JP7187292B2 - 速度型圧縮機及び冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本開示は、速度型圧縮機及び冷凍サイクル装置に関する。

従来の冷凍サイクル装置として、２段の圧縮機を備え、１段目の圧縮機から吐出された冷媒蒸気が２段目の圧縮機に吸入される前に冷却されるように構成された冷凍サイクル装置が知られている。

図２１に示すように、特許文献１に記載された空気調和装置５００は、蒸発器５１０、遠心圧縮機５３１、蒸気冷却器５３３、ルーツ式圧縮機５３２及び凝縮器５２０を備えている。遠心圧縮機５３１が前段に設けられ、ルーツ式圧縮機５３２が後段に設けられている。蒸発器５１０は、飽和状態の冷媒蒸気を生成する。冷媒蒸気は、遠心圧縮機５３１に吸入され、圧縮される。遠心圧縮機５３１で圧縮された冷媒蒸気がルーツ式圧縮機５３２でさらに圧縮される。遠心圧縮機５３１とルーツ式圧縮機５３２との間に配置された蒸気冷却器５３３において、冷媒蒸気が冷却される。

蒸気冷却器５３３は、遠心圧縮機５３１とルーツ式圧縮機５３２との間に設けられている。蒸気冷却器５３３において、冷媒蒸気に対して水が直接噴霧される。あるいは、蒸気冷却器５３３において、空気などの冷却媒体と冷媒蒸気との間で間接的に熱交換が行われる。

特開２００８－１２２０１２号公報

特許文献１に記載された技術によれば、蒸気冷却器５３３において、ルーツ式圧縮機５３２に吸入されるべき冷媒の過熱度が低減されうる。しかし、遠心圧縮機５３１の圧縮過程で発生する過熱度、及び、ルーツ式圧縮機５３２の圧縮過程で発生する過熱度を圧縮過程において取り除くことができない。

本開示は、
回転軸及び少なくとも１つのインペラを含む回転体と、
前記回転体の周囲に位置し、気相冷媒が流れる冷媒流路と、
前記回転体の内部において前記回転体の軸方向に延びており、液相冷媒が流れる主流路と、
前記回転体の内部に位置し、前記主流路から分岐して前記主流路から前記冷媒流路まで延びており、前記主流路から前記冷媒流路に前記液相冷媒を導く噴射流路と、
を備えた、速度型圧縮機を提供する。

本開示によれば、圧縮過程で発生する過熱度を圧縮過程において取り除くことができる。これにより、冷凍サイクル装置の効率を向上させることができる。

図１は、本開示の実施形態１に係る冷凍サイクル装置の構成図である。 図２は、本開示の実施形態１に係る速度型圧縮機の断面図である。 図３は、III-III線に沿った回転体の断面図である。 図４Ａは、変形例に係る回転体の断面図である。 図４Ｂは、変形例に係る回転軸の部分側面図である。 図５は、変形例に係る圧縮機の断面図である。 図６は、別の変形例に係る圧縮機の断面図である。 図７は、噴射流路の近傍を拡大して示すインペラの平面投影図である。 図８は、噴射流路の近傍を拡大して示すインペラの平面投影図である（静止座標系）。 図９は、冷媒液滴の衝突を回避するために必要な流出角度を示すグラフである。 図１０は、さらに別の変形例に係る多段速度型圧縮機の断面図である。 図１１は、第１インペラ及び第２インペラの断面図である。 図１２は、噴射流路を含む位置におけるインペラの断面図である。 図１３は、さらに別の変形例に係る多段速度型圧縮機の断面図である。 図１４は、さらに別の変形例に係る速度型圧縮機の断面図である。 図１５は、さらに別の変形例に係る速度型圧縮機の断面図である。 図１６は、さらに別の変形例に係る速度型圧縮機の断面図である。 図１７は、本開示の実施形態２に係る冷凍サイクル装置の構成図である。 図１８は、本開示の実施形態３に係る冷凍サイクル装置の構成図である。 図１９は、本開示の実施形態４に係る冷凍サイクル装置の構成図である。 図２０は、本開示の圧縮方法を示すフローチャートである。 図２１は、従来の空気調和装置の構成図である。

（本開示の基礎となった知見）
特許文献１に記載された空気調和装置によれば、蒸気冷却器５３３において、ルーツ式圧縮機５３２に吸入される冷媒の過熱度が低減されうる。しかし、遠心圧縮機５３１の圧縮過程で発生する過熱度、及び、ルーツ式圧縮機５３２の圧縮過程で発生する過熱度を圧縮過程において取り除くことができない。冷媒の過熱度が増加すると冷媒のエンタルピーも上昇する。

