圧縮膨張タービンユニット
【課題】 空気サイクル冷凍冷却システムを適用したコンテナ用冷凍ユニットに用いる場合でも、低速回転で必要な冷凍能力が得られ、効率の向上が可能な圧縮膨張タービンユニットを提供する。
【解決手段】 この圧縮膨張タービンユニット５は、コンプレッサ６および膨張タービン７を備える。コンプレッサ６のインペラ６ａの主軸１３と膨張タービン７のインペラ７ａの主軸１４は平行に配置する。これら各主軸１３，１４はそれぞれ軸受１５〜１８により支持する。両主軸１３，１４の間には、回転を伝達する伝達機構２２と、この伝達機構を介して前記コンプレッサ６および膨張タービン７のインペラ６ａ，７ａを駆動するモータ２６とを配置する。
【解決手段】 この圧縮膨張タービンユニット５は、コンプレッサ６および膨張タービン７を備える。コンプレッサ６のインペラ６ａの主軸１３と膨張タービン７のインペラ７ａの主軸１４は平行に配置する。これら各主軸１３，１４はそれぞれ軸受１５〜１８により支持する。両主軸１３，１４の間には、回転を伝達する伝達機構２２と、この伝達機構を介して前記コンプレッサ６および膨張タービン７のインペラ６ａ，７ａを駆動するモータ２６とを配置する。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、空気サイクル冷凍冷却システムに適用される圧縮膨張タービンユニットに関する。
【背景技術】
【０００２】
空気サイクル冷凍冷却システムは、冷媒として空気を用いるため、フロンやアンモニアガス等を用いる場合に比べてエネルギー効率が不足するが、環境保護の面では好ましい。また、冷凍倉庫等のように、冷媒空気を直接に吹き込むことができる施設では、庫内ファンやデフロストの省略等によってトータルコストを引下げられる可能性があり、このような用途で空気サイクル冷凍冷却システムが提案されている（例えば特許文献１）。
【０００３】
また、−３０℃〜−６０℃のディープ・コール領域では、空気冷却の理論効率は、フロンやアンモニアガスと同等以上になることが知られている。ただし、上記空気冷却の理論効率を得ることは、最適に設計された周辺装置があって、始めて成り立つとも述べられている。周辺装置は、圧縮機や膨張タービン等である。
圧縮機，膨張タービンとしては、コンプレッサ翼車および膨張タービン翼車を共通の主軸に取付けたタービンユニットが用いられている（特許文献１）。
【０００４】
なお、プロセスガスを処理するタービン・コンプレッサとしては、主軸の一端にタービン翼車、他端にコンプレッサ翼車を取付け、前記主軸を電磁石の電流で制御するジャーナルおよびスラスト軸受で支承した磁気軸受式タービン・コンプレッサが提案されている（特許文献２）。
また、ガスタービンエンジンにおける提案ではあるが、主軸支持用の転がり軸受に作用するスラスト荷重が軸受寿命の短縮を招くことを回避するため、転がり軸受に作用するスラスト荷重をスラスト磁気軸受により低減することが提案されている（特許文献３）。
【特許文献１】特許第２６２３２０２号公報
【特許文献２】特開平７−９１７６０号公報
【特許文献３】特開平８−２６１２３７公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
上記のように、空気サイクル冷凍冷却システムとして、ディープ・コール領域で高効率となる空気冷却の理論効率を得るためには、最適に設計された圧縮機や膨張タービンが必要となる。
圧縮機，膨張タービンとしては、上記のようにコンプレッサ翼車および膨張タービン翼車を共通の主軸に取付けたタービンユニットが用いられている。このタービンユニットは、膨張タービンの生じる動力によりコンプレッサ翼車を駆動できることで空気サイクル冷凍機の効率を向上させている。
【０００６】
しかし、コンテナ用冷凍ユニットに空気サイクル冷凍冷却システムを適用する場合、コンテナ用冷凍ユニットの奥行き寸法が４２０ｍｍ以下に制限されていることから、上記のようにコンプレッサ翼車および膨張タービン翼車を共通の主軸に取付けたタービンユニットを用いるものとすると、その主軸を奥行き方向に配置することが困難である。この場合、コンプレッサ翼車および膨張タービン翼車は小型のものに限られるから、満足する冷凍能力を得ようとすると主軸を高速回転させる必要がある。その結果、軸受損、風損、モータの鉄損が大きくなり、効率の向上が困難となる。
【０００７】
この発明の目的は、空気サイクル冷凍冷却システムを適用したコンテナ用冷凍ユニットに用いる場合でも、低速回転で必要な冷凍能力が得られ、効率の向上が可能な圧縮膨張タービンユニットを提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
この発明の圧縮膨張タービンユニットは、コンプレッサおよび膨張タービンを備え、上記コンプレッサのインペラの主軸と上記膨張タービンのインペラの主軸とを平行に配置し、これら各主軸をそれぞれ軸受により支持し、両主軸の間に、回転を伝達する伝達機構と、この伝達機構を介して前記コンプレッサおよび膨張タービンのインペラを駆動するモータとを配置したことを特徴とする。
この構成によると、コンプレッサのインペラの主軸と膨張タービンのインペラの主軸とを平行に配置し、これら各主軸をそれぞれ軸受により支持しているので、空気サイクル冷凍冷却システムを適用したコンテナ用冷凍ユニットに用いる場合でも、前記主軸をコンテナ用冷凍ユニットの奥行き方向に配置することができる。これにより、コンプレッサおよび膨張タービンのインペラとして大径のものを採用できることから、低速回転で運転しても必要な圧縮比および流量が得られ、小径インペラの場合よりも断熱効率向上が容易で、満足する冷凍能力を得ることができる。低速回転での運転であると、騒音も小さくなり，風損、軸受損、モータ鉄損を小さくできる。
また、両主軸の間に、回転を伝達する例えば歯車列からなる伝達機構と、この伝達機構を介して前記コンプレッサおよび膨張タービンのインペラを駆動するモータとを配置しているので、前記歯車列の増速比などの選択によって各主軸の回転数を任意に設定できる。そのため、コンプレッサおよび膨張タービンの効率が最適となる回転数で各主軸を回転させることができる。また、モータとして低速汎用のモータを使用できるのでコストを低減できる。冷凍冷却も容易となる。その結果、空気サイクル冷凍冷却システムを適用したコンテナ用冷凍ユニットに用いる場合でも、低速回転で必要な冷凍能力が得られ、効率の向上が可能である。
【０００９】
