JPWO2016178272A1 - 冷凍機及び冷凍機の運転方法 - Google Patents

Abstract

本発明に係る冷凍機は、冷却対象物を冷媒との熱交換により冷却するための冷却部と、前記冷媒を圧縮するための圧縮機及び前記冷媒を膨張させるための膨張機が一体化された膨張機一体型圧縮機と、前記圧縮機、前記膨張機及び前記冷却部を通して前記冷媒を循環させるように構成された冷媒循環ラインと、を備える冷凍機であって、前記圧縮機は、冷媒循環ラインに直列に設けられた低段圧縮機、中段圧縮機及び高段圧縮機で構成され、前記膨張機一体型圧縮機は、前記中段圧縮機と、前記中段圧縮機から吐出された冷媒を断熱膨張して冷却するための膨張機と、出力軸が前記中段圧縮機及び前記膨張機に接続される第１のモータと、前記中段圧縮機と前記膨張機との間に配置され、前記第１のモータの前記出力軸を非接触で支持するための少なくとも一つの非接触型軸受と、前記中段圧縮機、前記膨張機、及び前記少なくとも一つの非接触型軸受を収容するケーシングと、を備える。

Description

本開示は、膨張機一体型圧縮機を備えた冷凍機及び冷凍機の運転方法に関する。

冷凍サイクルとしてブレイトンサイクルを用い、極低温を実現可能な膨張機一体型圧縮機を備えた冷凍機が知られている。また、膨張機一体型圧縮機を駆動するモータの出力軸の軸受に磁気軸受等の非接触型の軸受を用いたものがある。非接触型の軸受は、モータの出力軸等の回転軸を非接触で支持するため、回転軸と接触した状態で回転軸を支持する転がり軸受と比べて、回転軸との間での機械的な摩擦損失がなく、また、摩耗がないため耐久性に優れている。このため、モータの回転数が大きくなる場合等に、モータ出力軸の軸受に磁気軸受等の非接触型の軸受が用いられる。

特許文献１には、このような非接触型の軸受を用いた膨張機一体型圧縮機が開示されている。この膨張機一体型圧縮機は、シャフトの一端にタービン翼車、他端にコンプレッサ翼車を取り付け、シャフトを磁気軸受で支承した磁気軸受式タービンコンプレッサが開示されている。
特許文献１に記載されるような膨張機一体型圧縮機を冷凍機に用いると、膨張機で流体が膨張する際に発生する膨張エネルギの一部が回収され、回収された膨張エネルギは、圧縮機を駆動するためのモータ回転軸の回転エネルギとして利用される。このため、モータの動力が低減されることとなり、冷凍機の成績係数（ＣＯＰ）が向上する。

しかしながら、昨今の極低温技術の進展に伴い、ブレイトンサイクルを用いた冷凍機の今後の一層の省エネ化のため、成績係数（ＣＯＰ）のさらなる改善が望まれている。
膨張機一体型圧縮機では、圧縮機と膨張機との圧力差により冷媒がケーシングの内部空間に形成される領域を通り、圧縮機の背面側から膨張機側に漏洩して熱侵入となり、膨張機の断熱効率の低下や、冷凍機のＣＯＰを低下させる問題がある。

他方、圧縮機の圧縮比を高めて極低温を実現するため、圧縮機を複数段にした冷凍機が知られている。
特許文献２には、圧縮機及び膨張機を夫々２段にした二段圧縮二段膨張サイクルを行う冷凍空調装置が開示されている。この装置は、高段圧縮機と一段及び二段膨張機とを一体にした膨張機一体型圧縮機を密閉容器に収容することで、圧縮機と膨張機間のシールを不要にしている。
特許文献３では、膨張機一体型圧縮機の上記問題を解決するため、漏洩冷媒をケーシングに設けた抽気ラインから圧縮機の吸入側又は吐出側へ戻すようにしている。

特開平７−９１７６０公報 特開２００５−９８６０４号公報 国際出願（ＰＣＴ／ＪＰ２０１４／０７７１０９）の明細書及び図面（未公開）

前述のように、膨張機一体型圧縮機を備えた冷凍機では、膨張機一体型圧縮機のケーシングの内部空間に形成される領域を通り、圧縮機側から膨張機側へ漏れる高温冷媒が冷凍機性能を低下させるという問題がある。
特許文献１及び２には上記問題を解決する手段は開示されていない。
特許文献３に提案された手段は、圧縮機からの高温冷媒の流入をある程度回避できるが、磁気軸受の負荷容量及び圧縮機性能の低下防止の観点から、抽気ラインへの冷媒の戻し量に限度がある。

本発明の少なくとも一実施形態の目的は、ブレイトンサイクルを用い、膨張機一体型圧縮機を備えた冷凍機において、上記問題を解決して冷凍機のＣＯＰを向上させることを目的とする。

（１）本発明の少なくとも一実施形態に係る冷凍機は、
冷却対象物を冷媒との熱交換により冷却するための冷却部と、
前記冷媒を圧縮するための圧縮機及び前記冷媒を膨張させるための膨張機が一体化された膨張機一体型圧縮機と、
前記圧縮機、前記膨張機及び前記冷却部を通して前記冷媒を循環させるように構成された冷媒循環ラインと、を備える冷凍機であって、
前記圧縮機は、冷媒循環ラインに直列に設けられた低段圧縮機、中段圧縮機及び高段圧縮機で構成され、
前記膨張機一体型圧縮機は、
前記中段圧縮機と、
前記高段圧縮機から吐出された冷媒を断熱膨張して冷却するための膨張機と、
出力軸が前記中段圧縮機及び前記膨張機に接続される第１のモータと、
前記中段圧縮機と前記膨張機との間に配置され、前記第１のモータの前記出力軸を非接触で支持するための少なくとも一つの非接触型軸受と、
前記中段圧縮機、前記膨張機、及び前記少なくとも一つの非接触型軸受を収容するケーシングと、を備える。

膨張機一体型圧縮機において、ケーシングの内部空間のうち、膨張機と圧縮機との間の領域は、作動流体の本来的な流路ではない。このため、圧縮機と上記領域との間、及び膨張機と上記領域との間は、通常、圧縮機や膨張機から上記領域へ作動流体が漏出しないようにシールが設けられる。しかしながら、このようなシールが設けられていても、作動流体を完全に密封して圧縮機側から漏出させないようにすることは困難である。
本発明者らの鋭意検討の結果、圧縮機側と膨張機側との圧力差によって、圧縮機で圧縮された作動流体の一部がシールのわずかな間隙を通って圧縮機側から上記領域を介して膨張機側に漏出し、膨張機側に流入した高温の漏出流体が膨張機の断熱効率の低下要因になることが明らかになった。

上記構成（１）において、圧縮機を三段としたことで、圧縮比を高め、冷媒の極低温化を実現可能になる。
膨張機一体型圧縮機を備えた冷凍機において、圧縮機を複数段とするとき、大きな動力を必要とする高段側圧縮機と膨張機とを一体化し、高段側圧縮機で費やす動力を膨張エネルギの回収で補うことで、省エネが可能と考えられる。しかし、高段側圧縮機から膨張機側へ向かって漏出する冷媒の圧力及び温度と膨張機で膨張した冷媒の圧力及び温度とは大きな差があり、たとえ少量の漏れであっても膨張機に侵入する侵入熱量は非常に大きくなり、膨張機の断熱効率及び冷凍機の冷凍性能（冷凍能力、ＣＯＰ）を著しく低下させるおそれがある。

前記構成（１）によれば、中段圧縮機及び膨張機を一体化した膨張機一体型圧縮機を備えることで、正常運転中の中段圧縮機の出口静圧と膨張機の入口静圧との圧力差は縮小可能又はほぼ同等とすることができる。これによって、圧縮機から膨張機に漏洩する冷媒量及びこれによる侵入熱を抑制でき、膨張機の断熱効率及び冷凍機の冷凍性能の低下を抑制できる。

（２）幾つかの実施形態では、前記構成(１)において、
前記ケーシングの内部空間のうち前記中段圧縮機と前記膨張機との間の領域に連通するように設けられ、前記ケーシング内部において前記中段圧縮機側から前記膨張機側に向かう漏出冷媒の少なくとも一部を前記領域から前記ケーシングの外部の前記圧中段圧縮機の吸入側又は吐出側に接続される冷媒循環ラインに抽気するための抽気ライン、をさらに備え、
前記ケーシングは、前記領域と前記ケーシングの外部との間の前記冷媒の流れが前記抽気ラインを介した前記漏出冷媒の少なくとも一部の流れのみとなるように、前記領域を前記ケーシングの外部から密閉するように構成される。

