍サイクルを構成するこれらの要素は、冷凍機に要求される冷凍能力に応じて設計される。
　特許文献１には、ブレイトン冷凍サイクルを利用した冷凍システムの一例が開示されている。特許文献１では、断熱圧縮工程に対応する圧縮機ユニットとして、冷媒ライン上に直列接続された複数段の圧縮機を備えることで適切な圧縮比を実現し、要求される冷凍能力に対応している。また複数段の圧縮機の一部は、断熱膨張行程に対応する膨張機と共通の回転軸を有する膨張機一体型圧縮機として構成されることで、膨張機で発生する動力を圧縮機を駆動する動力の一部として利用し、効率向上が図られている。更に特許文献１では、圧縮機ユニットを構成する各圧縮機を並列化することで、冷凍サイクルを循環する冷媒量を増加し、冷凍能力を向上している。
特開２０１４－２１９１２５号公報
　この種の冷凍システムにおいて、冷凍能力が異なる製品仕様のバリエーションを展開しようとする場合、一般的に、冷凍システムの各構成要素を新規設計しており、開発に要する費用や時間の削減が課題となっている。例えば冷凍システムを構成する圧縮機や膨張機は、冷凍システムの製品仕様に応じて異なる型式を用意しておく必要があり、既存の型式で対応が難しい場合には、新たな型式を新規開発しなければならず、開発には多くの費用や時間がかかっていた。
　このような新規開発に要する費用や時間を削減するための手法として、例えば既存の冷凍機より高い冷凍能力を有する冷凍機を開発する場合、前述の特許文献１のように、冷凍サイクルの既存構成を並列化することが考えられるが、必要な部品点数や専有面積の増加が避けられず、十分とは言えない。
　本開示の少なくとも一実施形態は上述の事情に鑑みなされたものであり、要求される冷凍能力に応じて開発に要する費用や時間、及び、設置時の専有面積を抑制しつつ柔軟な設計変更が可能な冷凍システムを提供することを目的とする。
　本開示の少なくとも一実施形態に係る冷凍システムは、上記課題を解決するために、
　冷媒経路上に配置された圧縮機ユニットによって圧縮された冷媒を用いて冷熱を発生させるブレイトンサイクルを利用した冷凍システムであって、
　前記圧縮機ユニットは、
　前記冷媒経路に対して互いに並列に配置された複数台の圧縮機と、
　前記複数台の圧縮機をそれぞれ駆動するための複数の第１モータと、
　前記圧縮機ユニットで圧縮された前記冷媒を膨張可能な膨張機と一体的に構成された膨張機一体型圧縮機と、
　前記膨張機一体型圧縮機を駆動するための第２モータと、
を含み、
　前記複数台の圧縮機は、前記膨張機一体型圧縮機より多い台数を有する。
　本開示の少なくとも一実施形態によれば、要求される冷凍能力に応じて開発に要する費用や時間、及び、設置時の専有面積を抑制しつつ柔軟な設計変更が可能な冷凍システムを提供できる。
一実施形態に係る冷凍システムの全体構成を概略的に示す図である。 図１の同軸圧縮機の断面構造を概略的に示す図である。 図１の膨張機一体型圧縮機の断面構造を概略的に示す図である。 図１の冷凍システムの起動方法を示すフローチャートである。 ２台の同軸圧縮機及び１台の膨張機一体型圧縮機を備える冷凍システムの一態様を示す模式図である。 ２台の同軸圧縮機及び１台の膨張機一体型圧縮機を備える冷凍システムの他の態様を示す模式図である。 ３台の同軸圧縮機及び１台の膨張機一体型圧縮機を備える冷凍システムの一態様を示す模式図である。 ３台の同軸圧縮機及び１台の膨張機一体型圧縮機を備える冷凍システムの他の態様を示す模式図である。 ３台の同軸圧縮機及び１台の膨張機一体型圧縮機を備える冷凍システムの他の態様を示す模式図である。 ３台の同軸圧縮機及び２台の膨張機一体型圧縮機を備える冷凍システムの一態様を示す模式図である。 ３台の同軸圧縮機及び２台の膨張機一体型圧縮機を備える冷凍システムの他の態様を示す模式図である。 ３台の同軸圧縮機及び２台の膨張機一体型圧縮機を備える冷凍システムの他の態様を示す模式図である。 ４台の同軸圧縮機及び２台の膨張機一体型圧縮機を備える冷凍システムの一態様を示す模式図である。 ４台の同軸圧縮機及び２台の膨張機一体型圧縮機を備える冷凍システムの他の態様を示す模式図である。 ４台の同軸圧縮機及び２台の膨張機一体型圧縮機を備える冷凍システムの他の態様を示す模式図である。 ４台の同軸圧縮機及び２台の膨張機一体型圧縮機を備える冷凍システムの他の態様を示す模式図である。
　以下、図面を参照しながら、本開示の幾つかの実施形態に係る冷凍システムについて説明する。
　ただし、これらの実施形態に記載されている又は図面に示されている構成部品の寸法、材質、形状及びその相対的配置等は、本発明の範囲をこれに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。
　例えば、「ある方向に」、「ある方向に沿って」、「平行」、「直交」、「中心」、「同心」或いは「同軸」等の相対的或いは絶対的な配置を表す表現は、厳密にそのような配置を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の角度や距離をもって相対的に変位している状態も表すものとする。
　例えば、「同一」、「等しい」及び「均質」等の物事が等しい状態であることを表す表現は、厳密に等しい状態を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の差が存在している状態も表すものとする。
　例えば、四角形状や円筒形状等の形状を表す表現は、幾何学的に厳密な意味での四角形状や円筒形状等の形状を表すのみならず、同じ効果が得られる範囲で、凹凸部や面取り部等を含む形状も表すものとする。
　一方、一つの構成要素を「備える」、「具える」、「具備する」、「含む」、又は「有する」という表現は、他の構成要素の存在を除外する排他的な表現ではない。
　まず図１を参照して一実施形態に係る冷凍システム１００の全体構成について説明する。図１は一実施形態に係る冷凍システム１００の全体構成を概略的に示す図である。
　冷凍システム１００は、冷媒が流れる冷媒経路１０１上に、冷媒を圧縮するための圧縮機ユニット１０２（１１０Ａ，１１０Ｂ，１１０Ｃ）と、冷媒を膨張する膨張機１０３と、冷媒と冷却対象との熱交換を行うための熱交換器からなる冷却部１０４と、冷却部１０４を通過後の冷媒に残存する冷熱を回収するための冷熱回収熱交換器１０５とを順に備えることにより、定常循環流れの冷凍サイクルによる向流型熱交換器方式のブレイトンサイクルが形成されている。
　冷凍システム１００は、冷却対象として、極低温状態で超電導を発現可能な超電導体を利用した超電導機器１０６を有する。超電導機器１０６は、例えば超電導ケーブルである。冷凍システム１００は、超電導機器１０６の極低温状態を維持するために冷却部１０４によって冷却された液体窒素が循環する冷媒経路１０７を有する。冷媒経路１０７は、冷却部１０４を介して冷凍システム１００の冷媒経路１０１を流れる冷媒と熱交換可能に構成されており、液体窒素を循環させるためのポンプ１０８が設けられている。これにより、超電導機器１０６の熱負荷によって昇温された冷媒経路１０７を流れる液体窒素が、冷凍システム１００によって冷却された冷媒経路１０１を流れる冷媒と熱交換することによって、冷却されるようになっている。