この発明において、前記各主軸にインペラの背面側で圧力バランス用板を装着し、この圧力バランス用板の両面にそれぞれ面する空気室を設け、前記圧力バランス用板の片面側の空気室には、インペラの入口空気、他の片面側の空気室には前記インペラの出口空気をそれぞれ導入させる通気路を設けても良い。この構成の場合、インペラの前面と背面の間の圧力差に起因して各主軸に働くスラスト力を補償することができる。その結果、各主軸に過大なアキシアル負荷が負荷されるのを回避できる。
【００１０】
この発明において、前記インペラの主軸を支持する軸受として、前記インペラ側に位置する前側軸受と、前記圧力バランス用板側に位置する後側軸受とを設け、前記インペラの背面と前側軸受との間、および前記圧力バランス用板と後側軸受との間を、非接触シールによって隔離しても良い。この構成の場合、インペラの出口空気や入口空気が軸受を通じて空気室に導入されるのを非接触シールで阻止できるので、軸受内の潤滑剤が空気の流れによって漏出するのを防止できる。
【００１１】
この発明において、前記軸受にグリース潤滑のアンギュラ玉軸受を用いても良い。グリース潤滑であると、油潤滑と異なり、軸受内の潤滑剤が空気の流れによって漏出するのを確実に防止できる。
【００１２】
この発明において、前記コンプレッサおよび膨張タービンが遠心式であっても良い。この発明の圧縮膨張タービンユニットは、上記各タービンが遠心式である場合に、その各効果がより効果的に発揮される。
【００１３】
この発明の空気サイクル冷凍冷却システムは、上記構成の圧縮膨張タービンユニットを備えた空気サイクル冷凍冷却システムであって、流入空気に対して、前記圧縮膨張タービンユニットのコンプレッサによる圧縮、他の熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットの膨張タービンによる断熱膨張、もしくは予圧縮手段による圧縮、熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットのコンプレッサによる圧縮、他の熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットの膨張タービンによる断熱膨張、を順次行うものである。
この構成によると、圧縮膨張タービンユニットにおいて、各インペラの主軸の安定した高速回転が得られ、かつ軸受の長期耐久性の向上、寿命の向上が得られることから、圧縮膨張タービンユニットの全体として、しいては空気サイクル冷凍冷却システムの全体としても信頼性が向上する。また、空気サイクル冷凍冷却システムのネックとなっている圧縮膨張タービンユニットの主軸軸受の安定した高速回転、長期耐久性、信頼性が向上することから、空気サイクル冷凍冷却システムの実用化が可能となる。
【発明の効果】
【００１４】
この発明の圧縮膨張タービンユニットは、コンプレッサおよび膨張タービンを備え、上記コンプレッサのインペラの主軸と膨張タービンのインペラの主軸とを平行に配置し、これら各主軸をそれぞれ軸受により支持し、両主軸の間に、回転を伝達する伝達機構と、この伝達機構を介して前記コンプレッサおよび膨張タービンのインペラを駆動するモータとを配置したため、空気サイクル冷凍冷却システムを適用したコンテナ用冷凍ユニットに用いる場合でも、低速回転で必要な冷凍能力が得られ、効率の向上が可能となる。
この発明の空気サイクル冷凍冷却システムは、この発明の圧縮膨張タービンユニットを備えた空気サイクル冷凍冷却システムであって、流入空気に対して、前記圧縮膨張タービンユニットのコンプレッサによる圧縮、他の熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットの膨張タービンによる断熱膨張、もしくは予圧縮手段による圧縮、熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットのコンプレッサによる圧縮、他の熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットの膨張タービンによる断熱膨張、を順次行うものとしたため、空気サイクル冷凍冷却システムの全体として信頼性が向上し、空気サイクル冷凍冷却システムの実用化が可能となる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１５】
この発明の一実施形態を図１と共に説明する。この圧縮膨張タービンユニット５は、空気サイクル冷凍冷却システムを適用したコンテナ用冷凍ユニットに組み込んだものであり、コンプレッサ６および膨張タービン７を備える。コンプレッサ６および膨張タービン７には、遠心式のものが用いられる。コンプレッサ６のインペラ６ａの主軸１３と、膨張タービン７のインペラ７ａの主軸１４とは、冷凍ユニットの奥行き方向に向けて互いに平行に配置されている。これら各主軸１３，１４は、それぞれ本体ハウジング２０内に配置された軸受１５，１６，１７，１８により支持されている。これらの軸受１５〜１８には、グリース潤滑のアンギュラ玉軸受が用いられる。本体ハウジング２０は、冷凍ユニットの隔壁を兼ねるものであっても良い。
【００１６】
コンプレッサ６は、冷凍ユニットの被冷却空間１０に臨ませたインペラ６ａと微小の隙間ｄ１を介して対向するコンプレッサ部ハウジング６ｂを有し、中心部の吸込口６ｃから軸方向に吸入した空気を、インペラ６ａで圧縮し、外周部の出口（図示せず）から矢印６ｄで示すように排出する。
膨張タービン７は、冷凍ユニットの被冷却空間１０に臨ませたインペラ７ａと微小の隙間ｄ２を介して対向するタービン部ハウジング７ｂを有し、外周部のノズル１２から矢印７ｃで示すように吸い込んだ空気を、インペラ７ａで断熱膨張させ、中心部の排出口７ｄから軸方向に排出する。
前記コンプレッサ部ハウジング６ｂ、タービン部ハウジング７ｂ、および本体ハウジング２０により、タービンユニットハウジング５ａが構成される。
【００１７】
前記本体ハウジング２０内における両主軸１３，１４の間には、回転を伝達する伝達機構２２と、この伝達機構２２を介して前記コンプレッサ６および膨張タービン７のインペラ６ａ，７ａを駆動するモータ２６とが配置されている。伝達機構２２は、モータ２６の出力軸２６ａに設けられた歯車２３と、コンプレッサ６のインペラ６ａの主軸１３に設けられ前記歯車２３に噛み合う歯車２４と、膨張タービン７のインペラ７ａの主軸１４に設けられ前記歯車２３に噛み合う歯車２５とで構成される。これにより、モータ２６の回転出力が、歯車２３，２４を介してコンプレッサ６のインペラ６ａの主軸１３に増速して伝達されると共に、歯車２３，２５を介して膨張タービン７のインペラ７ａの主軸１４に増速して伝達される。このように、上記伝達機構２２は、増速機構として機能するものである。