上記構成（１）によっても、なお、圧縮機側から膨張機への冷媒の漏洩が生じる場合、上記抽気ラインを通して、圧縮機側から膨張機側に向かう漏出流体の少なくとも一部を上記領域からケーシングの外部の中段圧縮機の吸入側又は吐出側に接続される冷媒循環ラインに抽気する。これによって、中段圧縮機側からの漏洩冷媒がある場合でも、膨張機側に流入する冷媒量をさらに低減でき、そのため、漏出冷媒を介した膨張機への熱の移動をさらに抑制できる。従って、圧縮機側からの漏出流体に起因した膨張機の断熱効率の低下及び冷凍機の冷凍性能を改善できる。

仮に、ケーシングが外部から密閉されておらず、上記領域から冷媒循環ラインに向かう漏出冷媒以外のガスのケーシング外部から上記領域内への流入が許容される構成では、ケーシング外部から上記領域内に流入するガスから低温の膨張機側に熱が移動し得る。そのため、膨張機側への意図せぬ入熱要因として、漏出冷媒だけでなく、ケーシング外部から上記領域内に流入したガスも考えられ、抽気ラインを設けても、膨張機側への意図せぬ入熱要因を効果的に防ぐことは難しい。

これに対し、上記構成（２）に係る膨張機一体型圧縮機では、ケーシングは上記領域とケーシングの外部との間の流体の流れが上記抽気ラインを介した前記漏出冷媒の少なくとも一部の流れのみとなるように、上記領域がケーシングの外部から密閉される。
そのため、膨張機側への意図せぬ入熱要因は基本的には漏出冷媒だけである。従って、上記領域内において圧縮機側から膨張機側に向かう漏出冷媒の少なくとも一部を冷媒循環ラインに導く冷媒の流れを抽気ラインによって形成することで、膨張機側への意図せぬ入熱を効果的に防ぎ、ＣＯＰを劇的に改善することができる。

（３）幾つかの実施形態では、前記構成（１）又は（２）において、
前記ケーシングの内部空間の前記領域のうち前記膨張機より前記中段圧縮機に近い領域の圧力と、前記領域のうち前記中段圧縮機より前記膨張機に近い領域の圧力との差圧を検出するための圧力計をさらに備え、
前記圧力計の検出値から前記漏出冷媒の有無を予測する。
上記構成（３）によれば、上記２つの領域の圧力差を検出することで、中段圧縮機から膨張機側へ漏れる冷媒量を正確に予測できる。
そのため、検出した上記圧力差に基づいて、冷凍機の運転を制御し、あるいは上記抽気ラインを備えた膨張機一体型圧縮機にあっては、この抽気ラインから漏出冷媒を抽気することで、膨張機への熱侵入を抑制できる。

（４）幾つかの実施形態では、前記構成（１）〜（３）の何れかにおいて、
前記領域のうち前記膨張機より前記中段圧縮機に近い領域の温度と、前記領域のうち前記中段圧縮機より前記膨張機に近い領域の温度との温度差を検出するための温度計をさらに備え、
前記温度計の検出値から前記漏出流体の有無を予測する。
上記構成（４）によれば、上記２つの領域の温度差を検出することで、中段圧縮機から膨張機側へ漏れる冷媒量を正確に予測できる。
そのため、検出した上記温度差に基づいて、冷凍機の運転を制御し、あるいは上記抽気ラインを備えた冷凍機にあっては、この抽気ラインから漏出冷媒を抽気することで、膨張機への熱侵入を抑制できる。

（５）幾つかの実施形態では、前記構成（３）又は（４）において、
前記抽気ラインに設けられ、前記漏出冷媒の抽気量を調節するための抽気バルブと、
前記圧力計又は前記温度計の検出値に基づいて、前記抽気バルブの開度を制御するためのコントローラと、をさらに備える。
前記構成（５）によれば、上記圧力計で検出された圧力差又は上記温度計で検出された温度差に基づいて、上記コントローラによって上記抽気バルブの開度を制御するため、漏出冷媒量に応じて抽気量を制御できる。そのため、膨張機への侵入熱量をさらに低減できる。

（６）幾つかの実施形態では、前記構成（５）において、
前記コントローラは、前記冷凍機のＣＯＰ又は前記膨張機の吸入側と吐出側との冷媒温度差の少なくとも何れか一つに基づいて、前記抽気バルブの開度を制御するように構成される。
なお、冷凍機ＣＯＰは、例えば式（１）消費電力基準ＣＯＰ（ＣＯＰ_ｂ）及び式（２）圧縮動力基準ＣＯＰ（ＣＯＰ_ｃ）などから求められる。

ただし、上記式（１）及び式（２）において、Ｇは冷媒循環ラインを循環する冷媒の質量流量［ｋｇ／ｓ］であり、Ｐはモータの動力（消費電力）［Ｗ］であり、ｈ_１は圧縮機入口エンタルピ［Ｊ／ｋg］であり、ｈ_２は圧縮機出口エンタルピ［Ｊ／ｋg］であり、ｈ_５は冷却部用熱交換器入口エンタルピ［Ｊ／ｋg］であり、ｈ_６は冷却部用熱交換器出口エンタルピ［Ｊ／ｋg］である。）

漏出冷媒により膨張機側に流入する熱は、漏出冷媒を冷媒循環ラインに抽気する抽気量が多いほど減少する。一方、抽気量を多くしすぎると、圧縮機で圧縮された後、冷媒循環ラインを循環せず、冷却対象物の冷却に寄与しない漏出冷媒が増加することとなり、圧縮に用いられるモータ動力の増加及び圧縮機効率の低下を招くこととなる。従って、膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍機のＣＯＰが最大になる抽気量（ＣＯＰ最大抽気量）が存在する。
このような事情を鑑み、上記構成（６）によれば、上記冷凍機ＣＯＰ又は膨張機の吸入側と吐出側との冷媒温度差の少なくとも一方に基づいて、運転条件に応じて抽気量をＣＯＰ最大抽気量近傍の値となるように制御すれば、冷凍機のＣＯＰを向上できる。
また、条件変化が少ない運転では、手動バルブにより開度調整を行い、一定開度としてもよい。

（７）幾つかの実施形態では、前記構成（１）〜（６）の何れかにおいて、
前記膨張機及び前記冷却器が収容され、外部から断熱された断熱ハウジングをさらに備える。
前記構成（７）によれば、膨張機及び冷却器を外部から断熱された断熱ハウジングに収容することで、外部熱の侵入による膨張機の断熱効率及び冷凍機の冷凍性能の低下を抑制できる。

（８）幾つかの実施形態では、前記構成（１）〜（７）の何れかにおいて、
出力軸が前記低段圧縮機及び前記高段圧縮機に接続される第２のモータと、
前記低段圧縮機と前記高段圧縮機との間に配置され、前記第２のモータの前記出力軸を非接触で支持するための少なくとも一つの非接触型軸受と、
前記低段圧縮機、前記高段圧縮機及び前記少なくとも一つの非接触型軸受を収容するケーシングと、を有する圧縮機ユニットをさらに備える。
前記構成（８）によれば、低段圧縮機及び高段圧縮機を含む圧縮機ユニットとすることで、冷凍機の構成を簡易かつ低コスト化できる。また、１個のモータで低段圧縮機及び高段圧縮機の駆動を兼用できるので、低段圧縮機及び高段圧縮機を夫々単独で駆動する場合と比べて、これらの駆動に要する動力を低減できる。

（９）幾つかの実施形態では、前記構成（８）において、
前記低段圧縮機と前記中段圧縮機との間の前記冷媒循環ラインに設けられ、前記低段圧縮機から吐出された冷媒を冷却するための第１の熱交換器と、
前記中段圧縮機と前記高段圧縮機との間の前記冷媒循環ラインに設けられ、前記中段圧縮機から吐出された冷媒を冷却するための第２の熱交換器と、
前記高段圧縮機と前記膨張機との間の前記冷媒循環ラインに設けられ、前記高段圧縮機から吐出された冷媒を冷却するための第３の熱交換器と、を備え、
前記第１の熱交換器、前記第２の熱交換器及び前記第３の熱交換器は、前記膨張機一体型圧縮機と前記圧縮機ユニットとの間に配置されると共に、長手方向が互いに並列となるように配置される。

前記構成（９）によれば、上記第１の熱交換器、上記第２の熱交換器及び上記第３の熱交換器を長手方向が互いに並列となるように配置することで、これら熱交換器の配置スペースを省スペース化できる。
上記３つの熱交換器を含む熱交換器ユニットを構成し、この熱交換器ユニットを、低段圧縮機及び高段圧縮機を含む上記圧縮機ユニットと、中段圧縮機を含む膨張機一体型圧縮機との間に配置することで、これら機器間に接続される配管の配置が容易になると共に、配管の長さを縮小でき低コスト化できる。また、配管の長さを縮小することで、配管を流れる冷媒の圧力損失を低減でき、これによって、冷凍機の冷凍性能を向上できる。