　尚、冷凍システム１００の冷媒経路１０１には冷媒としてネオンなどが用いられるが、これに限られるものではなく、冷却温度などに応じて適宜、ガスの種類を変更可能である。
　冷凍システム１００では、比較的低温な冷媒が流れる膨張機１０３、冷却部１０４及び冷熱回収熱交換器１０５は、外部と断熱可能なコールドボックス１０９内に収容される。
　コールドボックス１０９は、例えば内外表面間に真空の断熱層を有することにより、外部からの熱侵入を防止し、コールドボックス１０９内に収容される膨張機１０３、冷却部１０４及び冷熱回収熱交換器１０５における熱損失を低減する。一方で、冷凍システム１００のうち圧縮機ユニット１０２は、比較的高温な冷媒が流れるため、上述のコールドボックス１０９の外部に配置されている。
　コールドボックス１０９は、圧縮機ユニット１０２に比べて冷却対象である超電導機器１０６に近い位置に配置される。これにより、コールドボックス１０９で発生させた冷熱を、少ない損失で冷却対象に供給することができ、良好な冷凍効率を達成することができる。圧縮機ユニット１０２はコールドボックス１０９と別体として構成されているため、レイアウトの自由度が上がり，例えばコールドボックス上に配置することによって冷凍システムの設置スペースを削減することができる。
　圧縮機ユニット１０２は、冷媒経路１０１に対して互いに直列に接続された複数の圧縮機１１０を含む。本実施形態では、圧縮機ユニット１０２は、冷媒経路１０１に対して互いに直列に接続された、流体を圧縮可能な低段圧縮機１１０Ａと、低段圧縮機１１０Ａで圧縮された流体を更に圧縮可能な中段圧縮機１１０Ｂと、中段圧縮機１１０Ｂで圧縮された流体を更に圧縮可能な高段圧縮機１１０Ｃとを含むことで、３段階にわたって多段圧縮可能に構成される。
　尚、圧縮機ユニット１０２における圧縮段数は任意でもよい。
　また圧縮機ユニット１０２のうち、複数の圧縮機１１０の各々の下流側には、断熱圧縮によって昇温した冷媒を、冷却水との間で熱交換することにより冷却するための熱交換器１１２が設けられる。具体的には、低段圧縮機１１０Ａの下流側には熱交換器１１２Ａが配置され、中段圧縮機１１０Ｂの下流側には熱交換器１１２Ｂが配置され、高段圧縮機１１０Ｃの下流側には熱交換器１１２Ｃが配置されている。
　冷媒経路１０１を流れる冷媒は、まず最上流側にある低段圧縮機１１０Ａによって断熱圧縮されて温度が上昇した後、下流側に設けられた熱交換器１１２Ａにおいて冷却水と熱交換することにより冷却される。その後、冷媒は再び中段圧縮機１１０Ｂによって断熱圧縮されて温度が上昇した後、下流側に設けられた熱交換器１１２Ｂにおいて冷却水と熱交換することにより冷却される。そして更に、冷媒は再度、高段圧縮機１１０Ｃによって断熱圧縮されて温度が上昇した後、下流側に設けられた熱交換器１１２Ｃにおいて冷却水と熱交換することにより冷却される。
　このように圧縮機ユニット１０２では、複数段に亘って圧縮機１１０による断熱圧縮と、熱交換器１１２による冷却とを繰り返すことによって効率向上が図られている。すなわち、断熱圧縮と冷却との繰り返しを複数段に亘って行うことで、ブレイトンサイクルの圧縮工程を理想的な等温圧縮に近づけている。この段数は多い程、等温圧縮に近似することになるが、段数が増えることによる圧縮比の選択、装置構成の複雑化、運用の簡易性などを考慮して段数を決定するとよい。
　圧縮機ユニット１０２で圧縮された冷媒は、冷熱回収熱交換器１０５によって冷却された後、膨張機１０３によって断熱膨張され、冷熱を生成する。膨張機１０３から排出された冷媒は、冷却部１０４において、冷却対象側の冷媒経路１０７を流れる液体窒素と熱交換され、熱負荷によって温度が上昇する。
　冷却部１０４で昇温された冷媒は、冷熱回収熱交換器１０５に導入され、圧縮機ユニット１０２内の熱交換器１１２Ｃを通った高温の圧縮冷媒と熱交換することにより、残存する冷熱が回収される。これにより、膨張機１０３に導入される冷媒の温度が低下して、より低温の冷熱を得ることができる。
　このように冷凍システム１００では、圧縮機ユニット１０２に含まれる複数の圧縮機１１０や膨張機１０３のような複数の回転機を用いてブレイトンサイクルが構成されている。ここで低段圧縮機１１０Ａ及び高段圧縮機１１０Ｃは、共通の動力源である第１モータ１１４Ａの出力軸１１６Ａ（図２を参照）の両端にそれぞれ連結された同軸圧縮機１１８として構成されることで、部品点数の削減、並びに、少ない設置スペースへの敷設が可能になっている。中段圧縮機１１０Ｂ及び膨張機１０３もまた、共通の動力源である第２モータ１１４Ｂの出力軸１１６Ｂ（図３を参照）の両端にそれぞれ連結された膨張機一体型圧縮機１２０として構成されることで、部品点数の削減、並びに、少ない設置スペースへの敷設が可能になり、更に、膨張機１０３で発生した動力が中段圧縮機１１０Ｂの圧縮動力に寄与することによって、効率化が図られている。
　尚、圧縮機ユニット１０２に含まれる複数の圧縮機１１０のうち、どれを同軸圧縮機１１８として構成し、またどれを膨張機一体型圧縮機１２０として構成するかは任意に変更可能である。
　ここで同軸圧縮機１１８及び膨張機一体型圧縮機１２０の構成について、図２及び図３を参照して説明する。図２は図１の同軸圧縮機１１８の断面構造を概略的に示す図であり、図３は図１の膨張機一体型圧縮機１２０の断面構造を概略的に示す図である。
　図２に示すように、同軸圧縮機１１８は、第１モータ１１４Ａの出力軸１１６Ａの両側に低段圧縮機１１０Ａ及び高段圧縮機１１０Ｃが連結されて構成される。本実施形態では第１モータ１１４Ａは、低段圧縮機１１０Ａ及び高段圧縮機１１０Ｃの間に配置されているが、他の実施形態では、低段圧縮機１１０Ａ及び高段圧縮機１１０Ｃの外側に配置されていてもよい（例えば、出力軸１１６Ａの軸方向において、第１モータ１１４Ａ、低段圧縮機１１０Ａ、高段圧縮機１１０Ｃの順に配置されていてもよい）。
　第１モータ１１４Ａの出力軸１１６Ａは、低段圧縮機１１０Ａ及び高段圧縮機１１０Ｃの間に配置されたラジアル磁気軸受１２２－１及びスラスト磁気軸受１２６－１によって、モータケーシング１３０－１に対して非接触で回転可能に支持される。ラジアル磁気軸受１２２－１は、出力軸１１６Ａの軸方向において第１モータ１１４Ａの両側に設けられ、磁力によって出力軸１１６Ａを浮上させてラジアル荷重を負担する。スラスト磁気軸受１２６－１は、出力軸１１６Ａの軸方向において第１モータ１１４Ａの一方の側（図２に示す実施形態では第１モータ１１４Ａ及び低段圧縮機１１０Ａとの間）に設けられ、出力軸１１６Ａに設けられたアキシャルロータディスク１２７－１との間にギャップが形成されるように磁力によって出力軸１１６Ａのスラスト荷重を負担する。
