(57)【要約】      （修正有）【課題】気圧差による流入空気で転がり軸受内のグリスが飛散することを防止でき、転がり軸受の長期耐久性を向上させることができる圧縮膨張タービンシステムを提供する。【解決手段】この圧縮膨張タービンシステムは、主軸１３の支持に転がり軸受１５，１６と磁気軸受を併用する。磁気軸受の電磁石１７は、主軸１３に設けられたスラスト板１３ａに非接触で対向するように、スピンドルハウジング１４に取付けられる。コンプレッサ側翼車６ａおよびタービン側翼車７ａは、前記スラスト板１３ａと共通の主軸１３に嵌合し、タービン側翼車７ａで発生した動力により、コンプレッサ側翼車６ａを駆動させる。コンプレッサ側翼車６ａ側の転がり軸受１５の高圧側に隣接して、非接触シールとなる隙間Ａを形成するスリーブ２１Ａを設ける。この隙間Ａと、転がり軸受１５の軸受空間の端部との位置関係を、径方向について、互いに重なり範囲が生じない位置関係とする。【選択図】図１
2008082216.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
コンプレッサ側翼車およびタービン側翼車を支持する主軸を、タービンユニットハウジングに設置された転がり軸受と磁気軸受を併用して支持し、前記転がり軸受に対し、前記コンプレッサ側翼車およびタービン側翼車間で圧力差が生じる主軸周辺の気圧の高圧力側に隣接して、タービンユニットハウジングと主軸との間に非接触シールを設けた圧縮膨張タービンシステムであって、
前記非接触シールの隙間と、この非接触シールが隣接する転がり軸受の内外輪間に生じた軸受空間の端部との径方向の位置関係を、互いに重なり範囲が生じない位置関係としたことを特徴とする圧縮膨張タービンシステム。
【請求項２】
請求項１において、前記非接触シールの隙間を構成する互いに対向する小径側および大径側の周面のうち、大径側の周面の内径が、前記転がり軸受の内輪における前記非接触シールと隣接する端面の外径よりも小さい圧縮膨張タービンシステム。
【請求項３】
請求項１において、前記非接触シールの隙間を構成する互いに対向する小径側および大径側の周面のうち、小径側の周面の外径が、前記転がり軸受の外輪における前記非接触シールと隣接する端面の内径よりも大きい圧縮膨張タービンシステム。
【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、前記転がり軸受がラジアル負荷を支持し、前記磁気軸受がアキシアル負荷と軸受予圧のどちらか一方または両方を支持し、前記磁気軸受の電磁石は前記主軸に設けられた強磁性体からなるフランジ状のスラスト板に非接触で対向するように、タービンユニットハウジングに取付けられており、前記タービン側翼車で発生した動力により、コンプレッサ側翼車を駆動させるものである圧縮膨張タービンシステム。
【請求項５】
請求項４において、前記主軸のアキシアル方向の力を検出するセンサの出力に応じて前記電磁石を制御するコントローラを有し、前記転がり軸受とこの転がり軸受の支持系とで形成される合成バネの剛性値が、前記電磁石の負の剛性値よりも大である関係を有するものとした圧縮膨張タービンシステム。
【請求項６】
請求項１ないし請求項３のいずれか１項において、前記転がり軸受がラジアル負荷を支持し、前記磁気軸受がアキシアル負荷と軸受予圧のどちらか一方または両方を支持し、前記磁気軸受の電磁石は前記主軸に設けられた強磁性体からなるフランジ状のスラスト板に非接触で対向するように、タービンユニットハウジングに取付けられており、前記スラスト板にモータのロータが設けられ、モータステータは前記モータロータと対向して前記タービンユニットハウジングに配置され、前記モータの動力と、前記タービン側翼車で発生した動力のいずれか一方または両方により、コンプレッサ側翼車を駆動させるものである圧縮膨張タービンシステム。
【請求項７】
請求項６において、前記主軸のアキシアル方向の力を検出するセンサの出力に応じて前記電磁石を制御するコントローラを有し、前記転がり軸受とこの転がり軸受の支持系とで形成される合成バネの剛性値が、前記電磁石とモータとで形成される合成バネの負の剛性値よりも大である関係を有するものとした圧縮膨張タービンシステム。
【請求項８】
請求項１ないし請求項７のいずれか１項において、前記圧縮膨張タービンシステムが、流入空気に対して、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、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、を順次行う空気サイクル冷凍冷却システムに使用されたものである圧縮膨張タービンシステム。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、冷媒として空気が用いられ、冷凍倉庫、零度以下の低温室、空調等に利用される空気サイクル冷凍冷却システムの圧縮膨張タービンシステムに関する。
【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、実用的な効率を得るためには、各翼車とハウジングとの隙間を微小に保つ必要がある。この隙間の変動は、安定した高速回転の妨げとなり効率の低下を招く。
また、コンプレッサ翼車やタービン翼車に作用する空気により、主軸にスラスト力が作用し、主軸を支持する軸受にスラスト荷重が荷される。空気サイクル冷凍冷却システムにおけるタービンユニットの主軸の回転速度は、１分間に８万〜１０万回転であり、一般的な用途の軸受に比べて非常に高速となる。そのため、上記のようなスラスト荷重は、主軸を支持する軸受の長期耐久性の低下、寿命低下を招き、空気サイクル冷凍冷却用タービンユニットの信頼性を低下させる。このような軸受の長期耐久性の課題を解消しなくては、空気サイクル冷凍冷却用タービンユニットの実用化が難しい。しかし、上記特許文献１に開示の技術は、この高速回転下におけるスラスト荷重の負荷に対する軸受の長期耐久性の低下については解決されるに至っていない。