（１０）本発明の一実施形態に係る冷凍機の運転方法は、
冷却対象物を冷媒との熱交換により冷却するための冷却部と、
前記冷媒を圧縮するための圧縮機及び前記冷媒を膨張させるための膨張機が一体化された膨張機一体型圧縮機と、
前記圧縮機、前記膨張機及び前記冷却部を通して前記冷媒を循環させるように構成された冷媒循環ラインと、を含み、
前記圧縮機は、冷媒循環ラインに直列に設けられた低段圧縮機、中段圧縮機及び高段圧縮機で構成され、
前記膨張機一体型圧縮機は、
前記中段圧縮機と、
前記中段圧縮機から吐出された冷媒を断熱膨張して冷却するための膨張機と、
出力軸が前記中段圧縮機及び前記膨張機に接続される第１のモータと、
前記中段圧縮機と前記膨張機との間に配置され、前記第１のモータの前記出力軸を非接触で支持するための少なくとも一つの非接触型軸受と、
前記中段圧縮機、前記膨張機、及び、前記少なくとも一つの非接触型軸受を収容するケーシングと、を備え、
前記ケーシングは、前記ケーシングの内部空間のうち前記中段圧縮機と前記膨張機との間の領域を前記ケーシングの外部から密閉するように構成される冷凍機の運転方法であって、
前記３つの圧縮機により冷媒を圧縮する圧縮ステップと、
前記圧縮ステップにおいて圧縮された前記冷媒を前記膨張機により膨張させる膨張ステップと、
前記膨張ステップにおいて膨張された前記冷媒との熱交換により冷却対象物を冷却する冷却ステップと、
前記ケーシング内部の前記領域に連通するように設けられた抽気ラインを通じて、前記ケーシング内部において前記中段圧縮機側から前記膨張機側に向かう漏出冷媒の少なくとも一部を前記ケーシング内部の前記領域から前記ケーシングの外部の前記圧縮機の吸入側又は吐出側に接続される冷媒循環ラインに抽気する抽気ステップと、を備える。

上記方法（１０）によれば、上記構成（１）によっても、なお、圧縮機側から膨張機への冷媒の漏洩が生じる場合、上記抽気ラインを通して、圧縮機側から膨張機側に向かう漏出流体の少なくとも一部を上記領域からケーシングの外部の中段圧縮機の吸入側又は吐出側に接続される冷媒循環ラインに抽気する。
これによって、中段圧縮機側からの漏洩冷媒がある場合でも、膨張機側に流入する冷媒量をさらに低減でき、そのため、漏出冷媒を介した膨張機への熱の移動をさらに抑制できる。従って、圧縮機側からの漏出流体に起因した膨張機の断熱効率の低下及び冷凍機の冷凍性能を改善できる。

また、上記膨張機一体型圧縮機のケーシングは、上記領域とケーシングの外部との間の流体の流れが上記抽気ラインを介した漏出冷媒の少なくとも一部の流れのみとなるように、上記領域がケーシングの外部から密閉されるため、膨張機側への意図せぬ入熱要因は基本的には漏出冷媒だけである。従って、上記領域内において中段圧縮機側から膨張機側に向かう漏出冷媒の少なくとも一部を冷媒循環ラインに導く冷媒流れを抽気ラインによって形成することで、膨張機側への意図せぬ入熱を効果的に防ぎ、ＣＯＰを劇的に改善することができる。

（１１）幾つかの実施形態では、前記方法（１０）において、
前記抽気ステップは、
前記ケーシング内部の前記領域のうち前記膨張機より前記中段圧縮機に近い領域の圧力と、前記領域のうち前記中段圧縮機より前記膨張機に近い領域の圧力との差圧に基づいて、前記中段圧縮機の吸入側又は吐出側への抽気量を調節する第１の抽気量調節ステップを含む。
上記方法（１１）によれば、上記２つの領域の圧力差を検出することで、中段圧縮機から膨張機側へ漏れる冷媒量を正確に予測できる。そのため、検出した上記圧力差に基づいて、上記抽気ラインから漏出冷媒を抽気することで、膨張機への熱侵入を抑制できる。

（１２）幾つかの実施形態では、前記方法（１０）又は（１１）において、
前記抽気ステップは、
前記ケーシング内部の前記領域のうち前記膨張機より前記中段圧縮機に近い領域の温度と、前記領域のうち前記中段圧縮機より前記膨張機に近い領域の温度との温度差に基づいて、前記中段圧縮機の吸入側又は吐出側への抽気量を調節する第２の抽気量調節ステップを含む。
上記方法（１２）によれば、上記２つの領域の温度差を検出することで、中段圧縮機から膨張機側へ漏れる冷媒量を正確に予測できる。そのため、検出した上記温度差に基づいて、上記抽気ラインから漏出冷媒を抽気することで、膨張機への熱侵入を抑制をできる。

（１３）幾つかの実施形態では、前記方法（１０）〜（１２）の何れかにおいて、
前記抽気ステップは、
前記冷凍機のＣＯＰ又は前記膨張機の吸入側と吐出側との冷媒温度差の少なくとも一方に基づいて、前記ケーシング内部の前記領域から前記圧縮機の吸入側への抽気量を調節する第３の抽気量調節ステップを含む。
上記方法（１３）によれば、上記冷凍機ＣＯＰ又は膨張機の吸入側と吐出側との冷媒温度差の少なくとも一方に基づいて抽気量を調節するので、冷凍機のＣＯＰを向上させることができる。

（１４）幾つかの実施形態では、前記方法（１０）〜（１３）の何れかにおいて、
前記中段圧縮機は前記第１のモータの一端に固定されたコンプレッサ翼車を有する遠心圧縮機であり、
前記膨張機は前記第１のモータの他端に固定されたタービン翼車を有する遠心膨張機であり、
前記圧縮ステップ及び前記膨張ステップにおいて、
前記コンプレッサ翼車の背面側圧力と前記タービン翼車の背面側圧力とを同等にする。
前記方法（１４）によれば、上記コンプレッサ翼車の背面側圧力と上記タービン翼車の背面側圧力とを同等にすることで、コンプレッサ翼車の背面側から膨張機側への高温冷媒の漏出を効果的に抑制できる。

本発明の少なくとも一実施形態によれば、膨張機一体型圧縮機のケーシング内部で圧縮機側から漏出した冷媒に起因した膨張機への熱侵入を抑制でき、これによって、膨張機の断熱効率及び冷凍機の冷凍性能（冷凍能力、ＣＯＰ）を向上し得る。

一実施形態に係る冷凍機の系統図である。 一実施形態に係る冷凍機の系統図である。 一実施形態に係る膨張機一体型圧縮機の縦断面図である。 一実施形態に係る冷凍機の運転方法のフロー図である。 一実施形態に係る冷凍機の一部を示す系統図である。 比較例に係る冷凍機の系統図である。 比較例に係る冷凍機の系統図である。

以下、添付図面を参照して本発明の幾つかの実施形態について説明する。ただし、実施形態として記載され又は図面に示されている構成部品の寸法、材質、形状、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。

図１及び図２は、幾つかの実施形態に係る冷凍機１０（１０Ａ、１０Ｂ）を示す。
冷凍機１０（１０Ａ、１０Ｂ）は、冷却対象物を冷媒との熱交換により冷却する冷却部１２と、膨張機一体型圧縮機１４と、冷媒循環ライン１６とを備える。
膨張機一体型圧縮機１４は、冷媒を圧縮するための中段圧縮機Ｃ２及び冷媒を膨張させるための膨張機Ｔが一体化されている。冷媒循環ライン１６は、圧縮機Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、膨張機Ｔ及び冷却部１２等を通して冷媒を循環させるように構成される。
冷凍機１０（１０Ａ、１０Ｂ）に設けられる圧縮機は、冷媒循環ライン１６に直列に設けられた低段圧縮機Ｃ１、中段圧縮機Ｃ２及び高段圧縮機Ｃ３で構成される。