　尚、スラスト磁気軸受１２６－１及びアキシャルロータディスク１２７－１は、高段圧縮機１１０Ｃ及び第１モータ１１４Ａの間に設けられてもよい。また本実施形態では、アキシャルロータディスク１２７－１は主に流体摩擦損失を抑制するために第１モータ１１４Ａの一方の側に設けられているが、第１モータ１１４Ａの出力軸１１６Ａの外径が大きい場合には、組み立て上の理由等により、両側に設けられていてもよい。
　同軸圧縮機１１８のケーシング１２８－１は、出力軸１１６Ａの軸方向に沿って、モータケーシング１３０－１と、低段圧縮機用インペラケーシング１３２－１と、高段圧縮機用インペラケーシング１３２－３とが互いに連結されて構成される。モータケーシング１３０－１は、第１モータ１１４Ａの外殻を規定するケーシングであり、内部に出力軸１１６Ａと一体的に構成されたロータ１３６Ａと、ロータ１３６Ａの周りに配置されたステータ１３８Ａとを収容する（ロータ１３６Ａは出力軸１１６Ａと一体的に構成されている）。低段圧縮機用インペラケーシング１３２－１は、出力軸１１６Ａの一端側に取り付けられ低段圧縮機１１０Ａのインペラ１４０Ａを収容する。高段圧縮機用インペラケーシング１３２－３は、出力軸１１６Ａの他端側に取り付けられた高段圧縮機１１０Ｃのインペラ１４０Ｃを収容する。
　図３に示すように、膨張機一体型圧縮機１２０は、第２モータ１１４Ｂの出力軸１１６Ｂの両側に中段圧縮機１１０Ｂ及び膨張機１０３が連結されて構成される。本実施形態では第２モータ１１４Ｂは中段圧縮機１１０Ｂ及び膨張機１０３の間に配置されているが、他の実施形態では、中段圧縮機１１０Ｂ及び膨張機１０３の外側に配置されていてもよい（例えば、出力軸１１６Ｂの軸方向において、第２モータ１１４Ｂ、中段圧縮機１１０Ｂ、膨張機１０３の順に配置されていてもよい）。
　第２モータ１１４Ｂの出力軸１１６Ｂは、中段圧縮機１１０Ｂ及び膨張機１０３の間に配置されたラジアル磁気軸受１２２－２及びスラスト磁気軸受１２６－２によって、モータケーシング１３０－２に対して非接触で回転可能に支持される。ラジアル磁気軸受１２２－２は、出力軸１１６Ｂの軸方向において第２モータ１１４Ｂの両側に設けられ、磁力によって出力軸１１６Ｂを浮上させてラジアル荷重を負担する。スラスト磁気軸受１２６－２は、出力軸１１６Ｂの軸方向において第２モータ１１４Ｂの一方の側（図３に示す実施形態では第２モータ１１４Ｂ及び中段圧縮機１１０Ｂとの間）に設けられ、出力軸１１６Ｂに設けられたアキシャルロータディスク１２７－２との間にギャップが形成されるように磁力によって出力軸１１６Ｂのスラスト荷重を負担する。
　尚、スラスト磁気軸受１２６－２及びアキシャルロータディスク１２７－２は、膨張機１０３及び第２モータ１１４Ｂの間に設けられてもよい。また本実施形態では、アキシャルロータディスク１２７－２は主に流体摩擦損失を抑制するために第２モータ１１４Ｂの一方の側に設けられているが、第２モータ１１４Ｂの出力軸１１６Ｂの外径が大きい場合には、組み立て上の理由等により、両側に設けられていてもよい。
　膨張機一体型圧縮機１２０のケーシング１２８－２は、出力軸１１６Ｂの軸方向に沿って、モータケーシング１３０－２と、中段圧縮機用インペラケーシング１３２－２と、膨張機用インペラケーシング１３４－１とが互いに連結されて構成される。モータケーシング１３０－２は、第２モータ１１４Ｂの外殻を規定するケーシングであり、内部に出力軸１１６Ｂと一体的に構成されたロータ１３６Ｂ（ロータ１３６Ｂは出力軸１１６Ｂと一体的に形成される）と、ロータ１３６Ｂの周りに配置されたステータ１３８Ｂとを収容する。中段圧縮機用インペラケーシング１３２－２は、出力軸１１６Ｂの一端側に取り付けられた中段圧縮機１１０Ｂのインペラ１４０Ｂを収容する。膨張機用インペラケーシング１３４－１は、出力軸１１６Ｂの他端側に取り付けられた膨張機１０３のインペラ１４２を収容する。
　図１に戻って、圧縮機ユニット１０２は、冷媒経路１０１に対して互いに並列に配置された複数台の同軸圧縮機１１８を含む。圧縮機ユニット１０２に含まれる同軸圧縮機１１８はそれぞれ共通（同一仕様）であり、その台数は、圧縮機ユニット１０２に含まれる膨張機一体型圧縮機１２０より多く、且つ、冷凍システム１００に要求される冷凍能力に応じて設定される。本実施形態では、圧縮機ユニット１０２は、１台の膨張機一体型圧縮機１２０に対して、２台の同軸圧縮機１１８Ａ及び１１８Ｂを備えているが、３台以上の同軸圧縮機１１８を備えることで、更に大きな冷凍能力に対応することも可能である。更に、膨張機一体型圧縮機１２０が２台ある場合には、３台以上の同軸圧縮機１１８を備えることもできる。
　圧縮機ユニット１０２に含まれる同軸圧縮機１１８の台数は、冷凍システム１００に要求される冷凍能力に応じて設定される。例えば、冷凍システム１００に要求される冷凍能力が大きくなると、冷媒経路１０１を流れる冷媒の流量が多くなるため、同軸圧縮機１１８の台数を多くすることで対応可能である。そのため冷凍システム１００は、圧縮機ユニット１０２に含まれる同軸圧縮機１１８の台数を調整することで、異なる冷凍能力を有する仕様を少ない開発負担で実現できる。膨張機一体型圧縮機１２０は中段圧縮機１１０Ｂのインペラ１４０Ｂ及び膨張機インペラ１４２と関連する部品（インペラケーシング１３２－２及び１３４－１）のみの設計変更で対応可能であるため、冷凍システム１００に必要な部品の種類、冷凍能力に応じた同軸圧縮機の開発期間やコストを効果的に抑えることができる。また冷凍システム１００を複数台並列に配置して要求される冷凍能力に対応する場合に比べて、専有面積を小さくすることができる。
　また冷凍システム１００では、同軸圧縮機１１８が有する第１モータ１１４Ａと、膨張機一体型圧縮機１２０が有する第２モータ１１４Ｂとが共通である。このように同軸圧縮機１１８と膨張機一体型圧縮機１２０との間においても、駆動用のモータを共通仕様にすることにより、異なる冷凍能力を有する冷凍システム１００を開発負担を軽減しながら実現することができる。
　尚、複数の第１モータと第２モータとが「共通」であるとは、両者の仕様の少なくとも一部が共通していることを意味する。仕様の少なくとも一部が共通するとは、例えば、モータの出力、回転数、寸法などの少なくとも一部が同じであることを意味してもよいし、互いに代替可能であることを意味してもよいし、モータ以外の部品の組み立てに影響しない程度に設計が同じであることを意味してもよい。