【０００７】
特許文献２の磁気軸受式タービン・コンプレッサのように、主軸を磁気軸受からなるジャーナル軸受およびスラスト軸受で支承したものでは、ジャーナル軸受にアキシアル方向の規制機能がない。そのため、スラスト軸受の制御の不安定要因等があると、上記翼車とディフューザ間の微小隙間を保って安定した高速回転を行うことが難しい。磁気軸受の場合は、電源停止時における接触の問題もある。
【０００８】
そこで、この発明の発明者等は、上記課題を解決するものとして、先に図８に示すような構成の空気サイクル冷凍冷却用の圧縮膨張タービンユニットを提案した（特願２００５−２３９４６４）。このタービンユニットでは、主軸６３の両端にコンプレッサ５６のコンプレッサ翼車５６ａおよび膨張タービン５７のタービン翼車５７ａを取付け、主軸６３を回転自在に支持する軸受として、グリース潤滑の転がり軸受６５，６６と、磁気軸受を構成する電磁石６７とを併用し、転がり軸受６５，６６がラジアル負荷を支持し、磁気軸受がアキシアル負荷を支持し、電磁石６７は、主軸６３に垂直かつ同軸に設けられたスラスト板６３ａに非接触で対向するように配置し、アキシアル方向の力を検出するセンサ６８の出力に応じてコントローラ６９で電磁石６７を制御する。
また、コンプレッサ翼車５６ａとでコンプレッサ５６を構成するコンプレッサ側ケーシング５６ｂにおける転がり軸受６５よりもコンプレッサ翼車５６ａ側の部分、およびタービン翼車５７ａとで膨張タービン５７を構成するタービン側ケーシング５７ｂにおける転がり軸受６６よりもタービン翼車５７ａ側の部分は、それぞれ内径面が主軸６３に近接する径に形成し、これらの内径面に非接触シール７１，７２を形成している。非接触シール７１，７２は、前記各ケーシング５６ｂ，５７ｂの内径面に複数の円周溝を軸方向に並べて形成したラビリンスシールやねじ溝シールとしている。
【０００９】
しかし、この圧縮膨張タービンシステムでは、コンプレッサ翼車５６ａおよびタービン翼車５７ａを共通の主軸６３に取付けているため、主軸６３を支持する転がり軸受６５，６６の両側に、大きな気圧差が生じる。コンプレッサ翼車５６ａ側の転がり軸受６５では、コンプレッサ翼車５６ａ側が高圧側となる。このため、非接触シール７１を流れる空気が、転がり軸受６５の軸受空間内に直接に流れ込み、この空気流れによって転がり軸受６５内のグリスが飛散するという問題がある。また、コンプレッサ翼車５６ａの高圧空気は膨張タービン翼車57ａに導入されるため、非接触シール７2を流れる空気が、転がり軸受６６の軸受空間内に直接に流れ込み、この空気流れによって転がり軸受６６内のグリスが飛散するという問題がある。そのため、転がり軸受６５および転がり軸受６６の長期耐久性を低下させることにもなる。
【００１０】
この発明の目的は、気圧差による流入空気で転がり軸受内のグリスが飛散することを防止でき、転がり軸受の長期耐久性を向上させることができる圧縮膨張タービンシステムを提供することである。
この発明の他の目的は、アキシアル方向の精度の良い支持が行え、また転がり軸受のより一層の長期耐久性が確保できて、翼車のディフューザ間の微小隙間を保って安定して高速回転を行うことができるものとすることである。
【課題を解決するための手段】
【００１１】
この発明の圧縮膨張タービンシステムは、コンプレッサ側翼車およびタービン側翼車を支持する主軸を、タービンユニットハウジングに設置された転がり軸受と磁気軸受を併用して支持し、前記転がり軸受に対し、前記コンプレッサ側翼車およびタービン側翼車間で圧力差が生じる主軸周辺の気圧の高圧力側に隣接して、タービンユニットハウジングと主軸との間に非接触シールを設けた圧縮膨張タービンシステムであって、前記非接触シールの隙間と、この非接触シールが隣接する転がり軸受の内外輪間に生じた軸受空間の端部との径方向の位置関係を、互いに重なり範囲が生じない位置関係としたことを特徴とする。
この構成によると、転がり軸受の高圧側に隣接する非接触シールの隙間と、この非接触シールが隣接する転がり軸受の軸受空間の端部との径方向の位置関係を、互いに重なり範囲が生じない位置関係としたため、非接触シールを通過した空気は、一旦、転がり軸受の内輪または外輪の幅面に当たった後、転がり軸受内に流入する。すなわち、非接触シールから軸受空間への空気の流入経路が曲がり経路となる。そのため、軸受空間に流入する空気流れの速度が低下し、グリスの飛散が緩和される。これにより、転がり軸受の長期耐久性が維持される。また、この圧縮膨張タービンシステムは、転がり軸受と磁気軸受を併用して主軸を支持するものとしたため、磁気軸受のみの支持の場合における電源停止時の損傷も回避される。
【００１２】
この発明において、前記非接触シールの隙間を構成する互いに対向する小径側および大径側の周面のうち、大径側の周面の内径が、前記転がり軸受の内輪における前記非接触シールと隣接する端面の外径よりも小さいものとしても良い。
また、前記非接触シールの隙間を構成する互いに対向する小径側および大径側の周面のうち、小径側の周面の外径が、前記転がり軸受の外輪における前記非接触シールと隣接する端面の内径よりも大きいものとしても良い。