少なくとも一実施形態に係る膨張機一体型圧縮機１４は、図３に示すように、中段圧縮機Ｃ２と、膨張機Ｔと、第１のモータＭ１と、少なくとも一つの非接触型軸受２２、２４、２６と、中段圧縮機Ｃ２、膨張機Ｔ及び上記少なくとも一つの非接触型軸受を収容するケーシング２８とを備える。
膨張機Ｔは高段圧縮機Ｃ３から吐出された冷媒を断熱膨張して冷却する。第１のモータＭ１の出力軸２０ａは中段圧縮機Ｃ２及び膨張機Ｔに接続される。少なくとも一つの非接触型軸受２２、２４及び２６は、高段圧縮機Ｃ３と膨張機Ｔとの間に配置され、出力軸２０ａを非接触で支持する。
図示した実施形態では、出力軸２０ａの両端部に中段圧縮機Ｃ２及び膨張機Ｔが配置されている。

中段圧縮機Ｃ２及び膨張機Ｔは第１のモータＭ１によって駆動される。中段圧縮機Ｃ２は冷媒ｒを圧縮するように構成され、膨張機Ｔは冷媒ｒを膨張させる。冷媒ｒの圧力エネルギを中段圧縮機Ｃ２のアシスト動力として利用することにより、第１のモータＭ１の動力を低減できる。

図１及び図２に示す冷凍機１０（１０Ａ、１０Ｂ）において、冷媒は冷媒循環ライン１６を循環する。
冷凍機１０（１０Ａ、１０Ｂ）の例示的な実施形態として、第１の熱交換器Ｈｘ１が低段圧縮機Ｃ１と中段圧縮機Ｃ２との間の冷媒循環ライン１６に設けられ、低段圧縮機Ｃ１から吐出された冷媒を冷却する。
また、第２の熱交換器Ｈｘ２が中段圧縮機Ｃ２と高段圧縮機Ｃ３との間の冷媒循環ライン１６に設けられ、中段圧縮機Ｃ２から吐出された冷媒を冷却する。
また、第３の熱交換器Ｈｘ３が高段圧縮機Ｃ３と膨張機Ｔとの間の冷媒循環ライン１６に設けられ、高段圧縮機Ｃ３から吐出された冷媒を冷却する。

低段圧縮機Ｃ１で一段圧縮された冷媒は、第１の熱交換器Ｈｘ１で冷却された後、中段圧縮機Ｃ２に送られ、中段圧縮機Ｃ２でさらに圧縮される。中段圧縮機Ｃ２で圧縮された冷媒は、第２の熱交換器Ｈｘ２で冷却された後、高段圧縮機Ｃ３でさらに圧縮される。高段圧縮機Ｃ３で圧縮された冷媒は、第３の熱交換器Ｈｘ３で冷却された後、さらに、冷熱回収熱交換器３０で冷却され、その後、膨張機Ｔに送られる。冷媒は膨張機Ｔを回転させ、冷媒の圧力エネルギは中段圧縮機Ｃ２のアシスト動力として利用すると共に、冷媒自体は膨張して低圧低温となる。
低圧低温となった冷媒は冷却部１２に送られる。冷却部１２は、例えば熱交換器で構成され、冷媒で冷却対象物を冷却する。その後、冷媒は冷熱回収熱交換器３０に送られ、そこで膨張機Ｔに送られる冷媒を冷却した後、低段圧縮機Ｃ１に戻る。

例示的な実施形態では、冷却部１２において冷媒との熱交換により冷却される冷却対象物は、超電導ケーブルなどの超電導機器３２を冷却するための液体窒素である。
図１に示す例示的な実施形態では、冷却部１２、超電導機器３２及びリザーバタンク３６の間を循環する液体窒素循環ライン３４が設けられている。液体窒素循環ライン３４には液体窒素ポンプ３８が設けられ、冷却部１２で極低温に冷却された液体窒素を超電導機器３２に循環している。

この場合、超電導機器３２が超電導状態となるために極低温での冷却が必要となる。このとき、膨張機Ｔの吐出側では冷媒が極低温となるため、冷媒循環ライン１６内では、中段圧縮機Ｃ２の吐出側と膨張機１８の吐出側とで大きな温度差となる。
例えば、一実施例において、中段圧縮機Ｃ２の吸入側では約３０〜４０℃、吐出側で約９０〜１００℃となるのに対し、膨張機１８の吸入側では約−１９０〜−２００℃、吐出側では約−２１０〜−２２０℃となる。
従って、中段圧縮機Ｃ２側から膨張機１８側へ冷媒漏れが発生すると、冷凍機１０（１０Ａ、１０Ｂ）の冷却性能が低下する。
なお、冷媒循環ライン１６を流れる冷媒としては、冷却対象物の冷却目標温度などに応じて適宜選択でき、例えば、ヘリウム、ネオン、水素、窒素、空気、炭化水素等を用いることができる。

例示的な実施形態では、図１及び図２に示すように、第３の熱交換器Ｈｘ３の出口側と低段圧縮機Ｃ１の入口側の冷媒循環ライン１６に接続されたバイパスライン１６ａが設けられ、バイパスライン１６ａに冷媒を一時貯留可能なバッファタンク４０が設けられ、バッファタンク４０の前後に開閉弁４２及び４４が設けられている。
バッファタンク４０に冷媒を一時的に貯留することで、冷媒循環ライン１６を循環する冷媒の量を調節できる。
また、第１の熱交換器Ｈｘ１、第２の熱交換器Ｈｘ２及び第３の熱交換器Ｈｘ３では、冷媒を冷却するための冷却媒体として、例えば冷却水ｗが供給される。

膨張機一体型圧縮機１４において、例示的な実施形態として、図３に示すように、第１のモータ２０の出力軸２０ａは、中段圧縮機ｃ２と膨張機Ｔとの間に配置されたラジアル磁気軸受２２、２４及びスラスト磁気軸受２６によって非接触で支持される。ラジアル磁気軸受２２及び２４は第１のモータＭ１の両側に配置され、磁力によって出力軸２０ａを浮上させ、出力軸２０ａのラジアル荷重を負担する。一方、スラスト磁気軸受２６は第１のモータＭ１と膨張機Ｔとの間に設けられ、出力軸２０ａに設けられたロータディスク５０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２０ａのスラスト荷重を負担する。

例示的な実施形態では、中段圧縮機Ｃ２は第１のモータＭ１の一端に固定されたコンプレッサ翼車５２を有する遠心圧縮機であり、膨張機Ｔは第１のモータＭ１の他端に固定されたタービン翼車５４を有する遠心膨張機である。コンプレッサ翼車５２及びタービンロータ５４が夫々冷媒ｒの流路に配置されている。なお、出力軸２０ａの周囲にステータ２０ｂが設けられる。

図３に示すように、例示的な実施形態として、膨張機一体型圧縮機１４に抽気ライン５６（５６’）が設けられる。
抽気ライン５６（又は５６’）は、ケーシング２８の内部空間のうち、中段圧縮機Ｃ２と膨張機Ｔとの間の領域Ｉｓに連通するように設けられる。抽気ライン５６（５６’）を通して、ケーシング２８の内部において、中段圧縮機Ｃ２側から膨張機Ｔ側に向かう漏出冷媒ｒ０の少なくとも一部が領域Ｉｓからケーシング２８の外部の中段圧縮機Ｃ２の吸入側又は吐出側に接続される冷媒循環ライン１６に抽気される。
また、ケーシング２８は、領域Ｉｓとケーシング２８の外部との間の冷媒ｒの流れが抽気ライン５６を介した漏出冷媒の少なくとも一部の流れのみとなるように、領域Ｉｓをケーシング２８の外部から密閉するように構成される。

例示的な実施形態として、図３に示すように、ケーシング２８の内部には、中段圧縮機Ｃ２から冷媒ｒがケーシング内部へ漏洩するのを抑制するためのシール部６２、及び膨張機Ｔから冷媒ｒがケーシング２８の内部へ漏洩するのを抑制するためのシール部６４が設けられる。
シール部６２及び６４は、例えば、ラビリンスシールであってもよい。この場合、ラビリンスシールは、図３に示すように、コンプレッサ翼車５２又はタービン翼車５４の背面側であって、コンプレッサ翼車５２又はタービン翼車５４とケーシング２８との間、及び出力軸２０ａの周囲であって出力軸２０ａとケーシング２８との間に設けられてもよい。

領域Ｉｓのうち中段圧縮機側と膨張機側との圧力差が大きくなると、シール部６２及び６４を設けても、中段圧縮機側からケーシング内部への冷媒の漏洩を完全に阻止することは困難な場合もある。領域Ｉｓに侵入した漏出冷媒ｒ０は、出力軸２０ａと非接触型軸受２２、２４及び２６との隙間を通過し、作動温度が中段圧縮機側より低い膨張機側に漏出する。これによって、膨張機Ｔへの熱侵入が起り、膨張機の断熱効率が低下するおそれがある。
そこで、漏洩冷媒ｒ０を抽気ライン５６（５６’）を通して、中段圧縮機Ｃ２の吸入側又は吐出側の冷媒循環ライン１６に排出することで、膨張機側への熱侵入を抑制する。
図３に示す例示的な実施形態では、抽気ライン５６（５６’）は、ケーシング２８を貫通するように径方向に延在している。なお、抽気ライン５６（５６’）の軸方向位置は特に限定されず、出力軸２０ａの軸方向に沿うように設けてもよい。