　一例を交えて説明すると、例えば冷凍システム１００に要求される冷凍能力が５ｋＷである場合、同軸圧縮機１１８に用いられる第１モータに対する要求出力は４５ｋＷであり、膨張機一体型圧縮機１２０に用いられる第２モータに対する要求出力は１５ｋＷであると仮定する。このような前提条件をベースに、冷凍能力が倍である１０ｋＷの冷凍システム１００を開発する場合、冷媒経路１０１を流れる冷媒量が倍増することから、第１モータに対する要求出力は９０ｋＷ（＝４５ｋＷ×２）であり、第２モータに対する要求出力は３０ｋＷ（＝１５ｋＷ×２）となる。本実施形態の冷凍システム１００では、このような要求に対して、図１に示すように、ベース設計と同一仕様の出力が４５ｋＷの第１モータを有する２台の同軸圧縮機１１８を冷媒経路１０１に対して並列に設けることで、同軸圧縮機の新規設計を要することなく対応可能である。このとき、膨張機一体型圧縮機１２０では第２モータ１１４Ｂとして、第１モータ１１４Ａと同様に４５ｋＷの出力仕様を採用することで、要求出力である３０ｋＷを賄うことができる。
　このように第１モータ１１４Ａ及び第２モータ１１４Ｂとして共通（同一仕様）のものを採用することにより、第１モータ１１４Ａ及び第２モータ１１４Ｂの周辺構成の共通化も進めることができる。例えば、第１モータ１１４Ａ及び第２モータ１１４Ｂが共通（同一仕様）となることで、出力軸１１６Ａ及び出力軸１１６Ｂが同一軸径となり、その結果、同軸圧縮機１１８で出力軸１１６Ａを支持する軸受（ラジアル磁気軸受１２２－１、スラスト磁気軸受１２６－１）、及び、膨張機一体型圧縮機１２０で出力軸１１６Ｂを支持する軸受（ラジアル磁気軸受１２２－２、スラスト磁気軸受１２６－２）を共通（同一仕様）にすることができる。また第１モータ１１４Ａのモータケーシング１３０－１、及び、第２モータ１１４Ｂのモータケーシング１３０－２もまた共通（同一仕様）にすることができる。
　尚、これらの軸受やモータケーシングが「共通」であるとは、両者の仕様の少なくとも一部が共通していることを意味する。仕様の少なくとも一部が共通するとは、互いに代替可能であることを意味してもよいし、モータ以外の部品の組み立てに影響しない程度に設計が同じであることを意味してもよい。
　尚、第１モータ１１４Ａの低段圧縮機用インペラケーシング１３２－１及び高段圧縮機用インペラケーシング１３２－３と、第２モータ１１４Ｂの中段圧縮機用インペラケーシング１３２－２及び膨張機用インペラケーシング１３４－１とは、各々に収容されるインペラの形状に応じて異なる設計にしてもよい。
　このように冷凍システム１００では圧縮機ユニット１０２に含まれる第１モータ１１４Ａ及び第２モータ１１４Ｂ、及び、それらの周辺構成を共通（同一仕様）にすることで、冷凍システム１００に要求される冷凍能力が変化した場合でも、少ない開発負担で効率的に設計することができる。
　図１では、圧縮機ユニット１０２に２台の同軸圧縮機１１８が含まれる場合が例示されている。２台の同軸圧縮機１１８は、冷媒経路１０１に対して互いに並列に設けられている。冷媒経路１０１は、冷熱回収熱交換器１０５から圧縮機ユニット１０２に冷媒が供給される第１ライン１４４と、第１ライン１４４の下流側から２台の同軸圧縮機１１８の低段圧縮機１１０Ａに対してそれぞれ分岐する第２ライン１４６Ａ，１４６Ｂと、２台の低段圧縮機１１０Ａで圧縮された冷媒がそれぞれ流れる第３ライン１４８Ａ、１４８Ｂと、第３ライン１４８Ａ、１４８Ｂが下流側で合流して中段圧縮機１１０Ｂに接続される第４ライン１５０と、中段圧縮機１１０Ｂで圧縮された冷媒が流れる第５ライン１５２と、第５ライン１５２の下流側から２台の同軸圧縮機１１８の高段圧縮機１１０Ｃに対してそれぞれ分岐する第６ライン１５４Ａ，１５４Ｂと、高段圧縮機１１０Ｃで圧縮された冷媒がそれぞれ流れる第７ライン１５６Ａ、１５６Ｂと、第７ライン１５６Ａ、１５６Ｂが下流側で合流して、コールドボックス１０９側の冷熱回収熱交換器１０５に接続される第８ライン１５８とを含む。
　第２ライン１４６Ａ、１４６Ｂの一方（図１では、第２ライン１４６Ｂ）には、第１バルブ１６０が設けられることにより、２台の同軸圧縮機１１８の低段圧縮機１１０Ａに対する冷媒の分配比率が調整可能に構成されている。また２台の低段圧縮機１１０Ａで圧縮された冷媒が流れる第３ライン１４８Ａ、１４８Ｂの一方（図１では第３ライン１４８Ｂ）には、第２バルブ１６２が設けられることにより、２台の低段圧縮機１１０Ａからの冷媒の排出比率が調整可能に構成されている。
　尚、第３ライン１４８Ａ、１４８Ｂには、それぞれ前述の熱交換器１１２Ａが設けられる。
　第７ライン１５６Ａ、１５６Ｂの一方（図１では、第７ライン１５６Ｂ）には、第３バルブ１６４が設けられることにより、２台の同軸圧縮機１１８の高段圧縮機１１０Ｃからの冷媒の排出比率が調整可能に構成されている。
　尚、第７ライン１５６Ａ，１５６Ｂには、それぞれ前述の熱交換器１１２Ｃが設けられる。
　また冷凍システム１００では、２台の同軸圧縮機１１８の低段圧縮機１１０Ａの上流側と下流側とを連通する第１バイパスライン１６６が設けられる。第１バイパスライン１６６上には第１バイパスバルブ１６８が設けられている。また中段圧縮機１１０Ｂの上流側と下流側とを連通する第２バイパスライン１７０が設けられる。第２バイパスライン１７０上には第２バイパスバルブ１７２が設けられている。また２台の同軸圧縮機１１８の高段圧縮機１１０Ｃの上流側と下流側とを連通する第３バイパスライン１７４が設けられる。第３バイパスライン１７４上には第３バイパスバルブ１７６が設けられている。
　また冷媒経路１０１のうち高段圧縮機１１０Ｃの下流側と冷熱回収熱交換器１０５との間の高圧冷媒ライン１７８と、冷熱回収熱交換器１０５と低段圧縮機１１０Ａとの間の低圧冷媒ライン１８０との間を連通する第４バイパスライン１８２が設けられる。第４バイパスライン１８２上には、冷媒を貯留可能なバッファタンク１８４と、バッファタンク１８４の上流側及び下流側にそれぞれ設けられた第４バルブ１８６及び第５バルブ１８８が配置される。
　これらのバルブ類は、冷凍システム１００のコントロールユニットである制御装置２００からの制御信号に基づいて開度が制御されることにより、冷媒経路１０１における冷媒の流路を適宜切替可能に構成される。制御装置２００は、例えばコンピュータ等の電子演算装置からなるハードウェア構成に対して、所定の制御が実行するためのプログラムがインストールされることによって構成される。
　尚、前述した冷凍システム１００における各バルブ及びバイパスバルブの配置は、同等の制御が実現可能な範囲において適宜変更可能である。
　続いて上記構成を有する冷凍システム１００の起動方法について説明する。図４は図１の冷凍システム１００の起動方法を示すフローチャートである。
　まず冷凍システム１００の初期状態として、膨張機１０３の入口における冷媒温度が常温（約３００Ｋ）である場合を想定する。停止状態にあった冷凍システム１００では、冷媒経路１０１に残存している冷媒の温度が、常温近傍（約３００Ｋ）まで上昇することによって、冷媒経路１０１内で冷媒の圧力が高くなっている。この状態では、冷媒経路１０１のうち高段圧縮機１１０Ｃから膨張機１０３までの高圧冷媒ライン１７８と、膨張機１０３から低段圧縮機１１０Ａまでの低圧冷媒ライン１８０との冷媒の圧力が均衡（高低圧が均圧）する。このような状態は、低圧冷媒ライン１８０側の圧力が通常運転時よりも高く、この冷媒圧力が高くなった状態で冷凍システム１００を起動運転すると、高圧冷媒ライン１７８側の圧力が過大に上昇しやすく、特にモータ駆動の膨張機一体型圧縮機１２０を備えて構成されていることにより、モータ負荷が高くなるおそれがある。