【００１８】
コンプレッサ６のインペラ６ａの主軸１３には、インペラ６ａの背面側である前記本体ハウジング２０内に向けた軸端に圧力バランス用板２７が装着され、本体ハウジング２０内における圧力バランス用板２７の周囲には、この圧力バランス用板２７の両面にそれぞれ面する空気室２９Ａ，２９Ｂが設けられている。圧力バランス用板２７のインペラ６ａ側に向く片面とは反対側の片面に面する空気室２９Ａには、コンプレッサハウジング６ｂの吸込口６ｃに連通して、インペラ６ａの入口空気を導入する通気路３１が設けられている。また、圧力バランス用板２７のインペラ６ａ側に向く片面に面する空気室２９Ｂには、インペラ６ａの背面側に連通して、インペラ６ａの出口空気を導入する別の通気路３２が設けられている。
【００１９】
膨張タービン７のインペラ７ａの主軸１４にも、インペラ７ａの背面側である前記本体ハウジング２０内に向けた軸端に圧力バランス用板２８が装着され、本体ハウジング２０内における圧力バランス用板２８の周囲には、この圧力バランス用板２８の両面にそれぞれ面する空気室３０Ａ，３０Ｂが設けられている。圧力バランス用板２８のインペラ７ａ側に向く片面とは反対側の片面に面する空気室３０Ａには、タービン部ハウジング７ｂの排気口７ｄに連通して、インペラ７ａの出口空気を導入する通気路３３が設けられている。また、圧力バランス用板２８のインペラ７ａ側に向く片面に面する空気室３０Ｂには、インペラ７ａの背面側に連通して、インペラ７ａの入口空気を導入する別の通気路３４が設けられている。
【００２０】
コンプレッサ６のインペラ６ａの主軸１３を支持する軸受１５，１６は、インペラ６ａ側に位置する前側軸受１５と、前記圧力バランス用板２７側に位置する後側軸受１６とでなり、これら一対の軸受１５，１６に挟まれる軸方向位置に前記歯車２４が設けられている。インペラ６ａの背面と前側軸受１５との間、および圧力バランス用板２７と後側軸受１６との間は、それぞれ非接触シール３５，３６によって隔離されている。
【００２１】
膨張タービン７のインペラ７ａの主軸１４を支持する軸受１７，１８も、インペラ７ａ側に位置する前側軸受１７と、前記圧力バランス用板２８側に位置する後側軸受１８とでなり、これら一対の軸受１７，１８に挟まれる軸方向位置に前記歯車２５が設けられている。インペラ７ａの背面と前側軸受１７との間、および圧力バランス用板２８と後側軸受１８との間は、それぞれ非接触シール３７，３８によって隔離されている。
上記各非接触シール３５，３６，３７，３８は、隙間を微小隙間とすることで、回転にシール効果を得るものである。
【００２２】
この圧縮膨張タービンユニット５によると、コンプレッサ６のインペラ６ａの主軸１３と膨張タービン７のインペラ７ａの主軸１４とを平行に配置し、これら各主軸１３，１４をそれぞれ軸受１６，１７により支持しているので、空気サイクル冷凍冷却システムを適用したコンテナ用冷凍ユニットに用いる場合でも、前記主軸１３，１４をコンテナ用冷凍ユニットの奥行き方向に配置することができる。これにより、コンプレッサ６および膨張タービン７のインペラ６ａ，７ａとして大径のものを採用できることから、低速回転で運転しても必要な圧縮比および流量が得られ、小径インペラの場合よりも断熱効率向上が容易で、満足する冷凍能力を得ることができる。低速回転での運転であると、騒音も小さくなり，風損、軸受損、モータ鉄損を小さくできる。
【００２３】
また、両主軸１３，１４の間に、回転を伝達する例えば歯車列からなる伝達機構２２と、この伝達機構２２を介して前記コンプレッサ６および膨張タービン７のインペラ６ａ，７ａを駆動するモータ２６とを配置しているので、前記歯車列の増速比などの選択によって各主軸１３，１４の回転数を任意に設定できる。そのため、コンプレッサ６および膨張タービン７の効率が最適となる回転数で各主軸１３，１４を回転させることができる。また、モータ２２として低速汎用のモータを使用できるのでコストを低減できる。冷凍冷却も容易となる。
【００２４】
また、この実施形態では、各主軸１３，１４にインペラ６ａ，７ａの背面側で圧力バランス用板２７，２８を装着し、これら圧力バランス用板２７，２８の両面にそれぞれ面する空気室２９Ａ，２９Ｂ，３０Ａ，３０Ｂを設け、前記各圧力バランス用板２７，２８の片面側の空気室２９Ａ，３０Ｂには、インペラ６ａ，７ａの入口空気を導入する通気路３１，３４をそれぞれ設けている。また、前記各圧力バランス用板２７，２８の他の片面側の空気室２９Ｂ，３０Ａには、インペラ６ａ，７ａの出口空気を導入する通気路３２，３３をそれぞれ設けている。これにより、インペラ６ａ，７ａの前面と背面の間の圧力差に起因して各主軸１３，１４に働くスラスト力を補償することができる。その結果、各主軸１３，１４に過大なアキシアル負荷が負荷されるのを回避できる。
【００２５】
すなわち、コンプレッサ６では、圧力バランス用板２７の片面側の空気室２９Ａに通気路３１を通じてインペラ６ａの入口空気が導入され、圧力バランス用板２７の他の片面側の空気室２９Ｂに通気路３２を通じてインペラ６ａの出口空気が導入される。これにより、圧力バランス用板２７の両面の圧力差は、インペラ６ａの前面と背面の圧力差と同じになる。しかも、圧力バランス用板２７の圧力差で主軸１３に生じるスラスト力は、インペラ６ａの圧力差で主軸１３に生じるスラスト力に対して反対方向となるので、インペラ６ａの圧力差によるスラスト力が圧力バランス用板２７の圧力差によるスラスト力で相殺される。
同様に、膨張タービン７でも、圧力バランス用板２８の片面側の空気室３０Ｂに通気路３４を通じてインペラ７ａの入口空気が導入され、圧力バランス用板２８の他の片面側の空気室３０Ａに通気路３３を通じてインペラ７ａの出口空気が導入されるので、インペラ７ａの圧力差によるスラスト力が圧力バランス用板２８の圧力差によるスラスト力で相殺される。
【００２６】
また、この実施形態では、インペラ６ａ，７ａの各主軸１３，１４を支持する軸受１５〜１８として、インペラ６ａ，７ａ側に位置する前側軸受１５，１７と、圧力バランス用板２７，２８側に位置する後側軸受１６，１８とを設け、インペラ６ａ，７ａの背面と前側軸受１５，１７との間を非接触シール３５，３７によって隔離し、圧力バランス用板２７，２８と後側軸受１６，１８との間を非接触シール３６，３８によって隔離している。これにより、例えばコンプレッサ６においては、インペラ６ａの出口空気が軸受１５，１６を通じて空気室２９Ｂに導入されるのを非接触シール３５，３６で阻止でき、軸受１５，１６内の潤滑剤が空気の流れによって漏出するのを防止できる。ここでは、軸受１５，１６がグリース潤滑のアンギュラ玉軸受からなるので、油潤滑と異なり、潤滑剤の漏出を確実に防止できる。