例示的な実施形態では、図３に示すように、領域Ｉｓのうち膨張機Ｔより中段圧縮機Ｃ２に近い領域の圧力と、領域Ｉｓのうち中段圧縮機Ｃ２より膨張機Ｔに近い領域の圧力との差圧を検出するための圧力計をさらに備え、この圧力計で検出した上記差圧から漏出冷媒ｒ０の有無及び量を予測する。
図示した実施形態は、領域Ｉｓのうち膨張機Ｔより中段圧縮機Ｃ２に近い領域の圧力を検出する圧力計６６と、領域Ｉｓのうち中段圧縮機Ｃ２より膨張機Ｔに近い領域の圧力を検出する圧力計６８とを備えている。これら圧力計の検出値はコントローラ６０に入力され、コントローラ６０でこれら検出値の差圧を求め、この差圧から漏出冷媒ｒ０の有無及び量を予測する。

例示的な実施形態では、図３に示すように、領域Ｉｓのうち膨張機Ｔより中段圧縮機Ｃ２に近い領域の温度と、領域Ｉｓのうち中段圧縮機Ｃ２より膨張機Ｔに近い領域の温度との温度差を検出するための温度計をさらに備える。
図示した実施形態は、領域Ｉｓのうち膨張機Ｔより中段圧縮機Ｃ２に近い領域の温度を検出する温度計７０と、領域Ｉｓのうち中段圧縮機Ｃ２より膨張機Ｔに近い領域の温度を検出する温度計７２とを備えている。これら温度計の検出値はコントローラ６０に入力され、コントローラ６０でこれら検出値の差圧を求め、この差圧から漏出冷媒ｒ０の有無及び量を予測する。
なお、図３に示す実施形態では、圧力計６６、６８及び温度計７０、７２の両方を備えるが、これら圧力計又は温度計のどちらか一方を備えるようにしてもよい。

例示的な実施形態では、図１及び図３に示すように、抽気ライン５６に漏出冷媒ｒ０の抽気量を調節するための抽気バルブ５８をさらに備える。
例示的な実施形態では、図３に示すように、圧力計６６及び６８の検出値又は温度計７０及び７２の検出値に基づいて、抽気バルブ５８の開度を制御するコントローラ６０をさらに備える。これによって、漏出冷媒ｒ０の有無及び量に基づいて漏出冷媒ｒ０の抽気量を制御できる。

例示的な実施形態では、図１及び図２に示すように、膨張機Ｔ及び冷却部１２は、外部から断熱された断熱ハウジング７４に収容されている。
図示した実施形態では、冷熱回収熱交換器３０も密閉ハウジング７４の内部に収容されている。

例示的な実施形態では、図１に示すように、低段圧縮機Ｃ１と、高段圧縮機Ｃ３と、第２のモータＭ２と、少なくとも一つの非接触型軸受２２、２４及び２６と、これら機器を収容するケーシング２８を有する圧縮機ユニット７６をさらに備える。
第２のモータＭ２の出力軸７８は低段圧縮機Ｃ１及び高段圧縮機Ｃ３に接続され、少なくとも一つの非接触型軸受２２、２４及び２６は、例えば、ラジアル磁気軸受及びスラスト磁気軸受で構成されて出力軸７８を非接触で支持する。
なお、圧縮機ユニット７６に用いられるケーシング２８及び非接触型軸受２２、２４、２６は、膨張機一体型圧縮機１４のケーシング２８及び非接触型軸受２２、２４、２６と同一構成のものであってもよいし、又は同一構成でなくてもよい。

例示的な実施形態では、図２に示すように、第１の熱交換器Ｈｘ１、第２の熱交換器Ｈｘ２及び第３の熱交換器Ｈｘ３は、膨張機一体型圧縮機１４と圧縮機ユニット７６との間に配置されると共に、これら熱交換器は長手方向が互いに並列となるように配置され、例えば、熱交換器ユニット８０を構成する。

例示的な実施形態では、図１に示すように、コントローラ６０は、冷凍機１０（１０Ａ）のＣＯＰ又は膨張機Ｔの吸入側と吐出側との冷媒温度差の少なくとも何れか一つに基づいて、抽気バルブ５８の開度を制御するように構成される。
冷凍機ＣＯＰは、例えば、第１のモータＭ１及び第２のモータＭ２の動力（消費電力）を計測して算出することができる。この場合、動力計測を動力計８２及び８４で行い、計測結果はコントローラ６０に送信される。
膨張機Ｔの吸入側及び吐出側の温度の計測は、冷媒循環ライン２２の膨張機６の吸入側に設置された温度計８６及び膨張機Ｔの吐出側に設置された温度計８８で行い、計測結果はコントローラ６０に送信される。コントローラ６０は、温度計８６及び８８で計測された温度から膨張機Ｔの吸入側と吐出側との冷媒温度差を計算する。

また、抽気ライン５６（５６’）に設置された流量計９０により、領域Ｉｓからケーシング外部の中段圧縮機Ｃ２の吸入側又は吐出側に接続される冷媒循環ライン１６に抽気される漏出冷媒の抽気量が検出され、検出結果がコントローラ６０に送信される。
また、冷媒循環ライン１６に設けられた流量計９２で冷媒循環量を検出する。

例示的な実施形態では、コントローラ６０は、抽気ライン５６における漏出冷媒の流量、第１のモータＭ１及び第２のモータＭ２の動力、冷凍機１０（１０Ａ）のＣＯＰ又は膨張機Ｔの吸入側と吐出側との冷媒温度差などの計測に基づいて、膨張機一体型圧縮機１４のケーシング内部の領域Ｉｓから中段圧縮機Ｃ２の吸入側への抽気量を調節するように構成される。なお、冷凍機ＣＯＰは、例えば上記式（１）で求められる消費電力基準ＣＯＰ（ＣＯＰｂ）及び上記式（２）で求められる圧縮動力基準ＣＯＰ（ＣＯＰｃ）などから求められる。
この際、式（１）及び式（２）において、Ｇは、冷媒循環ライン１６を循環する冷媒の質量流量［ｋｇ／ｓ］であり、Ｐは、第１のモータＭ１及び第２のモータＭ２の動力の合計値（消費電力）［Ｗ］であり、ｈ_１は、低段圧縮機Ｃ１、中段圧縮機Ｃ２及び高段圧縮機Ｃ３の入口エンタルピ和［Ｊ／ｋg］であり、ｈ_２は、低段圧縮機Ｃ１、中段圧縮機Ｃ２及び高段圧縮機Ｃ３の出口エンタルピ和［Ｊ／ｋg］であり、ｈ_５は冷却部１２用熱交換器入口エンタルピ［Ｊ／ｋg］であり、ｈ_６は冷却部１２用熱交換器出口エンタルピ［Ｊ／ｋg］である。

例示的な実施形態では、コントローラ６０は、目標とする冷凍機ＣＯＰ（以下において「目標冷凍機ＣＯＰ」ともいう。）又は膨張機Ｔの吸入側と吐出側の温度差の少なくとも一方を含む冷凍機１０（１０Ａ）の運転条件を示す情報が記憶されたメモリを備え、動力センサ８２、８４等から算出された冷凍機ＣＯＰ（以下において「測定冷凍機ＣＯＰ」ともいう。）又は温度計８６、８８の少なくとも一方の検出結果に基づいて前記運転条件が実現されるように抽気バルブ５８の開度を制御して抽気量を調節する。
なお、コントローラ６０は、メモリに記憶された冷凍機１０（１０Ａ）の運転条件を示す情報と、測定冷凍機ＣＯＰ又は温度計８６、８８の少なくとも一方の検出結果との偏差に基づいて抽気バルブ５８の開度指令値を決定してもよい。この場合、コントローラ６０は、抽気バルブ５８の開度指令値を決定するための制御器として、例えばＰ制御器、ＰＩ制御器、ＰＩＤ制御器等を含んでいてもよい。