　そこで制御装置２００は、高圧冷媒ライン１７８の圧力と、バッファタンク１８４の内部の圧力との圧力差ΔＰが所定の閾値ΔＰ１（例えば１０ｋＰａ）を超える場合（ステップＳ１：ＹＥＳ）に、第４バルブ１８６を開制御し（ステップＳ２）、冷媒経路１０１を流れる冷媒の一部をバッファタンク１８４に回収する（ステップＳ３）。これにより、圧力差ΔＰが減少し、高圧冷媒ライン１７８の圧力が過大に上昇することを防止し、その結果、過大なモータ負荷が生じることを好適に回避できる。その後、制御装置２００は、圧力差ΔＰが閾値ΔＰ１以下になった場合（ステップＳ４：ＹＥＳ）、第４バルブ１８６を閉制御する（ステップＳ５）。
　尚、圧力差ΔＰが閾値ΔＰ１より大きい場合には（ステップＳ４：ＮＯ）、制御装置２００は制御をステップＳ２に戻す。
　尚、圧力差ΔＰは、例えば、高圧冷媒ライン１７８に設けられた圧力センサと、バッファタンク１８４内に設置された圧力センサとの検出値の差分により取得可能である。
　ここで冷媒経路１０１には、定格運転条件で最も密度が高くなる膨張機１０３入口付近の流路に最小断面が存在する。予冷時には膨張機１０３の吸入温度が定格条件に比べて高くなる（冷媒密度が低い）ため、当該箇所における冷媒流量が少なくなる膨張機１０３のチョーク現象によって圧縮機のサージングが発生するおそれがある。続くステップＳ６では、このような課題を解決するために、圧縮機ユニット１０２に含まれる２台の同軸圧縮機１１８のうち一方（同軸圧縮機１１８Ａ）のみを膨張機一体型圧縮機１２０とともに起動する（すなわち２台の同軸圧縮機１１８のうち一方のみを膨張機一体型圧縮機１２０とともに運転する、いわゆる台数制御運転を開始する）。これにより、膨張機１０３における冷媒の流量を少なくした状態で起動が可能となるため、圧縮機におけるサージング発生を効果的に防止できる。
　続いて制御装置２００は、第２バイパスバルブ１７２の開度を、膨張機１０３の入口における冷媒の温度Ｔｉｎに基づいて制御する（ステップＳ７）。ステップＳ７では、第２バイパスバルブ１７２の開度が、膨張機１０３の入口における冷媒の温度Ｔｉｎに基づいて制御されることにより、冷媒経路１０１を流れる冷媒の一部が第２バイパスライン１７０を介して中段圧縮機１１０Ｂをバイパスされる。その結果、中段圧縮機１１０Ｂに供給される冷媒の流量が増加し、上述のような圧縮機におけるサージングをより効果的に防止できる。
　またステップＳ７における第２バイパスバルブ１７２の開度制御は、膨張機１０３の入口における冷媒の温度Ｔｉｎに基づいて連続的に行われてもよいし、段階的（ステップ状）に行われてもよい。このとき、冷熱回収熱交換器１０５における冷媒の冷却速度が略一定（例えば６０Ｋ／ｈ）になるように、ステップＳ６で起動した一方の同軸圧縮機１１８又は膨張機一体型圧縮機１２０の少なくとも一方の回転数を協調制御してもよい。
　尚、膨張機１０３の入口における冷媒の温度Ｔｉｎは、膨張機１０３の入口に設置された温度センサ（不図示）により取得可能である。
　尚、ステップＳ７において、第１バルブ１６０、第２バルブ１６２及び第３バルブ１６４、第１バイパスバルブ１６８及び第３バイパスバルブ１７６は閉状態に制御される。
　続いて膨張機１０３の入口における温度Ｔｉｎが第１目標値Ｔ１（例えば１８０～２００Ｋ）以下になると（ステップＳ８：ＹＥＳ）、制御装置２００は第１バイパスバルブ１６８、第３バイパスバルブ１７６及び第１バルブ１６０を開制御する（ステップＳ９）。
　続いて制御装置２００は、サージングの有無を判定する（ステップＳ１０）サージングが有ると判定された場合（ステップＳ１０：ＹＥＳ）、ステップＳ６で起動した一方の同軸圧縮機１１８Ａの回転数を減少するように制御する（ステップＳ１１）。ステップＳ１１で制御される一方の同軸圧縮機１１８Ａの回転数は、仮に圧縮機ユニット１０２に含まれる２台の同軸圧縮機１１８を両方起動させた場合に、各圧縮機でサージングが発生しない回転数まで減少するように制御される。
　尚、ステップＳ１１では一方の同軸圧縮機１１８Ａの回転数を減少した結果、一時的に停止状態にしてもよい。またサージングが無いと判定された場合には（ステップＳ１０：ＮＯ）、ステップＳ１１における回転数の減少制御は実施されない。例えば、回転数が比較的低い場合（例えば、熱交換器の冷却速度などの制限によって予冷時の回転数が低い場合）にはサージングが発生しにくい傾向があるため、運転条件によっては、ステップＳ１１のような回転数の減少制御は不要とすることができる。
　続いて制御装置２００は、第１バイパスバルブ１６８及び第３バイパスバルブ１７６を開制御し（ステップＳ１２）、圧縮機ユニット１０２に含まれる他方の同軸圧縮機１１８Ｂを起動する（ステップＳ１３）。このとき、他方の同軸圧縮機１１８Ｂの回転数は、ステップＳ６で回転数が減少された一方の同軸圧縮機１１８Ａに等しくなるように制御される。そして、制御装置は２台の同軸圧縮機１１８の圧力条件が同等になった場合（ステップＳ１４：ＹＥＳ）、第１バイパスバルブ１６８及び第３バイパスバルブ１７６を閉制御する（ステップＳ１５）。
　続いて制御装置２００は、第２バルブ１６２及び第３バルブ１６４を開制御することで、冷媒経路１０１に対して他方の同軸圧縮機１１８Ｂの接続を完了させる（ステップＳ１６）。このようにして、ステップＳ３で先に起動された一方の同軸圧縮機１１８Ａの回転数を一旦減少させた状態で、他方の同軸圧縮機１１８Ｂを起動させることで、各圧縮機にサージングが発生することを防止しながら、１台の同軸圧縮機１１８Ａによる片側運転から、２台の同軸圧縮機１１８Ａ，１１８Ｂによる両側運転にスムーズに移行することができる。
　制御装置２００は、引き続き膨張機１０３の入口における冷媒の温度Ｔｉｎや冷熱回収熱交換器１０５における冷媒の冷却速度に基づいて第２バイパスバルブ１７２の開度及び同軸圧縮機１１８又は膨張機一体型圧縮機１２０の少なくとも一方の回転数を制御しながら予冷運転を進める。そして制御装置２００は、膨張機１０３の入口における温度Ｔｉｎが第２目標温度Ｔ２（例えば１００～１２０Ｋ）以下になると（ステップＳ１７：ＹＥＳ）、第２バイパスバルブ１７２を閉制御し（ステップＳ１８）、予冷を完了して通常運転に移行することで、一連の冷凍システム１００の起動制御が終了する（ステップＳ１９）。
　尚、冷凍システム１００が３台以上の同軸圧縮機１１８を備える場合には、上記制御に倣って、起動状態にある同軸圧縮機１１８の数を順に増やすように制御することで、温度Ｔｉｎを所望の値にすることができる。