膨張タービン７においても、インペラ７ａの入口空気が軸受１７，１８を通じて空気室３０Ｂに導入されるのを非接触シール３７，３８で阻止できるので、軸受１７，１８内の潤滑剤が空気の流れによって漏出するのを防止できる。
【００２７】
図２は、図１に示す圧縮膨張タービンユニット５を用いた空気サイクル冷凍冷却システムの全体の構成を示す。この空気サイクル冷凍冷却システムは、コンテナ用冷凍ユニットの被冷却空間１０の空気を直接に冷媒として冷却するシステムであり、被冷却空間１０にそれぞれ開口した空気の取入口１ａから排出口１ｂに至る空気循環経路１を有している。この空気循環経路１に、予圧縮手段２、第１の熱交換器３、圧縮膨張タービンユニット５のコンプレッサ６、第２の熱交換器３、中間熱交換器９、および前記圧縮膨張タービンユニット５の膨張タービン７が順に設けられている。中間熱交換器９は、同じ空気循環経路１内で取入口１ａの付近の流入空気と、後段の圧縮で昇温し、冷却された空気との間で熱交換を行うものであり、取入口１ａの付近の空気は熱交換器９ａ内を通る。
【００２８】
予圧縮手段２はブロア等からなり、モータ２ａにより駆動される。第１の熱交換器３および第２の熱交換器８は、冷却媒体を循環させる熱交換器３ａ，８ａをそれぞれ有し、熱交換器３ａ，８ａ内の水等の冷却媒体と空気循環経路１の空気との間で熱交換を行う。各熱交換器３ａ，８ａは、冷却塔１１に配管接続されており、熱交換で昇温した冷却媒体が冷却塔１１で冷却される。なお、前記予圧縮手段２を含まない構成の空気サイクル冷凍冷却システムでもよい。
【００２９】
この空気サイクル冷凍冷却システムは、被冷却空間１０を０℃〜−６０℃程度に保つシステムであり、被冷却空間１０から空気循環経路１の取入口１ａに０℃〜−６０℃程度で１気圧の空気が流入する。なお、以下に示す温度および気圧の数値は、一応の目安となる一例である。取入口１ａに流入した空気は、中間熱交換器９により、空気循環経路１中の後段の空気の冷却に使用され、３０℃まで昇温する。この昇温した空気は１気圧のままであるが、予圧縮手段２により１．４気圧に圧縮させられ、その圧縮により、７０℃まで昇温する。第１の熱交換器３は、昇温した７０℃の空気を冷却すれば良いため、常温程度の冷水であっても効率良く冷却することができ、４０℃に冷却する。
【００３０】
熱交換により冷却された４０℃，１．４気圧の空気が、圧縮膨張タービンユニット５のコンプレッサ６により、１．８気圧まで圧縮され、この圧縮により７０℃程度に昇温した状態で、第２の熱交換器８により４０℃に冷却される。この４０℃の空気は、中間熱交換器９で−３０℃の空気により−２０℃まで冷却される。気圧はコンプレッサ６から排出された１．８気圧が維持される。
中間熱交換器９で−２０℃まで冷却された空気は、圧縮膨張タービンユニット５の膨張タービン７により断熱膨張され、−５５℃まで冷却されて排出口１ｂから被冷却空間１０に排出される。この空気サイクル冷凍冷却システムは、このような冷凍サイクルを行う。
【００３１】
この空気サイクル冷凍冷却システムでは、圧縮膨張タービンユニット５において、各翼車６ａ，７ａの適切な隙間ｄ１，ｄ２を保って主軸１３，１４の安定した高速回転が得られ、かつ軸受１５〜１８の長期耐久性の向上、寿命の向上が得られることで、軸受１５〜１８の長期耐久性が向上することから、圧縮膨張タービンユニット５の全体として、しいては空気サイクル冷凍冷却システムの全体としての信頼性が向上する。このように、空気サイクル冷凍冷却システムのネックとなっている圧縮膨張タービンユニット５の主軸軸受１５〜１８の安定した高速回転、長期耐久性、信頼性が向上するため、空気サイクル冷凍冷却システムの実用化が可能となる。
【図面の簡単な説明】
【００３２】
【図１】この発明の一実施形態にかかる圧縮膨張タービンユニットの断面図である。
【図２】同圧縮膨張タービンユニットを適用した空気アイクル冷凍冷却システムの系統図である。
【符号の説明】
【００３３】
２…予圧縮手段
３…第１の熱交換器
５…圧縮膨張タービンユニット
６…コンプレッサ
６ａ…インペラ
７…膨張タービン
７ａ…インペラ
８…第２の熱交換器
１３，１４…主軸
１５〜１８…軸受
２２…伝達機構
２３，２４，２５…歯車
２６…モータ
２７，２８…圧力バランス用板
２９Ａ，２９Ｂ，３０Ａ，３０Ｂ…空気室
３１〜３４…通気路
３５〜３８…非接触シール
【技術分野】
【０００１】
この発明は、空気サイクル冷凍冷却システムに適用される圧縮膨張タービンユニットに関する。
【背景技術】
【０００２】
空気サイクル冷凍冷却システムは、冷媒として空気を用いるため、フロンやアンモニアガス等を用いる場合に比べてエネルギー効率が不足するが、環境保護の面では好ましい。また、冷凍倉庫等のように、冷媒空気を直接に吹き込むことができる施設では、庫内ファンやデフロストの省略等によってトータルコストを引下げられる可能性があり、このような用途で空気サイクル冷凍冷却システムが提案されている（例えば特許文献１）。
【０００３】
また、−３０℃〜−６０℃のディープ・コール領域では、空気冷却の理論効率は、フロンやアンモニアガスと同等以上になることが知られている。ただし、上記空気冷却の理論効率を得ることは、最適に設計された周辺装置があって、始めて成り立つとも述べられている。周辺装置は、圧縮機や膨張タービン等である。
圧縮機，膨張タービンとしては、コンプレッサ翼車および膨張タービン翼車を共通の主軸に取付けたタービンユニットが用いられている（特許文献１）。
【０００４】
なお、プロセスガスを処理するタービン・コンプレッサとしては、主軸の一端にタービン翼車、他端にコンプレッサ翼車を取付け、前記主軸を電磁石の電流で制御するジャーナルおよびスラスト軸受で支承した磁気軸受式タービン・コンプレッサが提案されている（特許文献２）。
また、ガスタービンエンジンにおける提案ではあるが、主軸支持用の転がり軸受に作用するスラスト荷重が軸受寿命の短縮を招くことを回避するため、転がり軸受に作用するスラスト荷重をスラスト磁気軸受により低減することが提案されている（特許文献３）。
【特許文献１】特許第２６２３２０２号公報
【特許文献２】特開平７−９１７６０号公報
【特許文献３】特開平８−２６１２３７公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