また、ＣＯＰが最大となる冷凍機１０（１０Ａ）の運転条件は、冷却部１２における冷却負荷に応じて変化してもよい。この場合、コントローラ６０は、冷却部１２における冷却負荷に応じた運転条件が実現されるように、測定冷凍機ＣＯＰ又は温度計８６、８８の少なくとも一方の検出結果に基づいて抽気量を調節してもよい。
なお、エンタルピｈ_１、ｈ_２、ｈ_５及びｈ_６は、それぞれ、各ポイントでの圧力Ｐ_１、Ｐ_２、Ｐ_５及びＰ_６、温度Ｔ_１、Ｔ_２、Ｔ_５及びＴ_６の計測値から求められる。そこで、冷凍機１０（１０Ａ）には、冷媒循環ライン１６を循環する冷媒の質量流量を測定するための流量計（不図示）や、各圧縮機の入口及び出口と冷却部１２の入口及び出口の温度及び圧力を夫々測定するための温度計（不図示）及び圧力計（不図示）を設けてもよい。

他の実施形態では、コントローラ６０は、目標冷凍機ＣＯＰ又は膨張機Ｔの吸入側と吐出側の温度差の最大値の少なくとも一方を示す情報が記憶されたメモリを備え、測定冷凍機ＣＯＰ又は温度計８６、８８の少なくとも一方の検出結果が目標冷凍機ＣＯＰ又は膨張機Ｔの吸入側と吐出側の温度差の最大値に近づくように、抽気バルブ５８の開度を制御して抽気量を調節する。なお、コントローラ６０は、メモリに記憶された目標冷凍機ＣＯＰ又は膨張機Ｔの吸入側と吐出側の温度差の最大値を示す情報と、測定冷凍機ＣＯＰ又は温度計８６、８８の少なくとも一方の検出結果との偏差に基づいて抽気バルブ５８の開度指令値を決定してもよい。この場合、コントローラ６０は、抽気バルブ５８の開度指令値を決定するための制御器として、例えばＰ制御器、ＰＩ制御器、ＰＩＤ制御器等を含んでいてもよい。

例示的な実施形態では、コントローラ６０は、スラスト磁気軸受２６の負荷（スラスト荷重）の許容値を超えないように決定された抽気量の上限値を超えないように、ケーシング内部の領域Ｉｓから中段圧縮機Ｃ２の吸入側又は吐出側への抽気量を調節するように構成される。

少なくとも一実施形態に係る冷凍機の運転方法は、図４に示すように、圧縮ステップＳ１０、膨張ステップＳ１２、冷却ステップＳ１４及び抽気ステップＳ１６とを備える。
圧縮ステップＳ１０では、低段圧縮機Ｃ１、中段圧縮機Ｃ２及び高段圧縮機Ｃ３で冷媒を圧縮する。
膨張ステップＳ１２では、圧縮ステップＳ１０で圧縮された冷媒を膨張機Ｔにより膨張させる。
冷却ステップＳ１４では、冷却部１２で膨張機Ｔ２で膨張された冷媒との熱交換により冷却対象物を冷却する。
抽気ステップＳ１６では、膨張機一体型圧縮機１４のケーシング内部の領域Ｉｓに連通するように設けられた抽気ライン５６（５６’）を通じて、ケーシング内部において中段圧縮機Ｃ２側から膨張機Ｔ側に向かう漏出冷媒ｒ０の少なくとも一部を、ケーシング内部の領域Ｉｓからケーシング外部の中段圧縮機１６の吸入側又は吐出側に接続される冷媒循環ライン１６に抽気する。

例示的な実施形態では、図４に示すように、抽気ステップＳ１６において、膨張機一体型圧縮機１４のケーシング内部の領域Ｉｓのうち膨張機Ｔより中段圧縮機１６に近い領域の圧力と、領域Ｉｓのうち中段圧縮機１６より膨張機Ｔに近い領域の圧力との差圧に基づいて、中段圧縮機Ｃ２の吸入側又は吐出側への抽気量を調節する第１の抽気量調節ステップＳ１６ａを含める。
上記２つの領域の圧力は、例えば、図３に示す圧力計６６及び６８で検出する。

例示的な実施形態では、図４に示すように、抽気ステップＳ１６において、膨張機一体型圧縮機１４のケーシング内部の領域Ｉｓのうち膨張機Ｔより中段圧縮機１６に近い領域の温度と、領域Ｉｓのうち中段圧縮機１６より膨張機Ｔに近い領域の温度との温度差に基づいて、中段圧縮機Ｃ２の吸入側又は吐出側への抽気量を調節する第２の抽気量調節ステップＳ１６ｂを含める。
上記２つの領域の温度は、例えば、図３に示す温度計７０及び７２で検出する。

例示的な実施形態では、図４に示すように、抽気ステップＳ１６において、冷凍機１０（１０Ａ）のＣＯＰ又は膨張機Ｔの吸入側と吐出側との冷媒温度差の少なくとも一方に基づいて、膨張機一体型圧縮機１４のケーシング内部の領域Ｉｓから中段圧縮機Ｃ２の吸入側又は吐出側への抽気量を調節する第３の抽気量調節ステップＳ１６ｃを含める。
第１の抽気量調節ステップＳ１６ａ、第２の抽気量調節ステップＳ１６ｂ及び第３の抽気量調節ステップＳ１６ｃは、少なくとも一つ行うか又は２つ以上併用してもよい。また、これらステップＳ１６ａ〜１６ｃの実施順序は図示の順序に限定されない。

例示的な実施形態では、図３に示すように、中段圧縮機１６は第１のモータＭ１の一端に固定されたコンプレッサ翼車５２を有する遠心圧縮機であり、膨張機Ｔは第１のモータＭ１の他端に固定されたタービン翼車５４を有する遠心膨張機である。
そして、圧縮ステップＳ１０及び膨張ステップＳ１２において、コンプレッサ翼車５２の背面側圧力とタービン翼車５４の背面側圧力とが同等になるように調節する。

幾つかの実施形態によれば、図１及び図２に示すように、中段圧縮機Ｃ２及び膨張機Ｔを一体化した膨張機一体型圧縮機１４を備えることで、正常運転中の中段圧縮機Ｃ２の出口静圧と膨張機Ｔの入口静圧との圧力差を縮小可能又はほぼ同等とすることができる。これによって、中段圧縮機Ｃ２から膨張機Ｔに漏洩する冷媒量及び侵入熱を抑制でき、膨張機Ｔの断熱効率及び冷凍機１０（１０Ａ、１０Ｂ）の冷凍性能の低下を抑制できる。

例示的な実施形態によれば、図１及び図３に示すように、なお、中段圧縮機Ｃ２から膨張機Ｔ側への冷媒の漏洩が生じる場合、抽気ライン５６（５６’）を通して、漏出冷媒ｒ０の少なくとも一部を領域Ｉｓからケーシング外に抽気することで、膨張機側に流入する冷媒量をさらに低減できる。
例示的な実施形態によれば、図１に示すように、領域Ｉｓのうち中段圧縮機側と膨張機側との圧力又は温度の差を検出することで、漏出冷媒ｒ０の有無及び漏出量を正確に予測できる。この予測に基づいて冷凍機１０（１０Ａ）の運転を制御し、あるいは抽気ライン５６（５６’）の抽気量を調節することで、膨張機Ｔへの熱侵入を抑制できる。

例示的な実施形態によれば、図１及び図３に示すように、抽気ライン５６（５６’）に抽気バルブ５８を設けると共に、上記圧力差又は上記温度差に基づいて抽気バルブ５８の開度を制御するコントローラ６０を設けることで、膨張機Ｔへの熱侵入をさらに抑制できる。
例示的な実施形態によれば、図１に示すように、冷凍機１０（１０Ａ）のＣＯＰ又は膨張機Ｔの吸入側と吐出側との冷媒温度差の少なくともいずれか一方に基づいて、コントローラ６０によって抽気バルブ５８の開度を制御することで、運転条件に応じて抽気量をＣＯＰが最大となる値に制御でき、これによって、冷凍機１０（１０Ａ）のＣＯＰを向上できる。

例示的な実施形態によれば、膨張機Ｔ及び冷却部１２、さらに冷熱回収熱交換器３０が断熱ハウジング７４に収容されるので、外部熱の侵入による膨張機Ｔの断熱効率の低下及び冷凍機１０（１０Ａ）の冷凍性能の低下を抑制できる。
例示的な実施形態によれば、低段圧縮機Ｃ１及び高段圧縮機Ｃ３を一体化した圧縮機ユニット７６を備えることで、冷凍機１０（１０Ａ、１０Ｂ）の構成を簡易かつ低コスト化できる。また、１個のモータで低段圧縮機Ｃ１及び高段圧縮機Ｃ３の駆動を兼用できるので、低段圧縮機Ｃ１及び高段圧縮機Ｃ３を夫々単独で駆動する場合と比べて、これらの駆動に要する動力を低減できる。