上記いずれかの構成とすることで、非接触シールと軸受空間の径方向の位置関係を、互いに重なり範囲が生じない位置関係とできる。非接触シールの大径側の周面の内径を内輪の外径よりも小さくする場合は、転がり軸受の高圧側に隣接して内輪間座を設けない仕様のときに、寸法関係の設計が容易となる。非接触シールの小径側の周面の外径を外輪の内径よりも大きくする場合は、転がり軸受の高圧側に内輪間座を隣接して配置し、その内輪間座の外周面を非接触シールの隙間の形成面とする仕様のときに、寸法関係の設計が容易である。
【００１３】
この発明における上記いずれかの構成の場合に、前記転がり軸受がラジアル負荷を支持し、前記磁気軸受がアキシアル負荷と軸受予圧のどちらか一方または両方を支持し、前記磁気軸受の電磁石は前記主軸に設けられた強磁性体からなるフランジ状のスラスト板に非接触で対向するように、タービンユニットハウジングに取付けられており、前記タービン側翼車で発生した動力により、コンプレッサ側翼車を駆動させるものであっても良い。
この構成の場合、転がり軸受と磁気軸受を併用し、転がり軸受がラジアル負荷を支持し、前記磁気軸受がアキシアル負荷と軸受予圧のどちらか一方または両方を支持するものであるため、アキシアル方向の精度の良い支持が行え、また転がり軸受のより一層の長期耐久性が確保できる。そのため、翼車のディフューザ間の微小隙間を保って安定して高速回転を行うことができる。
【００１４】
この場合に、前記主軸のアキシアル方向の力を検出するセンサの出力に応じて前記電磁石を制御するコントローラを有し、前記転がり軸受とこの転がり軸受の支持系とで形成される合成バネの剛性値が、前記電磁石の負の剛性値よりも大である関係を有するものとしても良い。
このように剛性値の関係を設定した場合、制御帯域において、機械システムの位相が１８０°遅れとなることを防止できて、制御対象を安定なものとでき、コントローラの回路構成を比例または比例積分等の簡単な構成のものとしても、安定した制御が行える。
【００１５】
また、この発明において、次のように磁気軸受とモータを一体化しても良い。すなわち前記転がり軸受がラジアル負荷を支持し、前記磁気軸受がアキシアル負荷と軸受予圧のどちらか一方または両方を支持し、前記磁気軸受の電磁石は前記主軸に設けられた強磁性体からなるフランジ状のスラスト板に非接触で対向するように、タービンユニットハウジングに取付けられており、前記スラスト板にモータのロータが設けられ、モータステータは前記モータロータと対向して前記タービンユニットハウジングに配置され、前記モータの動力と、前記タービン側翼車で発生した動力のいずれか一方または両方により、コンプレッサ側翼車を駆動させるものであっても良い。
この構成の場合も、転がり軸受と磁気軸受を併用し、転がり軸受がラジアル負荷を支持し、前記磁気軸受がアキシアル負荷と軸受予圧のどちらか一方または両方を支持するものであるため、アキシアル方向の精度の良い支持が行え、また転がり軸受の長期耐久性が確保できる。そのため、翼車のディフューザ間の微小隙間を保って安定して高速回転を行うことができる。また、この構成の場合、磁気軸受のスラスト板にモータロータを設けるため、磁気軸受とモータとの部品兼用によって、コンパクト化が図れ、主軸寸法を短くできて、高速回転時の振動が低減し、より一層、高速回転に適したものとなる。
【００１６】
このように磁気軸受とモータを一体化する場合に、前記主軸のアキシアル方向の力を検出するセンサの出力に応じて前記電磁石を制御するコントローラを有し、前記転がり軸受とこの転がり軸受の支持系とで形成される合成バネの剛性値が、前記電磁石とモータとで形成される合成バネの負の剛性値よりも大である関係を有するものとしても良い。
この場合も、制御帯域において、機械システムの位相が１８０°遅れとなることを防止できて、制御対象を安定なものとでき、コントローラの回路構成を比例または比例積分等の簡単な構成のものとしても、安定した制御が行える。
【００１７】
この発明において、前記圧縮膨張タービンシステムが、流入空気に対して、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、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、を順次行う空気サイクル冷凍冷却システムに使用されたものであっても良い。
前記圧縮膨張タービンシステムを、このような空気サイクル冷凍冷却システムに適用した場合、圧縮膨張タービンシステムにおいて、各翼車の適切な隙間を保って主軸の安定した高速回転が得られ、かつ軸受長期耐久性の向上、寿命の向上が得られることから、圧縮膨張タービンシステムの全体として、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システム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】
【００１８】
この発明の圧縮膨張タービンシステムは、コンプレッサ側翼車およびタービン側翼車を支持する主軸を、タービンユニットハウジングに設置された転がり軸受と磁気軸受を併用して支持し、前記転がり軸受に対し、前記コンプレッサ側翼車およびタービン側翼車間で気圧差が生じる主軸周辺の気圧の高圧力側に隣接して、タービンユニットハウジングと主軸との間に非接触シールを設けた圧縮膨張タービンシステムであって、前記非接触シールの隙間と、この非接触シールが隣接する転がり軸受の内外輪間に生じた軸受空間の端部との径方向の位置関係を、互いに重なり範囲が生じない位置関係としたため、気圧差による流入空気で転がり軸受内のグリスが飛散することを防止でき、転がり軸受の長期耐久性を向上させることができる。