　以上説明したように、冷凍システム１００の起動方法では、起動初期段階では、圧縮機ユニット１０２に含まれる一部の同軸圧縮機１１８を起動し、予冷が進行するに従って（膨張機１０３の入口における温度Ｔｉｎが低下するに従って）同軸圧縮機１１８の起動台数が増加するように制御される。各段階における同軸圧縮機１１８の起動台数は、例えば、膨張機１０３の入口における温度Ｔｉｎに応じて、以下のように制御してもよい。
　音速とマッハ数，断熱流れの関係より，膨張機１０３を通過する冷媒の質量流量Ｇは、以下のように膨張機１０３の入口における冷媒の温度Ｔｉｎの関数として表される（ここでは、膨張機１０３を通過する冷媒が臨界状態にない、すなわち膨張機１０３のノズル出口流速が音速に達しておらず、且つ、冷媒が理想気体であると仮定する）。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
 　ここで、Ａは膨張機１０３のノズルスロート面積でありＰｉｎ，Ｐｅｘはそれぞれ膨張機１０３の入口及び出口における圧力であり、κは冷媒の比熱比であり、Ｒは理想気体のガス定数である。式（１）より、膨張機１０３の入口における温度Ｔｉｎに対する冷媒流量Ｇを概算することができる。そのため、同軸圧縮機１１８の１台当たりの吐出流量をＲとすると、起動すべき同軸圧縮機１１８の台数Ｄは次式により得られる（端数は切り上げ）。
Ｄ＝Ｇ／Ｒ　　　（２）
　図１のように圧縮機ユニット１０２に２台の同軸圧縮機１１８が含まれる場合、膨張機１０３の入口における温度Ｔｉｎが第１目標値Ｔ１（例えば１８０～２００Ｋ）になるまでは、一方の同軸圧縮機１１８のみを起動することで効率よく予冷ができるが、第２目標値Ｔ２（例えば１２０～２００Ｋ）では効率が低下してしまうため、他方の同軸圧縮機１１８を起動して２台での運転をすることが好ましい。このように温度領域に応じて同軸圧縮機１１８の運転台数を変化させる場合には、サージングの発生が懸念される運転条件において上述のように起動済の同軸圧縮機１の回転数を一旦減少させることで、サージングの発生を防止しながらスムーズな運転台数の移行が可能となる。
　上記実施形態では、１台の膨張機一体型圧縮機に対して２台の同軸圧縮機１１８を備える冷凍システム１００について説明したが、冷凍システム１００が備える膨張機一体型圧縮機１２０及び同軸圧縮機１１８の台数は任意でもよい。以下、冷凍システム１００の幾つかのバリエーションについて図５～図８を参照して具体的に説明する。
　尚、図５～図８では冷凍システム１００のうち同軸圧縮機１１８、膨張機一体型圧縮機１２０、第１モータ１１４Ａ、第２モータ１１４Ｂが抽出して簡易的に示されており、その他の構成については上記実施形態に倣うものとして詳述は省略する。
　図５Ａ～図５Ｂは２台の同軸圧縮機１１８Ａ、１１８Ｂ及び１台の膨張機一体型圧縮機１２０を備える冷凍システム１００Ａ－１～１００Ａ－２を示す模式図である。図５Ａに示す冷凍システム１００Ａ－１では、前述の実施形態と同様に、同軸圧縮機１１８Ａを駆動するための第１モータ１１４Ａ－１、同軸圧縮機１１８Ｂを駆動するための第１モータ１１４Ａ－２、及び、膨張機一体型圧縮機１２０を駆動するための第２モータ１１４Ｂが全て共通である。この場合、全ての第１モータ１１４Ａ及び第２モータ１１４Ｂを共通にすることで、冷凍システム１００Ａに用いられるモータの種類を最小限にでき、開発に要する費用や時間を効果的に削減できる。
　図５Ｂに示す冷凍システム１００Ａ－２では、同軸圧縮機１１８Ａを駆動するための第１モータ１１４Ａ－１、及び、膨張機一体型圧縮機１２０を駆動するための第２モータ１１４Ｂが共通である一方で、同軸圧縮機１１８Ｂを駆動するための第１モータ１１４Ａ－２が異なる（別仕様である）。このように冷凍システム１００に用いられる第１モータ１１４Ａ、第２モータ１１４Ｂの共通化を極力進めつつ、一部のモータのみを別仕様とすることで、冷凍システム１００に要求される仕様に対して柔軟に対応することもできる。
　続いて図６Ａ～図６Ｃは、３台の同軸圧縮機１１８Ａ、１１８Ｂ、１１８Ｃ及び１台の膨張機一体型圧縮機１２０を備える冷凍システム１００Ｂ－１～１００Ｂ－３を示す模式図である。図６Ａに示す冷凍システム１００Ｂ－１では、同軸圧縮機１１８Ａを駆動するための第１モータ１１４Ａ－１、同軸圧縮機１１８Ｂを駆動するための第１モータ１１４Ａ－２、同軸圧縮機１１８Ｃを駆動するための第１モータ１１４Ａ－３、及び、膨張機一体型圧縮機１２０を駆動するための第２モータ１１４Ｂが全て共通である。この場合、全ての第１モータ１１４Ａ及び第２モータ１１４Ｂを共通にすることで、冷凍システム１００Ａに用いられるモータの種類を最小限にでき、開発に要する費用や時間を効果的に削減できる。
　図６Ｂに示す冷凍システム１００Ｂ－２では、同軸圧縮機１１８Ａを駆動するための第１モータ１１４Ａ－１、同軸圧縮機１１８Ｂを駆動するための第１モータ１１４Ａ－２、及び、膨張機一体型圧縮機１２０を駆動するための第２モータ１１４Ｂが共通である一方で、同軸圧縮機１１８Ｃを駆動するための第１モータ１１４Ａ－３が異なる（別仕様である）。このように冷凍システム１００に用いられる第１モータ１１４Ａ、第２モータ１１４Ｂの共通化を極力進めつつ、一部のモータのみを別仕様とすることで、冷凍システム１００に要求される仕様に対して柔軟に対応することもできる。
　図６Ｃに示す冷凍システム１００Ｂ－３では、同軸圧縮機１１８Ａを駆動するための第１モータ１１４Ａ－１、及び、膨張機一体型圧縮機１２０を駆動するための第２モータ１１４Ｂが互いに共通である一方で、同軸圧縮機１１８Ｂを駆動するための第１モータ１１４Ａ－２、及び、同軸圧縮機１１８Ｃを駆動するための第１モータ１１４Ａ－３が互いに共通である。このように冷凍システム１００に用いられる各モータについて、互いに異なる複数の仕様についてそれぞれ共通化を進めることによっても、冷凍システム１００に要求される仕様に対して柔軟に対応することもできる。
　続いて図７Ａ～図７Ｃは、３台の同軸圧縮機１１８Ａ、１１８Ｂ、１１８Ｃ及び２台の膨張機一体型圧縮機１２０Ａ、１２０Ｂを備える冷凍システム１００Ｃ－１～１００Ｃ－３を示す模式図である。図７Ａに示す冷凍システム１００Ｃ－１では、同軸圧縮機１１８Ａを駆動するための第１モータ１１４Ａ－１、同軸圧縮機１１８Ｂを駆動するための第１モータ１１４Ａ－２、同軸圧縮機１１８Ｃを駆動するための第１モータ１１４Ａ－３、膨張機一体型圧縮機１２０Ａを駆動するための第２モータ１１４Ｂ－１、及び、膨張機一体型圧縮機１２０Ｂを駆動するための第２モータ１１４Ｂ－２が全て共通である。この場合、全ての第１モータ１１４Ａ及び第２モータ１１４Ｂを共通にすることで、冷凍システム１００Ａに用いられるモータの種類を最小限にでき、開発に要する費用や時間を効果的に削減できる。