例示的な実施形態によれば、図２に示すように、第１の熱交換器Ｈｘ１、第２の熱交換器Ｈｘ２及び第３の熱交換器Ｈｘ３を長手方向が互いに並列となるように配置するため、これら熱交換器の配置スペースを省スペース化できる。
また、これら熱交換器をユニット化して熱交換器ユニット８０を構成し、膨張機一体型圧縮機１４と圧縮機ユニット７６との間に配置するので、これら機器間に接続される配管の配置が容易になると共に、配管の長さを縮小でき低コスト化できる。また、配管の長さを縮小することで、配管を流れる冷媒の圧力損失を低減でき、これによって、冷凍機１０（１０Ａ、１０Ｂ）の冷凍性能を向上できる。
さらに、バッファタンク４０を設ける場合でも、省スペース化でき、かつ配管の取付けも容易になる。

図６は、比較例としての冷凍機１００における各機器の配置を示す。冷凍機１００では、第３の熱交換器Ｈｘ３は圧縮機ユニット７６と共に、ユニット１０２を構成し、熱交換器ユニット１０４は第１の熱交換器Ｈｘ１及び第２の熱交換器Ｈｘ２のみで構成している。
冷凍機１００では、圧縮機ユニット１０２のスペースが大きくなり、その割に熱交換器ユニット１０４の配置スペースは省スペース化できない。また、各機器に接続される配管の長さが長くなり、配管を流れる冷媒の圧力損失が増加して冷凍機１００の性能低下をまねく。

また、図７に示すように、低段圧縮機Ｃ１及び中段圧縮機Ｃ２を一体化した圧縮機ユニット１０６を構成した場合、低段圧縮機Ｃ１、中段圧縮機Ｃ２と第１の熱交換器Ｈｘ１、第２の熱交換器Ｈｘ２との間に配管を接続する際、図示のように、冷凍機１００よりも余分な配管の引き回しが必要となる。従って、配管の設置に広いスペースを必要とし、かつ配管の長さが長くなり、配管を流れる冷媒の圧力損失が増加して冷凍機１００の性能低下をまねく。

図５は、本発明の一実施形態に係る低段圧縮機Ｃ１及び高段圧縮機Ｃ３の構成を示す。本実施形態では、低段圧縮機Ｃ１及び高段圧縮機Ｃ３は、夫々独自のモータＭ３及びＭ４を備えている。モータＭ３及びＭ４には夫々動力計９４及び９６が設けられ、これら動力計の検出値はコントローラ６０に入力される。本実施形態の他の構成は図１に示す実施形態と同一である。
本実施形態によれば、低段圧縮機Ｃ１及び高段圧縮機Ｃ３は、夫々独自のモータ回転数で駆動できるため、夫々の圧縮機の最適な運転条件で運転でき、これによって、冷凍機を省エネでき、かつ冷凍性能を向上できる。

本発明の少なくとも一実施形態によれば、ブレイトンサイクルを用い、膨張機一体型圧縮機を備えた冷凍機において、圧縮機から膨張機側への冷媒の漏出を抑制でき、これによって、膨張機の断熱効率の低下及び冷凍機の冷凍性能低下を抑制できる。

１０（１０Ａ、１０Ｂ）、１００ 冷凍機
１２ 冷却部
１４ 膨張機一体型圧縮機
１６ 冷媒循環ライン
１６ａ バイパスライン
２０ａ、７８ 出力軸
２０ｂ ステータ
２２、２４、２６ 非接触型軸受
２８ ケーシング
３０ 冷熱回収熱交換器
３２ 超電導機器
３４ 液体窒素循環ライン
３６ リザーバタンク
３８ 液体窒素ポンプ
４０ バッファタンク
４２、４４ 開閉弁
５０ ロータディスク
５２ インペラ
５４ タービンロータ
５６、５６’ 抽気ライン
５８ 抽気バルブ
６０ コントローラ
６２、６４ シール部
６６、６８ 圧力計
７０、７２、８６、８８ 温度計
７４ 断熱ハウジング
７６、１０２ 圧縮機ユニット
８０、１０４ 熱交換器ユニット
８２、８４、９４、９６ 動力計
９０、９２ 流量計
Ｃ１ 低段圧縮機
Ｃ２ 中段圧縮機
Ｃ３ 高段圧縮機
Ｈｘ１ 第１の熱交換器
Ｈｘ２ 第２の熱交換器
Ｈｘ３ 第３の熱交換器
Ｉｓ 領域
Ｍ１ 第１のモータ
Ｍ２ 第２のモータ
Ｔ 膨張機
ｒ 冷媒
ｒ０ 漏出冷媒
ｗ 冷却水

膨張機一体型圧縮機１４において、例示的な実施形態として、図３に示すように、第１のモータ２０の出力軸２０ａは、中段圧縮機Ｃ２と膨張機Ｔとの間に配置されたラジアル磁気軸受２２、２４及びスラスト磁気軸受２６によって非接触で支持される。ラジアル磁気軸受２２及び２４は第１のモータＭ１の両側に配置され、磁力によって出力軸２０ａを浮上させ、出力軸２０ａのラジアル荷重を負担する。一方、スラスト磁気軸受２６は第１のモータＭ１と膨張機Ｔとの間に設けられ、出力軸２０ａに設けられたロータディスク５０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２０ａのスラスト荷重を負担する。

領域Ｉｓのうち中段圧縮機側と膨張機側との圧力差が大きくなると、シール部６２及び６４を設けても、中段圧縮機側からケーシング内部への冷媒の漏洩を完全に阻止することは困難な場合もある。領域Ｉｓに侵入した漏出冷媒ｒ０は、出力軸２０ａと非接触型軸受２２、２４及び２６との隙間を通過し、作動温度が中段圧縮機側より低い膨張機側に漏出する。これによって、膨張機Ｔへの熱侵入が起り、膨張機の断熱効率が低下するおそれがある。
そこで、漏洩冷媒ｒ０を抽気ライン５６（５６’）を通して、中段圧縮機Ｃ２の吸入側又は吐出側の冷媒循環ライン１６、あるいは低段圧縮機Ｃ１の吸入側又は吐出側の冷媒循環ライン１６に排出することで、膨張機側への熱侵入を抑制する。
図３に示す例示的な実施形態では、抽気ライン５６（５６’）は、ケーシング２８を貫通するように径方向に延在している。なお、抽気ライン５６（５６’）の軸方向位置は特に限定されず、出力軸２０ａの軸方向に沿うように設けてもよい。

例示的な実施形態では、図３に示すように、領域Ｉｓのうち膨張機Ｔより中段圧縮機Ｃ２に近い領域の温度と、領域Ｉｓのうち中段圧縮機Ｃ２より膨張機Ｔに近い領域の温度との温度差を検出するための温度計をさらに備える。
図示した実施形態は、領域Ｉｓのうち膨張機Ｔより中段圧縮機Ｃ２に近い領域の温度を検出する温度計７０と、領域Ｉｓのうち中段圧縮機Ｃ２より膨張機Ｔに近い領域の温度を検出する温度計７２とを備えている。これら温度計の検出値はコントローラ６０に入力され、コントローラ６０でこれら検出値の温度差を求め、この温度差から漏出冷媒ｒ０の有無及び量を予測する。
なお、図３に示す実施形態では、圧力計６６、６８及び温度計７０、７２の両方を備えるが、これら圧力計又は温度計のどちらか一方を備えるようにしてもよい。

例示的な実施形態によれば、図１及び図３に示すように、抽気ライン５６（５６’）に抽気バルブ５８を設けると共に、上記圧力差又は上記温度差に基づいて抽気バルブ５８の開度を制御するコントローラ６０を設けることで、膨張機Ｔへの熱侵入を効率的に抑制できる。
例示的な実施形態によれば、図１に示すように、冷凍機１０（１０Ａ）のＣＯＰ又は膨張機Ｔの吸入側と吐出側との冷媒温度差の少なくともいずれか一方に基づいて、コントローラ６０によって抽気バルブ５８の開度を制御することで、運転条件に応じて抽気量をＣＯＰが最大となる値に制御でき、これによって、冷凍機１０（１０Ａ）のＣＯＰを向上できる。

図５は、本発明の一実施形態に係る低段圧縮機Ｃ１及び高段圧縮機Ｃ３の構成を示す。本実施形態では、低段圧縮機Ｃ１及び高段圧縮機Ｃ３は、夫々独自のモータＭ３及びＭ４を備えている。モータＭ３及びＭ４には夫々動力計９４及び９６が設けられ、これら動力計の検出値はコントローラ６０に入力される。本実施形態の他の構成は図１に示す実施形態と同一である。
本実施形態によれば、低段圧縮機Ｃ１及び高段圧縮機Ｃ３は、夫々独自のモータ回転数で駆動できるため、夫々の圧縮機の最適な運転条件で運転できる。