特に、前記転がり軸受がラジアル負荷を支持し、前記磁気軸受がアキシアル負荷と軸受予圧のどちらか一方または両方を支持し、前記磁気軸受の電磁石は前記主軸に設けられた強磁性体からなるフランジ状のスラスト板に非接触で対向するように、タービンユニットハウジングに取付けられたものとした場合は、アキシアル方向の精度の良い支持が行え、また転がり軸受のより一層の長期耐久性が確保でき、そのため翼車のディフューザ間の微小隙間を保って安定して高速回転を行うことができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１９】
この発明の第１の実施形態を図１ないし図３と共に説明する。図１は、この実施形態の圧縮膨張タービンシステムを構成する圧縮膨張タービンユニット５の断面図を示す。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を有し、コンプレッサ６のコンプレッサ翼車６ａおよび膨張タービン７のタービン翼車７ａが主軸１３の両端にそれぞれ取付けられている。また、タービン翼車７ａで発生した動力によりコンプレッサ翼車６ａが駆動されるものであり、別の駆動源は設けられていない。
【００２０】
圧縮膨張タービンユニット５のハウジング１２は、コンプレッサ側ケーシング６ｂと、スピンドルハウジング１４と、前記コンプレッサ側ケーシング６ｂとスピンドルハウジング１４との間に介在する転がり軸受支持部２０と、タービン側ケーシング７ｂとを結合して構成される。
図１において、コンプレッサ６は、コンプレッサ翼車６ａと、このコンプレッサ翼車６ａと微小の隙間ｄ１を介して対向する前記コンプレッサ側ケーシング６ｂとでなり、中心部の吸込口６ｃから軸方向に吸入した空気を、コンプレッサ翼車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、タービン翼車７ａと、このタービン翼車７ａと微小の隙間ｄ２を介して対向するタービン側ケーシング７ｂとでなり、外周部から矢印７ｃで示すように吸い込んだ空気を、タービン翼車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。
【００２１】
この圧縮膨張タービンユニット５では、主軸１３をラジアル方向に対し複数の転がり軸受１５，１６で支持し、主軸１３にかかるアキシアル荷重と軸受予圧のどちらか一方もしくは両方を磁気軸受である電磁石１７により支持するものとされる。この圧縮膨張タービンユニット５は、転がり軸受１６に作用するアキシアル方向の負荷を検出するセンサ１８と、このセンサ１８の出力に応じて前記電磁石１７による支持力を制御する磁気軸受用コントローラ１９とを有している。電磁石１７は、主軸１３の中央で主軸１３に垂直かつ同軸に一体構造として設けられた強磁性体からなるフランジ状のスラスト板１３ａの両面に非接触で対向するように、スピンドルハウジング１４に設置され、スラスト板１３ａが電磁石ターゲットとされる。主軸１３の材料には、磁気特性の良好な低炭素鋼が使用される。
【００２２】
主軸１３を支持する転がり軸受１５，１６は、アキシアル方向位置の規制機能を有するものであり、この実施形態では、アンギュラ玉軸受が用いられる。アンギュラ玉軸受の代わりに深溝玉軸受を用いても良い。深溝玉軸受の場合、両方向のスラスト支持機能を有し、内外輪のアキシアル方向位置を中立位置に戻す作用を持つ。これら２個の転がり軸受１５，１６は、それぞれユニットハウジング１２におけるコンプレッサ翼車６ａおよびタービン翼車７ａの近傍に配置されている。
【００２３】
主軸１３は、中央部の大径部１３ｃと、両端部の小径部１３ｄとを有する段付き軸とされている。両側の軸受１５，１６は、その内輪１５ａ，１６ａが小径部１３ｄに圧入状態に嵌合し、片方の幅面が大径部１３ｃと小径部１３ｄ間の段差面に係合する。また、主軸１３の両端部の小径部１３ｄに、前記コンプレッサ翼車６ａおよびタービン翼車７ａの中央部に設けられた貫通孔（図示せず）を圧入状態に嵌合させることで、コンプレッサ翼車６ａおよびタービン翼車７ａが主軸１３に取付けられる。
【００２４】
前記センサ１８は、タービン翼車７ａ側の転がり軸受１６の近傍における静止側、つまりスピンドルハウジング１４側に設けられている。このセンサ１８を近傍に設けた転がり軸受１６は、その外輪１６ｂが軸受ハウジング２３内に固定状態に嵌合している。軸受ハウジング２３は、リング状に形成されて一端に軸受１６の外輪１６ｂの幅面に係合する内鍔２３ａを有しており、スピンドルハウジング１４に設けられた内径面２４にアキシアル方向に移動自在に嵌合している。内鍔２３ａは、アキシアル方向の中央側端に設けられている。
【００２５】
センサ１８は主軸１３の回りの円周方向複数箇所（例えば２箇所）に分配配置され、軸受ハウジング２３の内鍔２３ａ側の幅面と、スピンドルハウジング１４に固定された部材である片方の電磁石１７との間に介在させてある。また、センサ１８は、センサ予圧ばね２５により予圧が印加されている。センサ予圧ばね２５は、タービン側ケーシング７ｂに設けられた収容凹部内に収容されて転がり軸受１６の外輪１６ｂをアキシアル方向に付勢するものとされ、外輪１６ｂおよび軸受ハウジング２３を介してセンサ１８を予圧する。センサ予圧ばね２５は、例えば主軸１３の回りの円周方向複数箇所に設けられたコイルばね等からなる。
【００２６】
センサ予圧ばね２５による予圧は、押し付け力によってスラスト力を検出するセンサ１８が、主軸１３のアキシアル方向のいずれの向きの移動に対しても検出できるようにするためであり、圧縮膨張タービンユニット５の通常の運転状態で主軸１３に作用する平均的なスラスト力以上の大きさとされる。
【００２７】