圧縮機における理想的な圧縮過程は、完全に断熱された等エントロピー線に沿っている。冷媒のｐ－ｈ線図において、冷媒のエンタルピーが増えるにつれて、等エントロピー線の傾きが緩やかになり、より大きい圧縮動力が要求される。冷媒の過熱度が増加するにつれて、単位質量の冷媒の圧力を所定圧力まで上げるために、より大きい圧縮動力が必要とされる。言い換えれば、圧縮機の負荷が増加し、圧縮機の消費電力が増加する。

本開示は、圧縮過程で発生する過熱度を圧縮過程において取り除くための技術を提供する。併せて、本開示は、冷凍サイクル装置の効率を向上させる技術を提供する。

（本開示に係る一態様の概要）
本開示の第１態様に係る速度型圧縮機は、
回転軸及び少なくとも１つのインペラを含む回転体と、
前記回転体の周囲に位置し、気相冷媒が流れる冷媒流路と、
前記回転体の内部において前記回転体の軸方向に延びており、液相冷媒が流れる主流路と、
前記回転体の内部に位置し、前記主流路から分岐して前記主流路から前記冷媒流路まで延びており、前記主流路から前記冷媒流路に前記液相冷媒を導く噴射流路と、
を備えている。

第１態様によれば、液相冷媒は、遠心力によって加圧され、主流路及び噴射流路を通じて、圧縮機の内部の冷媒流路に向かって噴射される。冷媒流路において液相冷媒が気相冷媒に接触すると、液相冷媒と気相冷媒との間で熱交換が起こり、液相冷媒の顕熱又は蒸発潜熱によって過熱状態の気相冷媒が連続的に冷却される。これにより、圧縮過程での冷媒の過熱度の増加に起因する冷媒のエンタルピーの増加が連続的に抑制される。圧縮機が必要とする圧縮動力は、完全に断熱された等エントロピー圧縮に必要とされる圧縮動力未満まで低減されうる。冷媒の圧力を所定圧力まで上昇させるために圧縮機がなすべき仕事を大幅に低減できる。つまり、圧縮機の消費電力を大幅に節約できる。

本開示の第２態様において、例えば、第１態様に係る速度型圧縮機では、前記インペラは、ハブ及び前記ハブに固定されたブレードを有していてもよく、前記噴射流路は、前記冷媒流路に面している流出口を有していてもよく、前記流出口は、前記気相冷媒の流れ方向において、前記ブレードの上流端よりも上流側に位置していてもよい。このような構成によれば、圧縮過程の気相冷媒から効率的に熱を奪うことが可能である。

本開示の第３態様において、例えば、第１又は第２態様に係る速度型圧縮機では、前記インペラは、ハブ及び前記ハブに固定されたブレードを有していてもよく、前記噴射流路は、前記ハブの表面に位置している流出口を有するとともに、前記回転軸の半径方向に前記ハブを貫通していてもよい。このような構成によれば、気相冷媒がブレード間の翼間流路に侵入する前に気相冷媒と液相冷媒とを混合することができる。これにより、圧縮過程の気相冷媒から効率的に熱を奪うことが可能である。

本開示の第４態様において、例えば、第１から第３態様のいずれか１つに係る速度型圧縮機では、前記噴射流路は、前記回転軸の内部において前記主流路から前記回転軸の半径方向に延びている第１部分と、前記第１部分と前記冷媒流路との間に位置している第２部分と、を含んでいてもよい。このような構成によれば、噴射流路の長さを十分に確保することができる。噴射流路が長ければ長いほど液相冷媒に加わる遠心加速度が増し、液相冷媒を冷媒流路に噴射しやすい。

本開示の第５態様において、例えば、第４態様に係る速度型圧縮機では、前記第１部分と前記第２部分とを有する前記噴射流路の数は２以上であってもよい。このような構成によれば、回転軸の周方向において、気相冷媒を均一に冷却することができる。

本開示の第６態様において、例えば、第４又は第５態様に係る速度型圧縮機では、前記第１部分は、前記回転軸の周方向に沿って前記回転軸の側面に設けられた溝を含んでいてもよく、前記溝に前記第２部分が接続されていてもよい。このような構成によれば、回転軸の周方向において第１部分と第２部分との位置合わせが極めて容易又は不要なので、インペラを回転軸に取り付ける作業が容易である。

本開示の第７態様において、例えば、第１から第６態様のいずれか１つに係る速度型圧縮機では、前記主流路は、前記回転軸の端面に位置している流入口を有していてもよい。このような構成によれば、液相冷媒を主流路にスムーズに送り込むことが可能である。