　図７Ｂに示す冷凍システム１００Ｃ－２では、同軸圧縮機１１８Ａを駆動するための第１モータ１１４Ａ－１、同軸圧縮機１１８Ｂを駆動するための第１モータ１１４Ａ－２、膨張機一体型圧縮機１２０Ａを駆動するための第２モータ１１４Ｂ－１、及び、膨張機一体型圧縮機１２０Ｂを駆動するための第２モータ１１４Ｂ－２が共通である一方で、同軸圧縮機１１８Ｃを駆動するための第１モータ１１４Ａ－３が異なる（別仕様である）。このように冷凍システム１００に用いられる第１モータ１１４Ａ、第２モータ１１４Ｂの共通化を極力進めつつ、一部のモータのみを別仕様とすることで、冷凍システム１００に要求される仕様に対して柔軟に対応することもできる。
　図７Ｃに示す冷凍システム１００Ｃ－３では、同軸圧縮機１１８Ａを駆動するための第１モータ１１４Ａ－１、膨張機一体型圧縮機１２０Ａを駆動するための第２モータ１１４Ｂ－１、及び、膨張機一体型圧縮機１２０Ｂを駆動するための第２モータ１１４Ｂ－２が互いに共通である一方で、同軸圧縮機１１８Ｂを駆動するための第１モータ１１４Ａ－２、及び、同軸圧縮機１１８Ｃを駆動するための第１モータ１１４Ａ－３が互いに共通である。このように冷凍システム１００に用いられる各モータについて、互いに異なる複数の仕様についてそれぞれ共通化を進めることによっても、冷凍システム１００に要求される仕様に対して柔軟に対応することもできる。
　図８Ａ～図８Ｄは、４台の同軸圧縮機１１８Ａ、１１８Ｂ、１１８Ｃ、１１８Ｄ及び２台の膨張機一体型圧縮機１２０Ａ、１２０Ｂを備える冷凍システム１００Ｄ－１～１００Ｄ－４を示す模式図である。図８Ａに示す冷凍システム１００Ｄ－１では、同軸圧縮機１１８Ａを駆動するための第１モータ１１４Ａ－１、同軸圧縮機１１８Ｂを駆動するための第１モータ１１４Ａ－２、同軸圧縮機１１８Ｃを駆動するための第１モータ１１４Ａ－３、同軸圧縮機１１８Ｄを駆動するための第１モータ１１４Ａ－４、膨張機一体型圧縮機１２０Ａを駆動するための第２モータ１１４Ｂ－１、及び、膨張機一体型圧縮機１２０Ｂを駆動するための第２モータ１１４Ｂ－２が全て共通である。この場合、全ての第１モータ１１４Ａ及び第２モータ１１４Ｂを共通にすることで、冷凍システム１００Ａに用いられるモータの種類を最小限にでき、開発に要する費用や時間を効果的に削減できる。
　図８Ｂに示す冷凍システム１００Ｄ－２では、同軸圧縮機１１８Ａを駆動するための第１モータ１１４Ａ－１、同軸圧縮機１１８Ｂを駆動するための第１モータ１１４Ａ－２、同軸圧縮機１１８Ｃを駆動するための第１モータ１１４Ａ－３、膨張機一体型圧縮機１２０Ａを駆動するための第２モータ１１４Ｂ－１、及び、膨張機一体型圧縮機１２０Ｂを駆動するための第２モータ１１４Ｂ－２が共通である一方で、同軸圧縮機１１８Ｄを駆動するための第１モータ１１４Ａ－４が異なる（別仕様である）。このように冷凍システム１００に用いられる第１モータ１１４Ａ、第２モータ１１４Ｂの共通化を極力進めつつ、一部のモータのみを別仕様とすることで、冷凍システム１００に要求される仕様に対して柔軟に対応することもできる。
　図８Ｃに示す冷凍システム１００Ｄ－３では、同軸圧縮機１１８Ａを駆動するための第１モータ１１４Ａ－１、同軸圧縮機１１８Ｂを駆動するための第１モータ１１４Ａ－２、膨張機一体型圧縮機１２０Ａを駆動するための第２モータ１１４Ｂ－１、及び、膨張機一体型圧縮機１２０Ｂを駆動するための第２モータ１１４Ｂ－２が互いに共通である一方で、同軸圧縮機１１８Ｃを駆動するための第１モータ１１４Ａ－３、及び、同軸圧縮機１１８Ｄを駆動するための第１モータ１１４Ａ－４が互いに共通である。このように冷凍システム１００に用いられる各モータについて、互いに異なる複数の仕様についてそれぞれ共通化を進めることによっても、冷凍システム１００に要求される仕様に対して柔軟に対応することもできる。
　図８Ｄに示す冷凍システム１００Ｄ－４では、同軸圧縮機１１８Ａを駆動するための第１モータ１１４Ａ－１、膨張機一体型圧縮機１２０Ａを駆動するための第２モータ１１４Ｂ－１、及び、膨張機一体型圧縮機１２０Ｂを駆動するための第２モータ１１４Ｂ－２が互いに共通である一方で、同軸圧縮機１１８Ｂを駆動するための第１モータ１１４Ａ－２、同軸圧縮機１１８Ｃを駆動するための第１モータ１１４Ａ－３、及び、同軸圧縮機１１８Ｄを駆動するための第１モータ１１４Ａ－４が互いに共通である。このように冷凍システム１００に用いられる各モータについて、互いに異なる複数の仕様についてそれぞれ共通化を進めることによっても、冷凍システム１００に要求される仕様に対して柔軟に対応することもできる。
　上述の実施形態に記載の内容は、例えば以下のように把握される。
（１）一態様に係る冷凍システムは、
　冷媒経路（例えば上記実施形態の冷媒経路１０１）上に配置された圧縮機ユニット（例えば上記実施形態の圧縮機ユニット１０２）によって圧縮された冷媒を用いて冷熱を発生させるブレイトンサイクルを利用した冷凍システム（例えば上記実施形態の冷凍システム１００）であって、
　前記圧縮機ユニットは、
　前記冷媒経路に対して互いに並列に配置された複数台の圧縮機（例えば上記実施形態の複数の同軸圧縮機１１８）と、
　前記複数台の圧縮機をそれぞれ駆動するための複数の第１モータ（例えば上記実施形態の複数の第１モータ１１４Ａ）と、
　前記圧縮機ユニットで圧縮された前記冷媒を膨張可能な膨張機（例えば上記実施形態の膨張機１０３）と一体的に構成された膨張機一体型圧縮機（例えば上記実施形態の膨張機一体型圧縮機１２０）と、
　前記膨張機一体型圧縮機を駆動するための第２モータ（例えば上記実施形態の第２モータ１１４Ｂ）と、
を含み、
　前記複数台の圧縮機は、前記膨張機一体型圧縮機より多い台数を有する。
　上記（１）の態様によれば、異なる冷凍能力を有する冷凍システムを開発する場合においても、圧縮機ユニットの一部構成である圧縮機の台数を変更することで対応可能であるため、設計変更に伴う部品点数や専有面積の増加を良好に抑えることができる。
（２）他の態様では、上記（１）の態様において、
　前記複数の第１モータ及び前記第２モータは共通である。
　上記（２）の態様によれば、圧縮機ユニットに含まれる複数の圧縮機をそれぞれ駆動するための複数の第１モータと、膨張機一体型圧縮機を駆動するための第２モータとが共通となる。これにより、冷凍システムに用いられるモータの種類を削減し、開発に要する費用や時間を効果的に削減できる。
　尚、本明細書において複数の第１モータと第２モータとが「共通」であるとは、複数の第１モータと、第２モータとはそれぞれ別体のモータであり、仕様の少なくとも一部が共通していることを意味する。仕様が共通するとは、例えば、モータの出力、回転数、寸法の少なくとも一部が同じであることを意味してもよいし、互いに代替可能であることを意味してもよいし、モータ以外の部品の組み立てに影響しない程度に設計が同じであることを意味してもよい。
（３）他の態様では、上記（１）又は（２）の態様において、
　前記複数台の圧縮機を制御するための制御装置（例えば上記実施形態の制御装置２００）を備え、
　前記制御装置は、前記冷凍システムの起動時に、前記膨張機の入口における前記冷媒の温度に基づいて、前記複数台の圧縮機の一部を動作するように、前記複数台の圧縮機を制御する。