センサ１８の非配置側の転がり軸受１５は、転がり軸受支持部２０に対してアキシアル方向に移動自在に設置され、かつ軸受予圧ばね２６によって弾性支持されている。この例では転がり軸受１５の外輪１５ｂが、転がり軸受支持部２０の内径面にアキシアル方向移動自在に嵌合していて、軸受予圧ばね２６は、外輪１５ｂとコンプレッサ側ケーシング６ｂとの間に介在している。軸受予圧ばね２６は、内輪１５ａの幅面が係合した主軸１３の段面に対向して外輪１５ｂを付勢するものとされ、転がり軸受１５に予圧を与えている。軸受予圧ばね２６は、主軸１３回りの円周方向複数箇所に設けられたコイルばね等からなり、それぞれコンプレッサ側ケーシング６ｂに設けられた収容凹部内に収容されている。軸受予圧ばね２６は、センサ予圧ばね２５よりもばね定数が小さいものとされる。
【００２８】
コンプレッサ翼車６ａとその近傍の転がり軸受１５との間、およびタービン翼車７ａとその近傍の転がり軸受１６との間には、それぞれ内径面が主軸１３に近接する径に形成されて主軸１３の外周にシール隙間を形成するスリーブ２１Ａ，２１Ｂからなる非接触シールが配置されている。非接触シールは、隙間シールとも呼ばれる。
【００２９】
コンプレッサ翼車６ａ側の非接触シールであるスリーブ２１Ａは、その部分を拡大して示す図２（Ａ）のように、コンプレッサ側ケーシング６ｂにおける転がり軸受１５に隣接する部分６ｂａの内径面に、弾性支持部材２１Ｂにより弾性的に径方向に変位可能に支持される。スリーブ２１Ａの外径面の軸方向中間位置には溝５０が形成されると共に、この溝５０に対向する前記コンプレッサ側ケーシング６ｂの軸受隣接部分６ｂａの内径面にも溝５１が形成され、両溝５０，５１に渡って弾性支持部材２１Ｂが係合している。
【００３０】
コンプレッサ翼車６ａ側の非接触シールであるスリーブ２１Ａは、転がり軸受１５に対して高圧側に隣接することになる。このスリーブ２１Ａによる非接触シールの隙間Ａと、この非接触シールが隣接する転がり軸受１５の内外輪１５ａ，１５ｂ間に生じた軸受空間Ｓの端部との径方向の位置関係は、互いに重なり範囲が生じない位置関係としている。具体的には、非接触シールの隙間Ａを構成する互いに対向する小径側および大径側の周面Ａａ，Ａｂのうち、大径側の周面Ａｂとなるスリーブ２１Ａの内周面の内径Ｄ１が、転がり軸受１５の内輪１５ａにおける前記非接触シールと隣接する端面の外径Ｄ２よりも小さくされている。
【００３１】
なお、図２の構成とする代わりに、図４に示すように、コンプレッサ翼車６ａ側の非接触シールであるスリーブ２１Ａの内周に内輪間座４１を設け、非接触シールの隙間Ａを構成する互いに対向する小径側および大径側の周面Ａａ′，Ａｂ′のうち、小径側の周面Ａａ′の外径Ｄ３を、転がり軸受１５の外輪１５ｂにおける前記非接触シールと隣接する端面の内径Ｄ４よりも大きくしても良い。内輪間座４１は、主軸１３の外径面に嵌合させる。
【００３２】
図１において、タービン翼車７ａ側の非接触シールであるスリーブ２２Ａも、コンプレッサ翼車６ａ側の非接触シールであるスリーブ２１Ａと同様に、弾性支持部材２２Ｂによって支持される。すなわち、タービン側ケーシング７ｂにおける転がり軸受１６に隣接する部分の内径面に、弾性支持部材２２Ｂにより弾性的に径方向に変移可能に支持される。スリーブ２２Ａの外径面の軸方向中間位置には溝が形成されると共に、この溝に対向する前記タービン側ケーシング７ｂの軸受隣接部分の内径面にも溝が形成され、両溝に渡って前記弾性支持部材２２Ｂが係合している。
【００３３】
前記各スリーブ２１Ａ，２２Ａと主軸１３との間のシール隙間は１５μｍ以下であることが好ましく、１０μｍ以下であれば隙間での空気漏れはほとんど無くなる。各スリーブ２１Ａ，２２Ａはカーボンもしくは銅合金（純銅含む）からなり、主軸１３とスリーブ２１Ａ，２２Ａの多少の接触は許容される。
なお、ここでは、前記非接触シールとなるスリーブ２１Ａ，２２Ａの支持部を、コンプレッサ側ケーシング６ｂおよびタービン側ケーシング７ｂとしているが、ユニットハウジング１２の構造によっては、コンプレッサ翼車６ａ側のスリーブ２１Ａを転がり軸受支持部２０の内径面で、またタービン翼車７ａ側のスリーブ２２Ａをスピンドルハウジング１４の内径面でそれぞれ支持しても良い。また、このようなスリーブ２１，２２Ａからなる構成の非接触シールは、コンプレッサ翼車６ａ側のみに適用しても、タービン翼車７ａ側のみに適用しても良い。
【００３４】
コンプレッサ側ケーシング６ｂと前記コンプレッサ６側の転がり軸受支持部２０の両端面が結合する面には、コンプレッサ側ケーシング６ｂから転がり軸受支持部２０への熱流入を絞るための隙間２７が形成されている。この実施形態では、転がり軸受支持部２０の端面の外径側に突起２０ａを形成し、この突起２０ａのコンプレッサ側ケーシング６ｂへの面接触もしくは点接触により前記隙間２７を形成しているが、コンプレッサ側ケーシング６ｂの端面に突起を形成しても良い。前記突起２０ａは、円周方向の全周にわたってリング状に形成したものでも、円周方向に断続的に分散配置して形成したものでも良い。
【００３５】
また、転がり軸受支持部２０における前記隙間２７の近傍には、ユニットハウジング１２を冷却する冷却経路２８が形成されている。冷却経路２８はコンプレッサ側ケーシング６ｂに形成しても良い。この冷却経路２８に流す冷却用の媒体には、水、油ないし空気が使用される。このように、前記冷却経路２８に冷却用媒体を流す冷却システムを構成することで、転がり軸受支持部２０の温度、さらには転がり軸受１５の温度が、使用する転がり軸受１５の許容温度以下の適温に制御される。
【００３６】