本開示の第８態様において、例えば、第１から第７態様のいずれか１つに係る速度型圧縮機は、前記液相冷媒が貯留された供給タンクと、前記主流路への流入口に接するバッファ室と、前記バッファ室に接続された冷媒供給路を介して、前記供給タンクから前記バッファ室へと前記液相冷媒を圧送する加圧ポンプと、をさらに備えていてもよい。このような構成によれば、液相冷媒は、加圧ポンプで加圧され、液相冷媒の圧力が上昇して沸点が上がることから主流路の内部で蒸発しにくく、蒸気による流路閉塞を抑制することが可能となる。

本開示の第９態様において、例えば、第８態様に係る速度型圧縮機は、外部熱源と熱交換する熱交換器をさらに備えていてもよく、前記冷媒供給路は、前記バッファ室と前記加圧ポンプとに接続された流路であってもよく、前記熱交換器は、前記バッファ室と前記加圧ポンプとの間において前記冷媒供給路に設けられていてもよい。このような構成によれば、液相冷媒が熱交換器２３により冷却されるため、主流路２１には過冷却状態となった液相冷媒が供給されて液相冷媒は主流路２１の内部で蒸発しにくい。

本開示の第１０態様において、例えば、第１から第９態様のいずれか１つに係る速度型圧縮機では、前記インペラは、ハブ及び前記ハブに固定された複数のブレードを有していてもよく、前記噴射流路は、前記冷媒流路に面している流出口を有していてもよく、前記回転体の回転方向とは逆の回転方向において、前記流出口から最も近い位置にある前記ブレードを第１ブレードと定義し、前記回転軸に垂直な平面に前記第１ブレードの翼根線を投影することによって得られた投影図において、前記翼根線の最外周部を第１後縁部と定義し、前記回転体の中心軸から前記流出口を通って半径方向に延びる線をｒ軸と定義し、前記回転体の回転方向を正方向と定義したとき、前記第１後縁部と前記中心軸とを結ぶ線と前記ｒ軸とのなす角度を前記回転体の回転方向に沿って前記ｒ軸から測ったときの角度が－４０度以上であってもよく、前記回転体の前記中心軸から前記流出口までの距離に対する前記回転体の前記中心軸から前記第１後縁部までの距離の比率が３以上であってもよく、前記流出口から噴射される前記液相冷媒の流出方向を前記回転軸に垂直な前記平面に投影することによって得られた投影図において、前記液相冷媒の流出方向と前記ｒ軸とのなす角度を前記回転体の回転方向に沿って前記ｒ軸から測ったときの角度が－２５度以上であってもよい。このような構成によれば、コリオリ力による冷媒液滴の周方向の角度移動量が、ブレードの後縁部と回転軸とを結ぶ線とｒ軸とのなす角度以下となり、大粒の冷媒液滴がブレードの後縁部に衝突することを回避できる。そのため、インペラのエロージョンを防止することができる。

本開示の第１１態様において、例えば、第１から第１０態様のいずれか１つに係る速度型圧縮機では、前記少なくとも１つのインペラが第１インペラ及び第２インペラを含んでいてもよく、前記第１インペラ及び前記第２インペラのそれぞれに前記噴射流路が設けられていてもよく、前記第１インペラに設けられた前記噴射流路の流出口の開口面積をＳ_１と定義し、前記第２インペラに設けられた前記噴射流路の流出口の開口面積をＳ_２と定義し、前記回転体の中心軸から前記第１インペラに設けられた前記噴射流路の前記流出口までの距離をＲ_１と定義し、前記回転体の中心軸から前記第２インペラに設けられた前記噴射流路の前記流出口までの距離をＲ_２と定義したとき、（Ｒ_２／Ｒ_１≦Ｓ_１／Ｓ_２）の関係が満たされてもよい。このような構成によれば、第２インペラの噴射流路からの噴射量が第１インペラの噴射流路から噴射量以下になる。その結果、気相冷媒に追従しない大粒子径の液相冷媒がインペラの壁面に衝突して滞留することを防止することができる。

本開示の第１２態様において、例えば、第１から第１１態様のいずれか１つに係る速度型圧縮機では、前記少なくとも１つのインペラが第１インペラ及び第２インペラを含んでいてもよく、前記速度型圧縮機は、前記第１インペラに面する第１ディフューザをさらに備えていてもよく、前記第１インペラには、前記第１インペラの内部に位置し、前記主流路から分岐して前記主流路から前記冷媒流路まで延びている下流側噴射流路が設けられていてもよく、前記下流側噴射流路は、前記気相冷媒の流れ方向において前記噴射流路よりも下流に位置していてもよく、前記下流側噴射流路の中心軸は、前記第１ディフューザの入口に交差していてもよい。このような構成によれば、第１インペラの周りの冷媒流路及び第２インペラの周りの冷媒流路のそれぞれに存在する冷媒液滴の量が減少する。その結果、第１インペラ及び第２インペラへの冷媒液滴の衝突確率が低下し、第１インペラ及び第２インペラのエロージョンリスクが低減する。