　上記（３）の態様によれば、冷凍システムの起動時に複数台の圧縮機の一部を動作することで、同軸圧縮機におけるサージング発生を効果的に防止できる。
（４）他の態様では、上記（３）の態様において、
　前記制御装置は、起動状態にある前記圧縮機の回転数を減少するように制御した後、前記複数台の圧縮機の起動台数を変更するように制御する。
　上記（４）の態様によれば、複数台の圧縮機の起動台数を変更する場合には、先に起動された圧縮機の回転数を減少させることで、各圧縮機にサージングが発生することを防止しながら、スムーズに起動台数を変更できる。
（５）他の態様では、上記（１）から（４）のいずれか一態様において、
　前記冷媒経路は、前記膨張機一体型圧縮機が有する圧縮機（例えば上記実施形態の中段圧縮機１１０Ｂ）の上流側及び下流側をバイパスするように構成されたバイパスライン（例えば上記実施形態の第２バイパスライン１７０）と、
　前記バイパスライン上に設けられたバイパスバルブ（例えば上記実施形態の第２バイパスバルブ１７２）と
を備える。
　上記（５）の態様によれば、バイパスラインに設けられたバイパスバルブの開度を調整することで、各圧縮機におけるサージングを効果的に防止できる。
（６）他の態様では、上記（５）の態様において、
　前記バイパスバルブは、前記膨張機の入口における前記冷媒の温度に基づいて、前記膨張機一体側圧縮機が有する圧縮機における前記冷媒の流量が所定値以上になるように制御される。
　上記（６）の態様によれば、膨張機の入口における冷媒の温度が上昇することでサージングが発生するおそれがある場合には、バイパスバルブの開度を制御し、膨張機一体型圧縮機が有する圧縮機における冷媒流量を所定値以上に確保することでサージング発生を防止できる。
（７）他の態様では、上記（６）の態様において、
　前記冷媒の冷却速度が略一定になるように、前記圧縮機又は前記膨張機一体型圧縮機の回転数が前記バイパスバルブの開度と協調制御される。
　上記（７）の態様によれば、バイパスバルブの開度制御とともに圧縮機又は膨張機一体型圧縮機の回転数を協調制御することで、冷媒経路を流れる冷媒の冷却速度が略一定にされる。これにより、起動時から通常運転時までの予冷期間において、冷却速度を調整／修正し、冷媒温度を精度よく制御することが可能となる。
（８）他の態様では、上記（１）から（７）のいずれか一態様において、
　前記複数台の圧縮機の各々は、前記冷媒経路に対して直列接続された複数の圧縮機を含む同軸圧縮機（例えば上記実施形態の同軸圧縮機１１８）である。
　上記（８）の態様によれば、複数台の圧縮機として同軸圧縮機（多段圧縮機）を用いることで、単段圧縮機に比べて大きな圧縮比を得るとともに、高効率化を図ることができる。
１００　冷凍システム
１０１　冷媒経路
１０２　圧縮機ユニット（１１０Ａ，１１０Ｂ，１１０Ｃ）
１０３　膨張機
１０４　冷却部
１０５　冷熱回収熱交換器
１０６　超電導機器
１０７　冷媒経路
１０８　ポンプ
１０９　コールドボックス
１１０　圧縮機
１１０Ａ　低段圧縮機
１１０Ｂ　中段圧縮機
１１０Ｃ　高段圧縮機
１１２（１１２Ａ，１１２Ｂ，１１２Ｃ）　熱交換器
１１４Ａ　第１モータ
１１４Ｂ　第２モータ
１１６Ａ，１１６Ｂ　出力軸
１１８（１１８Ａ，１１８Ｂ）　同軸圧縮機
１２０　膨張機一体型圧縮機
１２２－１，１２２－２　ラジアル磁気軸受
１２６　スラスト磁気軸受
１２７－１，１２７－２　アキシャルロータディスク
１２８　ケーシング
１３０　モータケーシング
１３２－１　低段圧縮機用インペラケーシング
１３２－２　中段圧縮機用インペラケーシング
１３２－３　高段圧縮機用インペラケーシング
１３４－１　膨張機用インペラケーシング
１３６Ａ，１３６Ｂ　ロータ
１３８Ａ，１３８Ｂ　ステータ
１４０Ａ，１４０Ｂ，１４０Ｃ，１４２　インペラ
１４４　第１ライン
１４６Ａ，１４６Ｂ　第２ライン
１４８Ａ，１４８Ｂ　第３ライン
１５０　第４ライン
１５２　第５ライン
１５４Ａ，１５４Ｂ　第６ライン
１５６Ａ，１５６Ｂ　第７ライン
１５８　第８ライン
１６０　第１バルブ
１６２　第２バルブ
１６４　第３バルブ
１６６　第１バイパスライン
１６８　第１バイパスバルブ
１７０　第２バイパスライン
１７２　第２バイパスバルブ
１７４　第３バイパスライン
１７６　第３バイパスバルブ
１７８　高圧冷媒ライン
１８０　低圧冷媒ライン
１８２　第４バイパスライン
１８４　バッファタンク
１８６　第４バルブ
１８８　第５バルブ
２００　制御装置

Claims (8)

  1. 　冷媒経路上に配置された圧縮機ユニットによって圧縮された冷媒を用いて冷熱を発生させるブレイトンサイクルを利用した冷凍システムであって、
    　前記圧縮機ユニットは、
    　前記冷媒経路に対して互いに並列に配置された複数台の圧縮機と、
    　前記複数台の圧縮機をそれぞれ駆動するための複数の第１モータと、
    　前記圧縮機ユニットで圧縮された前記冷媒を膨張可能な膨張機と一体的に構成された膨張機一体型圧縮機と、
    　前記膨張機一体型圧縮機を駆動するための第２モータと、
    を含み、
    　前記複数台の圧縮機は、前記膨張機一体型圧縮機より多い台数を有する、冷凍システム。
  2. 　前記複数の第１モータ及び前記第２モータは共通である請求項１に記載の冷凍システム。
  3. 　前記複数台の圧縮機を制御するための制御装置を備え、
    　前記制御装置は、前記冷凍システムの起動時に、前記膨張機の入口における前記冷媒の温度に基づいて、前記複数台の圧縮機の一部を動作するように、前記複数台の圧縮機を制御する、請求項１又は２に記載の冷凍システム。
  4. 　前記制御装置は、起動状態にある前記圧縮機の回転数を減少するように制御した後、前記複数台の圧縮機の起動台数を変更するように制御する、請求項３に記載の冷凍システム。
  5. 　前記冷媒経路は、前記膨張機一体型圧縮機が有する圧縮機の上流側及び下流側をバイパスするように構成されたバイパスラインと、
    　前記バイパスライン上に設けられたバイパスバルブと
    を備える、請求項１から４のいずれか一項に記載の冷凍システム。
  6. 　前記バイパスバルブは、前記膨張機の入口における前記冷媒の温度に基づいて、膨張機一体側圧縮機が有する圧縮機における前記冷媒の流量が所定値以上になる、請求項５に記載の冷凍システム。
  7. 　前記冷媒の冷却速度が略一定になるように、前記圧縮機又は前記膨張機一体型圧縮機の回転数が前記バイパスバルブの開度と協調制御される、請求項６に記載の冷凍システム。
  8. 　前記複数台の圧縮機の各々は、前記冷媒経路に対して直列接続された複数の圧縮機を含む同軸圧縮機である、請求項１から７のいずれか一項に記載の冷凍システム。
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