上記圧縮膨張タービンユニット５における磁気軸受装置の力学モデルは簡単なバネ系で構成することができる。すなわち、このバネ系は、転がり軸受１５，１６とこれら軸受の支持系（センサ予圧ばね２５、軸受予圧ばね２６、軸受ハウジング２３など）とで構成される合成バネと、電磁石１７のバネとが並列となった構成である。このバネ系において、転がり軸受１５，１６とこれら軸受の支持系とで構成される合成バネは、変位した方向と逆の方向に変位量に比例して作用する剛性となるのに対し、電磁石１７のバネは、変位した方向に変位量に比例して作用する負の剛性となる。
このため、上記した合成バネの剛性と電磁石１７のバネの負の剛性との大小関係を、
合成バネの剛性値＜電磁石の負の剛性値……（１）
とした場合、機械システムの位相は１８０°遅れとなり不安定な系となることから、電磁石１７を制御する磁気軸受用コントローラ１９において、予め位相補償回路を付加する必要が生じ、コントローラ１９の構成が複雑なものになる。
【００３７】
そこで、この実施形態では、上記した合成バネの剛性と電磁石１７のバネの負の剛性との大小関係を、
合成バネの剛性値＞電磁石の負の剛性値……（２）
としている。これにより、制御帯域において、機械システムの位相が１８０°遅れとなることを防止できるので、コントローラ１９の制御対象を安定なものとでき、コントローラ１９の回路構成を図３のように比例もしくは比例積分で簡単に構成できる。
ブロック図で示す図３のコントローラ１９では、各センサ１８の検出出力Ｐ１，Ｐ２をセンサ出力演算回路３１で加減し、その演算結果を比較器３２で基準値設定手段３３の目標値と比較して偏差を演算し、さらに演算した偏差をＰＩ補償回路（もしくはＰ補償回路）３４により圧縮膨張タービンユニット５に応じて適宜設定される比例積分（もしくは比例）処理を行うことで、電磁石１７の制御信号を演算するようにしている。ＰＩ補償回路（もしくはＰ補償回路）３４の出力は、ダイオード３５，３６を介して各方向の電磁石１７1 ，１７2 を駆動するパワー回路３７，３８に入力される。電磁石１７1 ，１７2 は、図１に示したスラスト板１３ａに対向する一対の電磁石１７であり、吸引力しか作用しないため、予めダイオード３５，３６で電流の向きを決め、２個の電磁石１７1 ，１７2 を選択的に駆動するようにしている。
【００３８】
この構成の圧縮膨張タービンユニット５は、例えば空気サイクル冷凍冷却システムに適用されて、冷却媒体となる空気を後段の熱交換器（ここでは図示せず）により効率良く熱交換できるように、コンプレッサ６で圧縮して温度上昇させ、さらに後段の前記熱交換器で冷却された空気を、膨張タービン７により、目標温度、例えば−３０℃〜−６０℃程度の極低温まで断熱膨張により冷却して排出するように使用される。
このような使用例において、この圧縮膨張タービンユニット５は、コンプレッサ翼車６ａおよびタービン翼車７ａを共通の主軸１３に取付け、タービン翼車７ａで発生した動力によりコンプレッサ翼車６ａを駆動される。
【００３９】
この圧縮膨張タービンユニット５では、コンプレッサ翼車６ａおよびタービン翼車７ａを共通の主軸１３に取付けているため、主軸１３の両側の気圧差が大きく、高圧側となるコンプレッサ翼車６ａ側の転がり軸受１５に対して、スリーブ２１Ａによる非接触シールの隙間Ａから、転がり軸受１５内に空気が流入しようとする。この流入空気の流速が速いと、転がり軸受１５内のグリスが飛散する。
しかし、この実施形態では、非接触シールの隙間Ａを構成する互いに対向する小径側および大径側の周面Ａａ，Ａｂのうち、大径側の周面Ａｂとなるスリーブ２１Ａの内径Ｄ１が、転がり軸受１５の内輪１５ａにおける前記非接触シールと隣接する端面の外径Ｄ２よりも小さくしてある。そのため、非接触シールの隙間Ａと転がり軸受１５の軸受空間の端部が、径方向につき互いに重なり範囲が生じない位置関係となる。そのため、非接触シールの隙間Ａを通過した空気は、一旦、転がり軸受１５の内輪１５ａの幅面に当たった後、転がり軸受１５内に流入する。すなわち、非接触シールの隙間Ａから軸受空間への空気の流入経路が曲がり経路となる。そのため、軸受空間に流入する空気流れの速度が低下し、転がり軸受１５のグリスの飛散が緩和される。これにより、転がり軸受１５の長期耐久性が維持される。
【００４０】
なお、図４の例の構成の場合は、非接触シールの隙間Ａを通過した空気は、一旦、転がり軸受１５の外輪１５ｂの幅面に当たった後、転がり軸受１５内に流入することになり、前記と同様に流速が低下し、転がり軸受１５のグリスの飛散が緩和される。
【００４１】
また、この実施形態では、コンプレッサ翼車６ａおよびタービン翼車７ａ側の転がり軸受１５，１６に隣接して設ける非接触シールとなるスリーブ２１Ａ，２２Ａは弾性支持しているため、優れたシール性能が得られる。具体的には、スリーブ２１Ａ，２２Ａが弾性支持部材２１Ｂ，２２Ｂの弾性変形範囲内で径方向に移動可能となり、またスリーブ２１Ａ，２２Ａと主軸１３とで真円軸受が構成されるため、スリーブ２１Ａ，２２Ａが主軸１３の振れ回りに追従することが可能となる。このようにシール性能が向上することにより、コンプレッサ６側と膨張タービン７側との圧力差による転がり軸受１５，１６内や、転がり軸受１５，１６と軸受支持部（転がり軸受支持部２０やスピンドルハウジング１４）との接触面からの空気漏れを低減することができ、圧縮膨張タービンユニット５の効率低下を改善することができる。また、通過空気による転がり軸受１５，１６でのグリスの乾燥や飛散が生じ難くなくなるため、転がり軸受１５，１６の長期耐久性をより一層向上させることができる。
【００４２】
また、この実施形態では、コンプレッサ翼車６ａおよびタービン翼車７ａが、スラスト板１３ａと共通の主軸１３に嵌合し、タービン翼車７ａで発生した動力により、コンプレッサ翼車６ａを駆動させる圧縮膨張タービンシステムを構成する圧縮膨張タービンユニット５において、主軸１３の支持に上記構成の磁気軸受装置を適用したので、各翼車６ａ，７ａの適切な隙間ｄ１，ｄ２を保って主軸１３の安定した高速回転が得られ、かつ転がり軸受１５，１６の長期耐久性の向上、寿命の向上が得られる。