本開示の第１３態様において、例えば、第１２態様に係る速度型圧縮機は、前記第２インペラに面する第２ディフューザをさらに備えていてもよく、前記第２インペラには、前記第２インペラの内部に位置し、前記主流路から分岐して前記主流路から前記冷媒流路まで延びている第２噴射流路が設けられていてもよく、前記第２噴射流路の中心軸は、前記第２ディフューザの入口に交差していてもよい。このような構成によれば、第２ディフューザおいて圧力回復を行うときの気相冷媒からも熱を奪うことができる。

本開示の第１４態様に係る冷凍サイクル装置は、
蒸発器と、
第１から第１３態様のいずれか１つの速度型圧縮機と、
凝縮器と、
を備えている。

第１４態様によれば、速度型圧縮機の消費電力を大幅に節約することによって、冷凍サイクル装置の効率が向上する。

本開示の第１５態様において、例えば、第１４態様に係る冷凍サイクル装置では、前記蒸発器は、内部に液相冷媒を貯留してもよく、前記凝縮器は、内部に液相冷媒を貯留してもよく、前記冷凍サイクル装置は、前記蒸発器に貯留された前記液相冷媒、又は前記凝縮器に貯留された前記液相冷媒を前記速度型圧縮機に導く冷媒供給路をさらに備えていてもよい。このような構成によれば、速度型圧縮機の主流路に液相冷媒を確実に供給できる。

本開示の第１６態様に係る圧縮方法は、
速度型圧縮機を用いた圧縮方法であって、
前記速度型圧縮機は、回転軸及びインペラを含む回転体と、前記回転体の周囲に位置し、気相冷媒の吸入口から前記気相冷媒の吐出口へ前記気相冷媒を流す冷媒流路と、
を備え、
前記圧縮方法は、
前記気相冷媒を前記速度型圧縮機に吸入させることと、
前記吸入された気相冷媒を前記速度型圧縮機において加速して圧縮することと、
前記回転体の表面に配置された流出口に連通する流路であって、前記回転体の内部に位置する流路を通って、前記冷媒流路に存在する前記気相冷媒に向けて前記流出口から液相冷媒を噴射することと、
を含む。

第１６態様によれば、第１態様と同じ効果が得られる。

本開示の第１７態様において、例えば、第１６態様に係る圧縮方法では、前記回転体の内部に位置する流路は、前記回転体の内部において前記回転体の軸方向に延びていてもよく、前記液相冷媒が流れる主流路と、前記回転体の内部に位置し、前記主流路から分岐して前記主流路から前記冷媒流路まで延びており、前記主流路から前記冷媒流路に前記液相冷媒を導く噴射流路とを含んでいてもよく、前記主流路を流れる前記液相冷媒は、前記気相冷媒が吸引されて流れる方向とは逆方向に流れてもよい。

本開示の第１８態様において、例えば、第１６又は第１７態様に係る圧縮方法では、前記回転体の回転により生ずる遠心力によって、前記流出口から前記液相冷媒が噴射されてもよく、前記噴出された液相冷媒が、前記速度型圧縮機の翼間流路に吸引されてもよい。回転体の遠心力によって液相冷媒を効率的に噴射することができる。

本開示の第１９態様において、例えば、第１６から第１８態様のいずれか１つに係る圧縮方法では、前記インペラは、ハブ及び前記ハブに固定されたブレードを有していてもよく、前記流出口は、前記気相冷媒の流れ方向において、前記ブレードの上流端よりも上流側に位置していてもよい。このような構成によれば、圧縮過程の気相冷媒から効率的に熱を奪うことが可能である。

以下、本開示の実施形態について、図面を参照しながら説明する。本開示は、以下の実施形態に限定されない。

（実施形態１）
図１は、本開示の実施形態１に係る冷凍サイクル装置の構成を示している。冷凍サイクル装置１００は、蒸発器２、圧縮機３、凝縮器４及び冷媒供給路１１を備えている。圧縮機３は、吸入配管６によって蒸発器２に接続され、吐出配管８によって凝縮器４に接続されている。詳細には、蒸発器２の出口と圧縮機３の吸入口とに吸入配管６が接続されている。圧縮機３の吐出口と凝縮器４の入口とに吐出配管８が接続されている。凝縮器４は、戻し経路９によって蒸発器２に接続されている。蒸発器２、圧縮機３及び凝縮器４がこの順番で環状に接続されて冷媒回路１０が形成されている。