Claims (14)

1. 冷却対象物を冷媒との熱交換により冷却するための冷却部と、
   前記冷媒を圧縮するための圧縮機及び前記冷媒を膨張させるための膨張機が一体化された膨張機一体型圧縮機と、
   前記圧縮機、前記膨張機及び前記冷却部を通して前記冷媒を循環させるように構成された冷媒循環ラインと、を備える冷凍機であって、
   前記圧縮機は、冷媒循環ラインに直列に設けられた低段圧縮機、中段圧縮機及び高段圧縮機で構成され、
   前記膨張機一体型圧縮機は、
   前記中段圧縮機と、
   前記高段圧縮機から吐出された冷媒を断熱膨張して冷却するための膨張機と、
   出力軸が前記中段圧縮機及び前記膨張機に接続される第１のモータと、
   前記中段圧縮機と前記膨張機との間に配置され、前記第１のモータの前記出力軸を非接触で支持するための少なくとも一つの非接触型軸受と、
   前記中段圧縮機、前記膨張機、及び前記少なくとも一つの非接触型軸受を収容するケーシングと、を備えることを特徴とする冷凍機。
2. 前記ケーシングの内部空間のうち前記中段圧縮機と前記膨張機との間の領域に連通するように設けられ、前記ケーシング内部において前記中段圧縮機側から前記膨張機側に向かう漏出冷媒の少なくとも一部を前記領域から前記ケーシングの外部の前記圧中段圧縮機の吸入側又は吐出側に接続される冷媒循環ラインに抽気するための抽気ライン、をさらに備え、
   前記ケーシングは、前記領域と前記ケーシングの外部との間の前記冷媒の流れが前記抽気ラインを介した前記漏出冷媒の少なくとも一部の流れのみとなるように、前記領域を前記ケーシングの外部から密閉するように構成されることを特徴とする請求項１に記載の冷凍機。
3. 前記ケーシングの内部空間の前記領域のうち前記膨張機より前記中段圧縮機に近い領域の圧力と、前記領域のうち前記中段圧縮機より前記膨張機に近い領域の圧力との差圧を検出するための圧力計をさらに備え、
   前記圧力計の検出値から前記漏出冷媒の有無を検出することを特徴とする請求項１又は２に記載の冷凍機。
4. 前記領域のうち前記膨張機より前記中段圧縮機に近い領域の温度と、前記領域のうち前記中段圧縮機より前記膨張機に近い領域の温度との温度差を検出するための温度計をさらに備え、
   前記温度計の検出値から前記漏出流体の有無を検出することを特徴とする請求項１乃至３の何れか１項に記載の冷凍機。
5. 前記抽気ラインに設けられ、前記漏出冷媒の抽気量を調節するための抽気バルブと、
   前記圧力計又は前記温度計の検出値に基づいて、前記抽気バルブの開度を制御するためのコントローラと、をさらに備えることを特徴とする請求項３又は４に記載の冷凍機。
6. 前記コントローラは、前記冷凍機のＣＯＰ又は前記膨張機の吸入側と吐出側との冷媒温度差の少なくとも一方に基づいて、前記抽気バルブの開度を制御するものであることを特徴とする請求項５に記載の冷凍機。
7. 前記膨張機及び前記冷却器が収容され、外部から断熱された断熱ハウジングをさらに備えることを特徴とする請求項１乃至６の何れか１項に記載の冷凍機。
8. 出力軸が前記低段圧縮機及び前記高段圧縮機に接続される第２のモータと、
   前記低段圧縮機と前記高段圧縮機との間に配置され、前記第２のモータの前記出力軸を非接触で支持するための少なくとも一つの非接触型軸受と、
   前記低段圧縮機、前記高段圧縮機及び前記少なくとも一つの非接触型軸受を収容するケーシングと、を有する圧縮機ユニットをさらに備えることを特徴とする請求項１乃至７の何れか１項に記載の冷凍機。
9. 前記低段圧縮機と前記中段圧縮機との間の前記冷媒循環ラインに設けられ、前記低段圧縮機から吐出された冷媒を冷却するための第１の熱交換器と、
   前記中段圧縮機と前記高段圧縮機との間の前記冷媒循環ラインに設けられ、前記中段圧縮機から吐出された冷媒を冷却するための第２の熱交換器と、
   前記高段圧縮機と前記膨張機との間の前記冷媒循環ラインに設けられ、前記高段圧縮機から吐出された冷媒を冷却するための第３の熱交換器と、を備え、
   前記第１の熱交換器、前記第２の熱交換器及び前記第３の熱交換器は、前記膨張機一体型圧縮機と前記圧縮機ユニットとの間に配置されると共に、長手方向が互いに並列となるように配置されることを特徴とする請求項８に記載の冷凍機。
10. 冷却対象物を冷媒との熱交換により冷却するための冷却部と、
    前記冷媒を圧縮するための圧縮機及び前記冷媒を膨張させるための膨張機が一体化された膨張機一体型圧縮機と、
    前記圧縮機、前記膨張機及び前記冷却部を通して前記冷媒を循環させるように構成された冷媒循環ラインと、を含み、
    前記圧縮機は、冷媒循環ラインに直列に設けられた低段圧縮機、中段圧縮機及び高段圧縮機で構成され、
    前記膨張機一体型圧縮機は、
    前記中段圧縮機と、
    前記中段圧縮機から吐出された冷媒を断熱膨張して冷却するための膨張機と、
    出力軸が前記中段圧縮機及び前記膨張機に接続される第１のモータと、
    前記中段圧縮機と前記膨張機との間に配置され、前記第１のモータの前記出力軸を非接触で支持するための少なくとも一つの非接触型軸受と、
    前記中段圧縮機、前記膨張機、及び、前記少なくとも一つの非接触型軸受を収容するケーシングと、を備え、
    前記ケーシングは、前記ケーシングの内部空間のうち前記中段圧縮機と前記膨張機との間の領域を前記ケーシングの外部から密閉するように構成される冷凍機の運転方法であって、
    前記３つの圧縮機により冷媒を圧縮する圧縮ステップと、
    前記圧縮ステップにおいて圧縮された前記冷媒を前記膨張機により膨張させる膨張ステップと、
    前記膨張ステップにおいて膨張された前記冷媒との熱交換により冷却対象物を冷却する冷却ステップと、
    前記ケーシング内部の前記領域に連通するように設けられた抽気ラインを通じて、前記ケーシング内部において前記中段圧縮機側から前記膨張機側に向かう漏出冷媒の少なくとも一部を前記ケーシング内部の前記領域から前記ケーシングの外部の前記圧縮機の吸入側又は吐出側に接続される冷媒循環ラインに抽気する抽気ステップと、を備えることを特徴とする冷凍機の運転方法。
11. 前記抽気ステップは、
    前記ケーシング内部の前記領域のうち前記膨張機より前記中段圧縮機に近い領域の圧力と、前記領域のうち前記中段圧縮機より前記膨張機に近い領域の圧力との差圧に基づいて、前記中段圧縮機の吸入側又は吐出側への抽気量を調節する第１の抽気量調節ステップを含むことを特徴とする請求項１０に記載の冷凍機の運転方法。
12. 前記抽気ステップは、
    前記ケーシング内部の前記領域のうち前記膨張機より前記中段圧縮機に近い領域の温度と、前記領域のうち前記中段圧縮機より前記膨張機に近い領域の温度との温度差に基づいて、前記中段圧縮機の吸入側又は吐出側への抽気量を調節する第２の抽気量調節ステップを含むことを特徴とする請求項１０又は１１に記載の冷凍機の運転方法。
13. 前記抽気ステップは、
    前記冷凍機のＣＯＰ又は前記膨張機の吸入側と吐出側との冷媒温度差の少なくとも一方に基づいて、前記ケーシング内部の前記領域から前記圧縮機の吸入側への抽気量を調節する第３の抽気量調節ステップを含むことを特徴とする請求項１０乃至１２の何れか１項に記載の冷凍機の運転方法。
14. 前記中段圧縮機は前記第１のモータの一端に固定されたコンプレッサ翼車を有する遠心圧縮機であり、
    前記膨張機は前記第１のモータの他端に固定されたタービン翼車を有する遠心膨張機であり、
    前記圧縮ステップ及び前記膨張ステップにおいて、
    前記遠心圧縮機の背面側圧力と前記遠心膨張機の背面側圧力とを同等に調節することを特徴とする請求項１０乃至１３に記載の冷凍機の運転方法。

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