上記のように、空気サイクル冷凍冷却システムとして、ディープ・コール領域で高効率となる空気冷却の理論効率を得るためには、最適に設計された圧縮機や膨張タービンが必要となる。
圧縮機，膨張タービンとしては、上記のようにコンプレッサ翼車および膨張タービン翼車を共通の主軸に取付けたタービンユニットが用いられている。このタービンユニットは、膨張タービンの生じる動力によりコンプレッサ翼車を駆動できることで空気サイクル冷凍機の効率を向上させている。
【０００６】
しかし、コンテナ用冷凍ユニットに空気サイクル冷凍冷却システムを適用する場合、コンテナ用冷凍ユニットの奥行き寸法が４２０ｍｍ以下に制限されていることから、上記のようにコンプレッサ翼車および膨張タービン翼車を共通の主軸に取付けたタービンユニットを用いるものとすると、その主軸を奥行き方向に配置することが困難である。この場合、コンプレッサ翼車および膨張タービン翼車は小型のものに限られるから、満足する冷凍能力を得ようとすると主軸を高速回転させる必要がある。その結果、軸受損、風損、モータの鉄損が大きくなり、効率の向上が困難となる。
【０００７】
この発明の目的は、空気サイクル冷凍冷却システムを適用したコンテナ用冷凍ユニットに用いる場合でも、低速回転で必要な冷凍能力が得られ、効率の向上が可能な圧縮膨張タービンユニットを提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
この発明の圧縮膨張タービンユニットは、コンプレッサおよび膨張タービンを備え、上記コンプレッサのインペラの主軸と上記膨張タービンのインペラの主軸とを平行に配置し、これら各主軸をそれぞれ軸受により支持し、両主軸の間に、回転を伝達する伝達機構と、この伝達機構を介して前記コンプレッサおよび膨張タービンのインペラを駆動するモータとを配置したことを特徴とする。
この構成によると、コンプレッサのインペラの主軸と膨張タービンのインペラの主軸とを平行に配置し、これら各主軸をそれぞれ軸受により支持しているので、空気サイクル冷凍冷却システムを適用したコンテナ用冷凍ユニットに用いる場合でも、前記主軸をコンテナ用冷凍ユニットの奥行き方向に配置することができる。これにより、コンプレッサおよび膨張タービンのインペラとして大径のものを採用できることから、低速回転で運転しても必要な圧縮比および流量が得られ、小径インペラの場合よりも断熱効率向上が容易で、満足する冷凍能力を得ることができる。低速回転での運転であると、騒音も小さくなり，風損、軸受損、モータ鉄損を小さくできる。
また、両主軸の間に、回転を伝達する例えば歯車列からなる伝達機構と、この伝達機構を介して前記コンプレッサおよび膨張タービンのインペラを駆動するモータとを配置しているので、前記歯車列の増速比などの選択によって各主軸の回転数を任意に設定できる。そのため、コンプレッサおよび膨張タービンの効率が最適となる回転数で各主軸を回転させることができる。また、モータとして低速汎用のモータを使用できるのでコストを低減できる。冷凍冷却も容易となる。その結果、空気サイクル冷凍冷却システムを適用したコンテナ用冷凍ユニットに用いる場合でも、低速回転で必要な冷凍能力が得られ、効率の向上が可能である。
【０００９】
この発明において、前記各主軸にインペラの背面側で圧力バランス用板を装着し、この圧力バランス用板の両面にそれぞれ面する空気室を設け、前記圧力バランス用板の片面側の空気室には、インペラの入口空気、他の片面側の空気室には前記インペラの出口空気をそれぞれ導入させる通気路を設けても良い。この構成の場合、インペラの前面と背面の間の圧力差に起因して各主軸に働くスラスト力を補償することができる。その結果、各主軸に過大なアキシアル負荷が負荷されるのを回避できる。
【００１０】
この発明において、前記インペラの主軸を支持する軸受として、前記インペラ側に位置する前側軸受と、前記圧力バランス用板側に位置する後側軸受とを設け、前記インペラの背面と前側軸受との間、および前記圧力バランス用板と後側軸受との間を、非接触シールによって隔離しても良い。この構成の場合、インペラの出口空気や入口空気が軸受を通じて空気室に導入されるのを非接触シールで阻止できるので、軸受内の潤滑剤が空気の流れによって漏出するのを防止できる。
【００１１】
この発明において、前記軸受にグリース潤滑のアンギュラ玉軸受を用いても良い。グリース潤滑であると、油潤滑と異なり、軸受内の潤滑剤が空気の流れによって漏出するのを確実に防止できる。
【００１２】
この発明において、前記コンプレッサおよび膨張タービンが遠心式であっても良い。この発明の圧縮膨張タービンユニットは、上記各タービンが遠心式である場合に、その各効果がより効果的に発揮される。
【００１３】
この発明の空気サイクル冷凍冷却システムは、上記構成の圧縮膨張タービンユニットを備えた空気サイクル冷凍冷却システムであって、流入空気に対して、前記圧縮膨張タービンユニットのコンプレッサによる圧縮、他の熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットの膨張タービンによる断熱膨張、もしくは予圧縮手段による圧縮、熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットのコンプレッサによる圧縮、他の熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットの膨張タービンによる断熱膨張、を順次行うものである。
この構成によると、圧縮膨張タービンユニットにおいて、各インペラの主軸の安定した高速回転が得られ、かつ軸受の長期耐久性の向上、寿命の向上が得られることから、圧縮膨張タービンユニットの全体として、しいては空気サイクル冷凍冷却システムの全体としても信頼性が向上する。また、空気サイクル冷凍冷却システムのネックとなっている圧縮膨張タービンユニットの主軸軸受の安定した高速回転、長期耐久性、信頼性が向上することから、空気サイクル冷凍冷却システムの実用化が可能となる。
【発明の効果】
【００１４】
この発明の圧縮膨張タービンユニットは、コンプレッサおよび膨張タービンを備え、上記コンプレッサのインペラの主軸と膨張タービンのインペラの主軸とを平行に配置し、これら各主軸をそれぞれ軸受により支持し、両主軸の間に、回転を伝達する伝達機構と、この伝達機構を介して前記コンプレッサおよび膨張タービンのインペラを駆動するモータとを配置したため、空気サイクル冷凍冷却システムを適用したコンテナ用冷凍ユニットに用いる場合でも、低速回転で必要な冷凍能力が得られ、効率の向上が可能となる。