蒸発器２において冷媒が蒸発し、気相冷媒（冷媒蒸気）が生成される。蒸発器２で生成された気相冷媒は、吸入配管６を通じて、圧縮機３に吸入されて圧縮される。圧縮された気相冷媒は、吐出配管８を通じて、凝縮器４に供給される。凝縮器４において気相冷媒が冷却されて液相冷媒（冷媒液）が生成される。液相冷媒は、戻し経路９を通じて、凝縮器４から蒸発器２に送られる。

冷凍サイクル装置１００の冷媒として、フロン系冷媒、低ＧＷＰ（Global Warming Potential）冷媒及び自然冷媒を用いることができる。フロン系冷媒としては、ＨＣＦＣ（hydrochlorofluorocarbon）、ＨＦＣ（hydrofluorocarbon）などが挙げられる。低ＧＷＰ冷媒としては、ＨＦＯ－１２３４ｙｆなどが挙げられる。自然冷媒としては、ＣＯ₂、水などが挙げられる。

冷凍サイクル装置１００には、例えば、常温（日本工業規格：２０℃±１５℃／JIS Z8703）での飽和蒸気圧が負圧（絶対圧で大気圧よりも低い圧力）の物質を主成分として含む冷媒が充填されている。このような冷媒としては、水を主成分として含む冷媒が挙げられる。「主成分」とは、質量比で最も多く含まれた成分を意味する。

冷媒として水を用いた場合、冷凍サイクルにおける圧力比が拡大し、冷媒の過熱度が過大になりがちである。本実施形態では、圧縮機３の内部の冷媒流路に向かって液相冷媒が噴射され、圧縮過程での冷媒の過熱度の増加に起因する冷媒のエンタルピーの増加が連続的に抑制される。これにより、冷媒の圧力を所定圧力まで上昇させるために圧縮機３がなすべき仕事を大幅に低減できる。つまり、圧縮機３の消費電力を大幅に節約できる。

冷凍サイクル装置１００は、さらに、吸熱回路１２及び放熱回路１４を備えている。

吸熱回路１２は、蒸発器２で冷却された液相冷媒を使用するための回路であり、ポンプ、室内熱交換器などの必要な機器を有している。吸熱回路１２の一部は蒸発器２の内部に位置している。蒸発器２の内部において、吸熱回路１２の一部は、液相冷媒の液面よりも上に位置していてもよいし、液相冷媒の液面よりも下に位置していてもよい。吸熱回路１２には、水、ブラインなどの熱媒体が充填されている。

蒸発器２に貯留された液相冷媒は、吸熱回路１２を構成する部材（配管）に接触する。これにより、液相冷媒と吸熱回路１２の内部の熱媒体との間で熱交換が行われ、液相冷媒が蒸発する。吸熱回路１２の内部の熱媒体は、液相冷媒の蒸発潜熱によって冷却される。例えば、冷凍サイクル装置１００が室内の冷房を行う空気調和装置である場合、吸熱回路１２の熱媒体によって室内の空気が冷却される。室内熱交換器は、例えば、フィンチューブ熱交換器である。

放熱回路１４は、凝縮器４の内部の冷媒から熱を奪うために使用される回路であり、ポンプ、冷却塔などの必要な機器を有している。放熱回路１４の一部は凝縮器４の内部に位置している。詳細には、凝縮器４の内部において、放熱回路１４の一部は、液相冷媒の液面よりも上に位置している。放熱回路１４には、水、ブラインなどの熱媒体が充填されている。冷凍サイクル装置１００が室内の冷房を行う空気調和装置である場合、凝縮器４は室外に配置され、放熱回路１４の熱媒体によって凝縮器４の冷媒が冷却される。

圧縮機３から吐出された高温の気相冷媒は、凝縮器４の内部において、放熱回路１４を構成する部材（配管）に接触する。これにより、気相冷媒と放熱回路１４の内部の熱媒体との間で熱交換が行われ、気相冷媒が凝縮する。放熱回路１４の内部の熱媒体は、気相冷媒の凝縮潜熱によって加熱される。気相冷媒によって加熱された熱媒体は、例えば、放熱回路１４の冷却塔（図示せず）において外気又は冷却水によって冷却される。