【００４３】
すなわち、圧縮膨張タービンユニット５の圧縮，膨張の効率を確保するためには、各翼車６ａ，７ａとケーシング６ｂ，７ｂとの隙間ｄ１，ｄ２を微小に保つ必要がある。例えば，この圧縮膨張タービンユニット５を空気サイクル冷凍冷却システムに適用する場合には、この効率確保が重要となる。これに対して、主軸１３を転がり軸受１５，１６により支持するため、転がり軸受の持つアキシアル方向位置の規制機能により、主軸１３のアキシアル方向位置がある程度規制され、各翼車６ａ，７ａとハウジング６ｂ，７ｂ間の微小隙間ｄ１，ｄ２を一定に保つことができる。
【００４４】
しかし、タービンユニット５の主軸１３には、各翼車６ａ，７ａに作用する空気の圧力等でスラスト力がかかる。また、空気冷却システムで使用するタービンユニット５では、１分間に例えば８万〜１０万回転程度の非常に高速の回転となる。そのため、主軸１３を回転支持する転がり軸受１５，１６に上記スラスト力が作用すると、転がり軸受１５，１６の長期耐久性が低下する。
この実施形態は、上記スラスト力を電磁石１７で支持するため、非接触でトルクの増大を抑えながら、主軸１３の支持用の転がり軸受１５，１６に作用するスラスト力を軽減することができる。この場合に転がり軸受１６に作用するスラスト力を検出するセンサ１８と、このセンサ１８の出力に応じて前記電磁石１７による支持力を制御する磁気軸受用コントローラ１９とを設けたため、転がり軸受１５，１６を、その軸受仕様に応じてスラスト力に対し最適な状態で使用することができる。
【００４５】
図６および図７は、この発明のさらに他の実施形態を示す。この実施形態の圧縮膨張タービンシステムは、図１に示す第１の実施形態において、主軸１３を転がり軸受１５，１６と磁気軸受である電磁石１７で支持すると共に、主軸１３を回転駆動するアキシアルギャップ型のモータ３９を設けたものである。モータ３９は、電磁石１７とは独立にモータ用コントローラ２９で制御される。
【００４６】
電磁石１７は、主軸１３の軸方向中間部において軸方向に並ぶように主軸１３に垂直かつ同軸に一体構造として設けられた強磁性体からなるフランジ状の２つのスラスト板１３ａ，１３ｂの各片面に非接触で対向するように、一対のものがスピンドルハウジング１４に設置されている。具体的には、磁気軸受ユニットを構成する一方の電磁石１７は、膨張タービン７寄りに位置するスラスト板１３ａの膨張タービン７側に向く片面を電磁石ターゲットとして、この片面に非接触で対向するようにスピンドルハウジング１４に設置される。また、磁気軸受ユニットを構成する他方の電磁石１７は、コンプレッサ６寄りに位置するスラスト板１３ｂのコンプレッサ６側に向く片面を電磁石ターゲットして、この片面に非接触で対向するようにスピンドルハウジング１４に設置される。
【００４７】
モータ３９は、前記電磁石１７と並んで主軸１３に設けられたモータロータ３９ａと、このモータロータ３９ａに対し軸方向に対向するモータステータ３９ｂとでなるモータユニットである。具体的には、モータユニットの一部品を構成するモータロータ３９ａは、主軸１３における前記各スラスト板１３ａ，１３ｂの電磁石１７が対向する側とは反対側の各片面に、円周方向に等ピッチで並ぶ永久磁石３９ａａを配置することで左右一対のものが構成される。永久磁石３９ａａは接着剤により各スラスト板１３ａ，１３ｂの各片面に接着固定される。このように軸方向に対向配置される永久磁石３９ａａの間では、その磁極が互いに異極となるように設定される。主軸１３には磁気特性の良好な低炭素鋼を使用しているので、主軸１３と一体構造となるように設けられる前記各スラスト板１３ａ，１３ｂを、永久磁石３９ａａのバックヨークおよび電磁石ターゲットに兼用できる。
モータユニットの他の部品であるモータステータ３９ｂは、前記左右一対のモータロータ３９ａに挟まれる軸方向中央の位置において、これら両モータロータ３９ａの各面に非接触で対向するようにコアの無い状態で配置したコイル３９ｂａを、モータハウジング４０を介してスピンドルハウジング１４に設置して構成される。このモータ３９は、前記モータロータ３９ａとモータステータ３９ｂ間に作用するローレンツ力により、主軸１３を回転させる。このように、このアキシアルギャップ型のモータ３９はコアレスモータとされていることから、モータロータ３９ａとモータステータ３９ｂ間の磁気カップリングによる負の剛性はゼロとなっている。なお、モータステータ３９ｂはコア付きとして、モータロータ３９ａとモータステータ３９ｂ間に作用する磁気力により、主軸１３を回転させても良い。
【００４８】
上記圧縮膨張タービンユニット５におけるモータ一体型の磁気軸受装置の力学モデルは、転がり軸受１５，１６とこれら軸受の支持系（センサ予圧ばね２５、軸受予圧ばね２６、軸受ハウジング２３など）とで形成される合成バネと、モータ部（モータ３９と電磁石１７）で形成される合成バネとが並列となったバネ系で構成することができる。このバネ系において、転がり軸受１５，１６とこれら軸受の支持系とで形成される合成バネは、変位した方向と逆の方向に変位量に比例して作用する剛性となるのに対し、モータ部で形成される合成バネは、変位した方向に変位量に比例して作用する負の剛性となる。
このため、上記した両合成バネの剛性の大小関係を、
軸受等による合成バネの剛性値＜モータ部による合成バネの負の剛性値…（３）