この発明の空気サイクル冷凍冷却システムは、この発明の圧縮膨張タービンユニットを備えた空気サイクル冷凍冷却システムであって、流入空気に対して、前記圧縮膨張タービンユニットのコンプレッサによる圧縮、他の熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットの膨張タービンによる断熱膨張、もしくは予圧縮手段による圧縮、熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットのコンプレッサによる圧縮、他の熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットの膨張タービンによる断熱膨張、を順次行うものとしたため、空気サイクル冷凍冷却システムの全体として信頼性が向上し、空気サイクル冷凍冷却システムの実用化が可能となる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１５】
この発明の一実施形態を図１と共に説明する。この圧縮膨張タービンユニット５は、空気サイクル冷凍冷却システムを適用したコンテナ用冷凍ユニットに組み込んだものであり、コンプレッサ６および膨張タービン７を備える。コンプレッサ６および膨張タービン７には、遠心式のものが用いられる。コンプレッサ６のインペラ６ａの主軸１３と、膨張タービン７のインペラ７ａの主軸１４とは、冷凍ユニットの奥行き方向に向けて互いに平行に配置されている。これら各主軸１３，１４は、それぞれ本体ハウジング２０内に配置された軸受１５，１６，１７，１８により支持されている。これらの軸受１５〜１８には、グリース潤滑のアンギュラ玉軸受が用いられる。本体ハウジング２０は、冷凍ユニットの隔壁を兼ねるものであっても良い。
【００１６】
コンプレッサ６は、冷凍ユニットの被冷却空間１０に臨ませたインペラ６ａと微小の隙間ｄ１を介して対向するコンプレッサ部ハウジング６ｂを有し、中心部の吸込口６ｃから軸方向に吸入した空気を、インペラ６ａで圧縮し、外周部の出口（図示せず）から矢印６ｄで示すように排出する。
膨張タービン７は、冷凍ユニットの被冷却空間１０に臨ませたインペラ７ａと微小の隙間ｄ２を介して対向するタービン部ハウジング７ｂを有し、外周部のノズル１２から矢印７ｃで示すように吸い込んだ空気を、インペラ７ａで断熱膨張させ、中心部の排出口７ｄから軸方向に排出する。
前記コンプレッサ部ハウジング６ｂ、タービン部ハウジング７ｂ、および本体ハウジング２０により、タービンユニットハウジング５ａが構成される。
【００１７】
前記本体ハウジング２０内における両主軸１３，１４の間には、回転を伝達する伝達機構２２と、この伝達機構２２を介して前記コンプレッサ６および膨張タービン７のインペラ６ａ，７ａを駆動するモータ２６とが配置されている。伝達機構２２は、モータ２６の出力軸２６ａに設けられた歯車２３と、コンプレッサ６のインペラ６ａの主軸１３に設けられ前記歯車２３に噛み合う歯車２４と、膨張タービン７のインペラ７ａの主軸１４に設けられ前記歯車２３に噛み合う歯車２５とで構成される。これにより、モータ２６の回転出力が、歯車２３，２４を介してコンプレッサ６のインペラ６ａの主軸１３に増速して伝達されると共に、歯車２３，２５を介して膨張タービン７のインペラ７ａの主軸１４に増速して伝達される。このように、上記伝達機構２２は、増速機構として機能するものである。
【００１８】
コンプレッサ６のインペラ６ａの主軸１３には、インペラ６ａの背面側である前記本体ハウジング２０内に向けた軸端に圧力バランス用板２７が装着され、本体ハウジング２０内における圧力バランス用板２７の周囲には、この圧力バランス用板２７の両面にそれぞれ面する空気室２９Ａ，２９Ｂが設けられている。圧力バランス用板２７のインペラ６ａ側に向く片面とは反対側の片面に面する空気室２９Ａには、コンプレッサハウジング６ｂの吸込口６ｃに連通して、インペラ６ａの入口空気を導入する通気路３１が設けられている。また、圧力バランス用板２７のインペラ６ａ側に向く片面に面する空気室２９Ｂには、インペラ６ａの背面側に連通して、インペラ６ａの出口空気を導入する別の通気路３２が設けられている。
【００１９】
膨張タービン７のインペラ７ａの主軸１４にも、インペラ７ａの背面側である前記本体ハウジング２０内に向けた軸端に圧力バランス用板２８が装着され、本体ハウジング２０内における圧力バランス用板２８の周囲には、この圧力バランス用板２８の両面にそれぞれ面する空気室３０Ａ，３０Ｂが設けられている。圧力バランス用板２８のインペラ７ａ側に向く片面とは反対側の片面に面する空気室３０Ａには、タービン部ハウジング７ｂの排気口７ｄに連通して、インペラ７ａの出口空気を導入する通気路３３が設けられている。また、圧力バランス用板２８のインペラ７ａ側に向く片面に面する空気室３０Ｂには、インペラ７ａの背面側に連通して、インペラ７ａの入口空気を導入する別の通気路３４が設けられている。
【００２０】
コンプレッサ６のインペラ６ａの主軸１３を支持する軸受１５，１６は、インペラ６ａ側に位置する前側軸受１５と、前記圧力バランス用板２７側に位置する後側軸受１６とでなり、これら一対の軸受１５，１６に挟まれる軸方向位置に前記歯車２４が設けられている。インペラ６ａの背面と前側軸受１５との間、および圧力バランス用板２７と後側軸受１６との間は、それぞれ非接触シール３５，３６によって隔離されている。
【００２１】
膨張タービン７のインペラ７ａの主軸１４を支持する軸受１７，１８も、インペラ７ａ側に位置する前側軸受１７と、前記圧力バランス用板２８側に位置する後側軸受１８とでなり、これら一対の軸受１７，１８に挟まれる軸方向位置に前記歯車２５が設けられている。インペラ７ａの背面と前側軸受１７との間、および圧力バランス用板２８と後側軸受１８との間は、それぞれ非接触シール３７，３８によって隔離されている。
上記各非接触シール３５，３６，３７，３８は、隙間を微小隙間とすることで、回転にシール効果を得るものである。
【００２２】
この圧縮膨張タービンユニット５によると、コンプレッサ６のインペラ６ａの主軸１３と膨張タービン７のインペラ７ａの主軸１４とを平行に配置し、これら各主軸１３，１４をそれぞれ軸受１６，１７により支持しているので、空気サイクル冷凍冷却システムを適用したコンテナ用冷凍ユニットに用いる場合でも、前記主軸１３，１４をコンテナ用冷凍ユニットの奥行き方向に配置することができる。これにより、コンプレッサ６および膨張タービン７のインペラ６ａ，７ａとして大径のものを採用できることから、低速回転で運転しても必要な圧縮比および流量が得られ、小径インペラの場合よりも断熱効率向上が容易で、満足する冷凍能力を得ることができる。低速回転での運転であると、騒音も小さくなり，風損、軸受損、モータ鉄損を小さくできる。