蒸発器２は、例えば、断熱性及び耐圧性を有する容器によって構成されている。蒸発器２は、液相冷媒を貯留するとともに、液相冷媒を内部で蒸発させる。蒸発器２の内部の液相冷媒は、蒸発器２の外部からもたらされた熱を吸収し、蒸発する。すなわち、吸熱回路１２から熱を吸収することによって加熱された液相冷媒が蒸発器２の中で蒸発する。本実施形態において、蒸発器２に貯留された液相冷媒は、吸熱回路１２を循環する熱媒体と間接的に接触する。つまり、蒸発器２に貯留された液相冷媒の一部は、吸熱回路１２の熱媒体によって加熱され、飽和状態の液相冷媒を加熱するために使用される。蒸発器２に貯留された液相冷媒の温度、及び、蒸発器２で生成された気相冷媒の温度は、例えば５℃である。

本実施形態において、蒸発器２は、間接接触型の熱交換器（例えば、シェルチューブ熱交換器）である。ただし、蒸発器２は、噴霧式又は充填材式の熱交換器のような直接接触型の熱交換器であってもよい。つまり、吸熱回路１２に液相冷媒を循環させることによって、液相冷媒を加熱してもよい。さらに、吸熱回路１２が省略されていてもよい。

圧縮機３は、蒸発器２で生成された気相冷媒を吸入して圧縮する。圧縮機３は、速度型圧縮機（dynamic compressor）である。速度型圧縮機は、気相冷媒に運動量を与え、その後、減速させることによって気相冷媒の圧力を上昇させる圧縮機である。速度型圧縮機として、遠心圧縮機、斜流圧縮機、軸流圧縮機などが挙げられる。速度型圧縮機は、ターボ圧縮機とも呼ばれる。圧縮機３は、回転数を変化させるための可変速機構を備えていてもよい。可変速機構の例は、圧縮機３のモータを駆動するインバータである。圧縮機３の吐出口における冷媒の温度は、例えば１００～１５０℃の範囲にある。

凝縮器４は、例えば、断熱性及び耐圧性を有する容器によって構成されている。凝縮器４は、圧縮機３で圧縮された気相冷媒を凝縮させるとともに、気相冷媒を凝縮させることによって生じた液相冷媒を貯留する。本実施形態では、外部環境に熱を放出することによって冷却された熱媒体に気相冷媒が間接的に接触して凝縮する。つまり、気相冷媒は、放熱回路１４の熱媒体によって冷却され、凝縮する。凝縮器４に導入される気相冷媒の温度は、例えば、１００～１５０℃の範囲にある。凝縮器４に貯留された液相冷媒の温度は、例えば３５℃である。

本実施形態において、凝縮器４は、間接接触型の熱交換器（例えば、シェルチューブ熱交換器）である。ただし、凝縮器４は、噴霧式又は充填材式の熱交換器のような直接接触型の熱交換器であってもよい。つまり、放熱回路１４に液相冷媒を循環させることによって、液相冷媒を冷却してもよい。さらに、放熱回路１４が省略されていてもよい。

吸入配管６は、蒸発器２から圧縮機３に気相冷媒を導くための流路である。吸入配管６を介して、蒸発器２の出口が圧縮機３の吸入口に接続されている。

吐出配管８は、圧縮機３から凝縮器４に圧縮された気相冷媒を導くための流路である。吐出配管８を介して、圧縮機３の吐出口が凝縮器４の入口に接続されている。

戻し経路９は、凝縮器４から蒸発器２に液相冷媒を導くための流路である。戻し経路９によって、蒸発器２と凝縮器４とが接続されている。戻し経路９にポンプ、流量調整弁などが配置されていてもよい。戻し経路９は、少なくとも１つの配管によって構成されうる。

冷媒供給路１１は、蒸発器２と圧縮機３とを接続している。冷媒供給路１１を通じて、蒸発器２に貯留された液相冷媒が圧縮機３に供給される。液相冷媒は、圧縮機３の内部において、冷媒流路に向かって噴射される。冷媒供給路１１は、少なくとも１つの配管によって構成されうる。冷媒供給路１１の入口は、蒸発器２において、蒸発器２に貯留された液相冷媒の液面よりも下に位置している。冷媒供給路１１には、ポンプ、弁などが配置されていてもよい。

冷凍サイクル装置１００は、液相冷媒を貯留する予備タンクを備えていてもよい。予備タンクは、例えば、蒸発器２に接続されている。予備タンクには、蒸発器２から液相冷媒が移される。冷媒供給路１１は、予備タンクから圧縮機３に液相冷媒が供給されるように、予備タンクと圧縮機３とを接続する。予備タンクは、吸入配管６に接続されていてもよい。この場合、予備タンクは、冷凍サイクル内から供給された液相冷媒を貯留してもよいし、吸入配管６の内周面等を介して外部熱源によって冷却されて生成した液相冷媒を貯留してもよい。