とした場合、機械システムの位相は１８０°遅れとなり不安定な系となることから、電磁石１７を制御する磁気軸受用コントローラ１９において、予め位相補償回路を負荷する必要が生じ、コントローラ１９の構成が複雑なものになる。
【００４９】
そこで、この実施形態におけるモータ一体型の磁気軸受装置では、上記した両合成バネの剛性の大小関係を、
軸受等による合成バネの剛性値＞モータ部による合成バネの負の剛性値…（４）
としている。とくに、このモータ一体型の磁気軸受装置では、上記したようにアキシアルギャップ型のモータ３９をコアレスモータとしているので、モータ３９に作用する負の剛性値をゼロとすることができ、モータ３９が高負荷動作し過大なアキシアル荷重が作用した状態においても上記（４）式の大小関係を保つことができる。
その結果、制御帯域において、機械システムの位相が１８０°遅れとなることを防止できるので、モータ３９が高負荷動作し過大なアキシアル荷重が作用した状態でも磁気軸受用コントローラ１９の制御対象を安定なものとでき、コントローラ１９の回路構成を第１の実施形態における図３のように比例もしくは比例積分を用いた簡単なものに構成できる。
【００５０】
図６にブロック図で示すモータ用コントローラ２９では、回転同期指令信号を基に、モータロータ３９ａの回転角をフィードバック信号として位相調整回路４１でモータ駆動電流の位相調整が行われ、その調整結果に応じたモータ駆動電流をモータ駆動回路４２からモータステータ３９ｂに供給することによって、定回転制御が行われる。前記回転同期指令信号は、モータロータ３９ａに設けられた回転角度検出センサ（図示せず）の出力に応じて演算される。この実施形態におけるその他の構成は、第１の実施形態の場合と同様である。なお、この実施形態において、非接触シールとなるスリーブ２１Ａ，２２Ａを支持する弾性支持部材２１Ｂ，２２Ｂとして、図４および図５に示す実施形態のようにＯリングを用いても良い。
【００５１】
図７は、例えば前記第１の実施形態における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が、図８の実施形態等におけるモータ一体型の圧縮膨張タービンユニット５を用いても良い。この空気サイクル冷凍冷却システムは、冷凍倉庫等の被冷却空間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、空気サイクル冷凍冷却用タービンユニット５のコンプレッサ６、第２の熱交換器８、中間熱交換器９、および前記タービンユニット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。
【００５２】
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。
【００５３】
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。
【００５４】
熱交換により冷却された４０℃，１．４気圧の空気が、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、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。
【００５５】
この空気サイクル冷凍冷却システムでは、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の安定した高速回転が得られ、かつ軸受１５，１６の長期耐久性の向上、寿命の向上が得られることで、軸受１５，１６の長期耐久性が向上することから、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タービンユニット５の主軸軸受１５，１６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】
【００５６】
【図１】この発明の第１の実施形態に係る圧縮膨張タービンシステムを示す断面図である。
【図２】図１におけるコンプレッサ翼車側の非接触シール周辺の拡大断面図である。
【図３】図１の圧縮膨張タービンシステムにおける磁気軸受用コントローラの一例を示すブロック図である。
【図４】図１のコンプレッサ翼車側の非接触シール周辺の変形例を示す拡大断面図である。
【図５】この発明の他の実施形態に係る圧縮膨張タービンシステムの断面図である。
【図６】同圧縮膨張タービンシステムにおけるモータ用コントローラの一例を示すブロック図である。
【図７】同圧縮膨張タービンシステムを適用した空気サイクル冷凍冷却システムの系統図である。
【図８】提案例の断面図である。
【符号の説明】
【００５７】
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…コンプレッサ翼車
６ｂ…コンプレッサ側ケーシング
７…膨張タービン
７ａ…タービン翼車
７ｂ…タービン側ケーシング
８…第２の熱交換器
１２…タービンユニットハウジング
１３…主軸
１３ａ，１３ｂ…スラスト板
１４…スピンドルハウジング
１５，１６…転がり軸受
１５ａ…内輪
１５ｂ…外輪
１７…電磁石
１８…センサ
１９…磁気軸受用コントローラ
２０…転がり軸受支持部
２１Ａ，２２Ａ…スリーブ（非接触シール）
２１Ｂ，２２Ｂ…弾性支持部材
３９…モータ
３９ａ…モータロータ
３９ｂ…モータステータ
Ａ…非接触シールの隙間
Ａａ…隙間の小径側の周面
Ａｂ…隙間の大径側の周面
Ｄ１…内径
Ｄ２…外径
Ｄ３…外径
Ｄ４…内径
Ｓ…軸受空間
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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