【００２３】
また、両主軸１３，１４の間に、回転を伝達する例えば歯車列からなる伝達機構２２と、この伝達機構２２を介して前記コンプレッサ６および膨張タービン７のインペラ６ａ，７ａを駆動するモータ２６とを配置しているので、前記歯車列の増速比などの選択によって各主軸１３，１４の回転数を任意に設定できる。そのため、コンプレッサ６および膨張タービン７の効率が最適となる回転数で各主軸１３，１４を回転させることができる。また、モータ２２として低速汎用のモータを使用できるのでコストを低減できる。冷凍冷却も容易となる。
【００２４】
また、この実施形態では、各主軸１３，１４にインペラ６ａ，７ａの背面側で圧力バランス用板２７，２８を装着し、これら圧力バランス用板２７，２８の両面にそれぞれ面する空気室２９Ａ，２９Ｂ，３０Ａ，３０Ｂを設け、前記各圧力バランス用板２７，２８の片面側の空気室２９Ａ，３０Ｂには、インペラ６ａ，７ａの入口空気を導入する通気路３１，３４をそれぞれ設けている。また、前記各圧力バランス用板２７，２８の他の片面側の空気室２９Ｂ，３０Ａには、インペラ６ａ，７ａの出口空気を導入する通気路３２，３３をそれぞれ設けている。これにより、インペラ６ａ，７ａの前面と背面の間の圧力差に起因して各主軸１３，１４に働くスラスト力を補償することができる。その結果、各主軸１３，１４に過大なアキシアル負荷が負荷されるのを回避できる。
【００２５】
すなわち、コンプレッサ６では、圧力バランス用板２７の片面側の空気室２９Ａに通気路３１を通じてインペラ６ａの入口空気が導入され、圧力バランス用板２７の他の片面側の空気室２９Ｂに通気路３２を通じてインペラ６ａの出口空気が導入される。これにより、圧力バランス用板２７の両面の圧力差は、インペラ６ａの前面と背面の圧力差と同じになる。しかも、圧力バランス用板２７の圧力差で主軸１３に生じるスラスト力は、インペラ６ａの圧力差で主軸１３に生じるスラスト力に対して反対方向となるので、インペラ６ａの圧力差によるスラスト力が圧力バランス用板２７の圧力差によるスラスト力で相殺される。
同様に、膨張タービン７でも、圧力バランス用板２８の片面側の空気室３０Ｂに通気路３４を通じてインペラ７ａの入口空気が導入され、圧力バランス用板２８の他の片面側の空気室３０Ａに通気路３３を通じてインペラ７ａの出口空気が導入されるので、インペラ７ａの圧力差によるスラスト力が圧力バランス用板２８の圧力差によるスラスト力で相殺される。
【００２６】
また、この実施形態では、インペラ６ａ，７ａの各主軸１３，１４を支持する軸受１５〜１８として、インペラ６ａ，７ａ側に位置する前側軸受１５，１７と、圧力バランス用板２７，２８側に位置する後側軸受１６，１８とを設け、インペラ６ａ，７ａの背面と前側軸受１５，１７との間を非接触シール３５，３７によって隔離し、圧力バランス用板２７，２８と後側軸受１６，１８との間を非接触シール３６，３８によって隔離している。これにより、例えばコンプレッサ６においては、インペラ６ａの出口空気が軸受１５，１６を通じて空気室２９Ｂに導入されるのを非接触シール３５，３６で阻止でき、軸受１５，１６内の潤滑剤が空気の流れによって漏出するのを防止できる。ここでは、軸受１５，１６がグリース潤滑のアンギュラ玉軸受からなるので、油潤滑と異なり、潤滑剤の漏出を確実に防止できる。
膨張タービン７においても、インペラ７ａの入口空気が軸受１７，１８を通じて空気室３０Ｂに導入されるのを非接触シール３７，３８で阻止できるので、軸受１７，１８内の潤滑剤が空気の流れによって漏出するのを防止できる。
【００２７】
図２は、図１に示す圧縮膨張タービンユニット５を用いた空気サイクル冷凍冷却システムの全体の構成を示す。この空気サイクル冷凍冷却システムは、コンテナ用冷凍ユニットの被冷却空間１０の空気を直接に冷媒として冷却するシステムであり、被冷却空間１０にそれぞれ開口した空気の取入口１ａから排出口１ｂに至る空気循環経路１を有している。この空気循環経路１に、予圧縮手段２、第１の熱交換器３、圧縮膨張タービンユニット５のコンプレッサ６、第２の熱交換器３、中間熱交換器９、および前記圧縮膨張タービンユニット５の膨張タービン７が順に設けられている。中間熱交換器９は、同じ空気循環経路１内で取入口１ａの付近の流入空気と、後段の圧縮で昇温し、冷却された空気との間で熱交換を行うものであり、取入口１ａの付近の空気は熱交換器９ａ内を通る。
【００２８】
予圧縮手段２はブロア等からなり、モータ２ａにより駆動される。第１の熱交換器３および第２の熱交換器８は、冷却媒体を循環させる熱交換器３ａ，８ａをそれぞれ有し、熱交換器３ａ，８ａ内の水等の冷却媒体と空気循環経路１の空気との間で熱交換を行う。各熱交換器３ａ，８ａは、冷却塔１１に配管接続されており、熱交換で昇温した冷却媒体が冷却塔１１で冷却される。なお、前記予圧縮手段２を含まない構成の空気サイクル冷凍冷却システムでもよい。
【００２９】
この空気サイクル冷凍冷却システムは、被冷却空間１０を０℃〜−６０℃程度に保つシステムであり、被冷却空間１０から空気循環経路１の取入口１ａに０℃〜−６０℃程度で１気圧の空気が流入する。なお、以下に示す温度および気圧の数値は、一応の目安となる一例である。取入口１ａに流入した空気は、中間熱交換器９により、空気循環経路１中の後段の空気の冷却に使用され、３０℃まで昇温する。この昇温した空気は１気圧のままであるが、予圧縮手段２により１．４気圧に圧縮させられ、その圧縮により、７０℃まで昇温する。第１の熱交換器３は、昇温した７０℃の空気を冷却すれば良いため、常温程度の冷水であっても効率良く冷却することができ、４０℃に冷却する。
【００３０】
熱交換により冷却された４０℃，１．４気圧の空気が、圧縮膨張タービンユニット５のコンプレッサ６により、１．８気圧まで圧縮され、この圧縮により７０℃程度に昇温した状態で、第２の熱交換器８により４０℃に冷却される。この４０℃の空気は、中間熱交換器９で−３０℃の空気により−２０℃まで冷却される。気圧はコンプレッサ６から排出された１．８気圧が維持される。
中間熱交換器９で−２０℃まで冷却された空気は、圧縮膨張タービンユニット５の膨張タービン７により断熱膨張され、−５５℃まで冷却されて排出口１ｂから被冷却空間１０に排出される。この空気サイクル冷凍冷却システムは、このような冷凍サイクルを行う。
【００３１】