次に、圧縮機３の構造について詳細に説明する。

図２に示すように、圧縮機３は、遠心圧縮機である。圧縮機３は、回転体２７、ハウジング３５及びシュラウド３７を備えている。回転体２７は、ハウジング３５及びシュラウド３７によって囲まれた空間に配置されている。ハウジング３５の内部には、回転体２７を回転させるためのモータ（図示省略）が配置されていてもよい。

回転体２７は、回転軸２５及びインペラ２６を含む。インペラ２６は、回転軸２５に取り付けられており、回転軸２５とともに高速で回転する。インペラ２６は、回転軸２５と一体に形成されていてもよい。回転軸２５及びインペラ２６の回転数は、例えば、５０００～１０００００ｒｐｍの範囲にある。回転軸２５は、Ｓ４５ＣＨなどの強度の高い鉄系材料で作製されている。インペラ２６は、例えば、アルミニウム、ジュラルミン、鉄、セラミックなどの材料で作製されている。

インペラ２６は、ハブ３０及び複数のブレード３１を有する。ハブ３０は、回転軸２５に嵌め合わされた部分である。回転軸２５の中心軸Ｏを含む断面において、ハブ３０は、末広がりの輪郭を有している。複数のブレード３１は、回転軸２５の周方向に沿ってハブ３０の表面３０ｐに配置されている。

インペラ２６の周囲の空間には、冷媒流路４０、ディフューザ４１及び渦巻室４２が含まれる。冷媒流路４０は、回転体２７の周囲に位置し、圧縮されるべき気相冷媒が流れる流路である。冷媒流路４０は、吸入流路３６及び複数の翼間流路３８を含む。吸入流路３６は、気相冷媒の流れ方向において、ブレード３１の上流端３１ｔよりも上流側に位置している。翼間流路３８は、回転軸２５の周方向において互いに隣り合うブレード３１の間に位置している。インペラ２６が回転すると、複数の翼間流路３８のそれぞれを流れる気相冷媒に回転方向の速度が与えられる。

ディフューザ４１は、インペラ２６によって回転方向に加速された気相冷媒を渦巻室４２に導くための流路である。ディフューザ４１の流路断面積は、冷媒流路４０から渦巻室４２に向かって拡大している。この構造は、インペラ２６によって加速された気相冷媒の流速を減速させ、気相冷媒の圧力を上昇させる。ディフューザ４１は、例えば、半径方向に延びる流路によって構成されたベーンレスディフューザである。冷媒の圧力を効果的に上昇させるために、ディフューザ４１は、複数のベーン及びそれらによって仕切られた複数の流路を有するベーンドディフューザであってもよい。

渦巻室４２は、ディフューザ４１を通過した気相冷媒が集められる渦巻状の空間である。圧縮された気相冷媒は、渦巻室４２を経由して、圧縮機３の外部（吐出配管８）へと導かれる。渦巻室４２の断面積が円周方向に沿って拡大しており、これにより、渦巻室４２における気相冷媒の流速及び角運動量が一定に保たれる。

シュラウド３７は、インペラ２６を覆って、冷媒流路４０、ディフューザ４１及び渦巻室４２を規定している。シュラウド３７は、鉄系材料又はアルミニウム系材料によって作製されている。鉄系材料として、ＦＣ２５０、ＦＣＤ４００、ＳＳ４００などが挙げられる。アルミニウム系材料として、ＡＣＤ１２などが挙げられる。

ハウジング３５は、圧縮機３の各種部品を収容するケーシングの役割を担っている。ハウジング３５とシュラウド３７とが組み合わされることによって、渦巻室４２が形成されている。ハウジング３５は、上記した鉄系材料又はアルミニウム系材料によって作製されうる。ディフューザがベーンドディフューザであるとき、複数のベーンも上記した鉄系材料又はアルミニウム系材料によって作製されうる。

ハウジング３５の内部には、軸受１８及びシール２９が配置されている。軸受１８は、回転軸２５を回転可能に支持している。軸受１８は、滑り軸受であってもよく、転がり軸受であってもよい。軸受１８が滑り軸受であるとき、潤滑剤として、冷凍サイクル装置１００の冷媒を使用することができる。軸受１８は、直接又は軸受箱（図示省略）を介してハウジング３５に接続されている。シール２９は、軸受１８の潤滑剤がインペラ２６に向かって流れることを阻止する。シール２９は、例えば、ラビリンスシールである。