この空気サイクル冷凍冷却システムでは、圧縮膨張タービンユニット５において、各翼車６ａ，７ａの適切な隙間ｄ１，ｄ２を保って主軸１３，１４の安定した高速回転が得られ、かつ軸受１５〜１８の長期耐久性の向上、寿命の向上が得られることで、軸受１５〜１８の長期耐久性が向上することから、圧縮膨張タービンユニット５の全体として、しいては空気サイクル冷凍冷却システムの全体としての信頼性が向上する。このように、空気サイクル冷凍冷却システムのネックとなっている圧縮膨張タービンユニット５の主軸軸受１５〜１８の安定した高速回転、長期耐久性、信頼性が向上するため、空気サイクル冷凍冷却システムの実用化が可能となる。
【図面の簡単な説明】
【００３２】
【図１】この発明の一実施形態にかかる圧縮膨張タービンユニットの断面図である。
【図２】同圧縮膨張タービンユニットを適用した空気アイクル冷凍冷却システムの系統図である。
【符号の説明】
【００３３】
２…予圧縮手段
３…第１の熱交換器
５…圧縮膨張タービンユニット
６…コンプレッサ
６ａ…インペラ
７…膨張タービン
７ａ…インペラ
８…第２の熱交換器
１３，１４…主軸
１５〜１８…軸受
２２…伝達機構
２３，２４，２５…歯車
２６…モータ
２７，２８…圧力バランス用板
２９Ａ，２９Ｂ，３０Ａ，３０Ｂ…空気室
３１〜３４…通気路
３５〜３８…非接触シール
【特許請求の範囲】
【請求項１】
コンプレッサおよび膨張タービンを備え、上記コンプレッサのインペラの主軸と上記膨張タービンのインペラの主軸とを平行に配置し、これら各主軸をそれぞれ軸受により支持し、両主軸の間に、回転を伝達する伝達機構と、この伝達機構を介して前記コンプレッサおよび膨張タービンのインペラを駆動するモータとを配置したことを特徴とする圧縮膨張タービンユニット。
【請求項２】
請求項１において、前記各主軸にインペラの背面側で圧力バランス用板を装着し、この圧力バランス用板の両面にそれぞれ面する空気室を設け、前記圧力バランス用板の片面側の空気室には、インペラの入口空気、他の片面側の空気室には前記インペラの出口空気をそれぞれ導入させる通気路を設けた圧縮膨張タービンユニット。
【請求項３】
請求項２において、前記インペラの主軸を支持する軸受として、前記インペラ側に位置する前側軸受と、前記圧力バランス用板側に位置する後側軸受とを設け、前記インペラの背面と前側軸受との間、および前記圧力バランス用板と後側軸受との間を、非接触シールによって隔離した圧縮膨張タービンユニット。
【請求項４】
請求項１ないし請求項３のいずれか１項において、前記軸受にグリース潤滑のアンギュラ玉軸受を用いた圧縮膨張タービンユニット。
【請求項５】
請求項１ないし請求項４のいずれか１項において、前記コンプレッサおよび膨張タービンが遠心式である圧縮膨張タービンユニット。
【請求項６】
請求項１ないし請求項５のいずれか１項に記載の前記圧縮膨張タービンユニットを備えた空気サイクル冷凍冷却システムであって、流入空気に対して、前記圧縮膨張タービンユニットのコンプレッサによる圧縮、他の熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットの膨張タービンによる断熱膨張、もしくは予圧縮手段による圧縮、熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットのコンプレッサによる圧縮、他の熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットの膨張タービンによる断熱膨張、を順次行うものである空気サイクル冷凍冷却システム。
【請求項１】
コンプレッサおよび膨張タービンを備え、上記コンプレッサのインペラの主軸と上記膨張タービンのインペラの主軸とを平行に配置し、これら各主軸をそれぞれ軸受により支持し、両主軸の間に、回転を伝達する伝達機構と、この伝達機構を介して前記コンプレッサおよび膨張タービンのインペラを駆動するモータとを配置したことを特徴とする圧縮膨張タービンユニット。
【請求項２】
請求項１において、前記各主軸にインペラの背面側で圧力バランス用板を装着し、この圧力バランス用板の両面にそれぞれ面する空気室を設け、前記圧力バランス用板の片面側の空気室には、インペラの入口空気、他の片面側の空気室には前記インペラの出口空気をそれぞれ導入させる通気路を設けた圧縮膨張タービンユニット。
【請求項３】
請求項２において、前記インペラの主軸を支持する軸受として、前記インペラ側に位置する前側軸受と、前記圧力バランス用板側に位置する後側軸受とを設け、前記インペラの背面と前側軸受との間、および前記圧力バランス用板と後側軸受との間を、非接触シールによって隔離した圧縮膨張タービンユニット。
【請求項４】
請求項１ないし請求項３のいずれか１項において、前記軸受にグリース潤滑のアンギュラ玉軸受を用いた圧縮膨張タービンユニット。
【請求項５】
請求項１ないし請求項４のいずれか１項において、前記コンプレッサおよび膨張タービンが遠心式である圧縮膨張タービンユニット。
【請求項６】
請求項１ないし請求項５のいずれか１項に記載の前記圧縮膨張タービンユニットを備えた空気サイクル冷凍冷却システムであって、流入空気に対して、前記圧縮膨張タービンユニットのコンプレッサによる圧縮、他の熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットの膨張タービンによる断熱膨張、もしくは予圧縮手段による圧縮、熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットのコンプレッサによる圧縮、他の熱交換器による冷却、前記圧縮膨張タービンユニットの膨張タービンによる断熱膨張、を順次行うものである空気サイクル冷凍冷却システム。
【図１】
【図２】
【図２】
【公開番号】特開２００９−６３２０４（Ｐ２００９−６３２０４Ａ）
【公開日】平成２１年３月２６日（２００９．３．２６）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２００７−２３０４５４（Ｐ２００７−２３０４５４）
【出願日】平成１９年９月５日（２００７．９．５）
【出願人】（０００１０２６９２）ＮＴＮ株式会社 (9,006)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２１年３月２６日（２００９．３．２６）
【国際特許分類】
【出願日】平成１９年９月５日（２００７．９．５）
【出願人】（０００１０２６９２）ＮＴＮ株式会社 (9,006)
【Ｆターム（参考）】
[ Back to top ]