回転体２７の内部には、主流路２１及び噴射流路２４が設けられている。主流路２１は、回転体２７の内部において、回転体２７の軸方向に延びている。詳細には、主流路２１は、回転軸２５の内部に設けられており、回転軸２５の軸方向に延びている。噴射流路２４は、回転体２７の内部において主流路２１から分岐して主流路２１から冷媒流路４０まで延びている。主流路２１は、冷媒供給路１１を通じて、蒸発器２に接続されている。主流路２１には、回転体２７の外部に位置している冷媒供給路１１から導入された液相冷媒が流れる。噴射流路２４は、主流路２１から冷媒流路４０に液相冷媒を導く流路である。

冷媒供給路１１を通じて、蒸発器２から主流路２１に液相冷媒が供給される。液相冷媒は、遠心力によって加圧され、主流路２１及び噴射流路２４を通じて、圧縮機３の内部の冷媒流路４０に向かって噴射される。冷媒流路４０において液相冷媒が気相冷媒に接触すると、液相冷媒と気相冷媒との間で熱交換が起こり、液相冷媒の顕熱又は蒸発潜熱によって過熱状態の気相冷媒が連続的に冷却される。これにより、圧縮過程での冷媒の過熱度の増加に起因する冷媒のエンタルピーの増加が連続的に抑制される。圧縮機３が必要とする圧縮動力は、完全に断熱された等エントロピー圧縮に必要とされる圧縮動力未満まで低減されうる。冷媒の圧力を所定圧力まで上昇させるために圧縮機３がなすべき仕事を大幅に低減できる。つまり、圧縮機３の消費電力を大幅に節約できる。その結果、冷凍サイクル装置１００の効率が向上する。

主流路２１は、回転軸２５の端面２５ｃに位置している流入口２１ａを有する。端面２５ｃは、インペラ２６が位置している側とは反対側に位置している端面である。流入口２１ａから主流路２１に液相冷媒が導入される。このような構成によれば、液相冷媒を主流路２１にスムーズに送り込むことが可能である。主流路２１は、回転軸２５の中心軸Ｏを含んでいる。回転軸２５の横断面において、主流路２１は、例えば、円形の断面形状を有する。回転軸２５の横断面において、主流路２１の中心が中心軸Ｏに一致している。ただし、主流路２１の中心が回転軸２５の中心軸Ｏからオフセットしていてもよい。回転軸２５の軸方向において、主流路２１は、インペラ２６の上面２６ｔ付近まで延びている。

冷媒供給路１１は、ハウジング３５の接続口２８に接続されうる。ハウジング３５の内部には接続口２８に連通しているバッファ室３５ｈが設けられており、冷媒供給路１１からバッファ室３５ｈに液相冷媒が供給される。回転軸２５の端面２５ｃがバッファ室３５ｈに面している。つまり、主流路２１がバッファ室３５ｈに向かって開口している。このような構成によれば、バッファ室３５ｈを介して、液相冷媒を冷媒供給路１１から主流路２１にスムーズに送り込むことが可能である。

主流路２１の流入口２１ａの位置は、回転軸２５の端面２５ｃに限定されない。後述するように、回転軸２５の側面に流入口２１ａが設けられていてもよい。その場合、バッファ室３５ｈは、ハウジング３５の内部において、回転軸２５の側面を取り囲んでいてもよい。詳細な構造は、図６を用いて後述する。

噴射流路２４は、主流路２１から分岐し、回転軸２５の半径方向に延びている。噴射流路２４の中の液相冷媒には遠心力が働く。液相冷媒は、遠心力によって冷媒流路４０に噴射され、圧縮機３に吸入された気相冷媒に混合される。本実施形態では、噴射流路２４は、回転軸２５の軸方向に垂直な方向に延びている。噴射流路２４は、冷媒流路４０に面している流出口２４ｂを有する。流出口２４ｂは、気相冷媒の流れ方向において、ブレード３１の上流端３１ｔよりも上流側に位置している。このような構成によれば、圧縮過程の気相冷媒から効率的に熱を奪うことが可能である。噴射流路２４は、霧状の液相冷媒が冷媒流路４０に供給されるように、オリフィスの形状を有していてもよい。

本実施形態において、流出口２４ｂは、インペラ２６のハブ３０の表面３０ｐに位置している。噴射流路２４は、回転軸２５の半径方向にハブ３０を貫通している。このような構成によれば、気相冷媒がブレード３１間の翼間流路３８に侵入する前に気相冷媒と液相冷媒とを混合することができる。これにより、圧縮過程の気相冷媒から効率的に熱を奪うことが可能である。

流出口２４ｂの位置は、図２に示す位置に限定されない。流出口２４ｂは、気相冷媒の流れ方向において、ブレード３１の上流端３１ｔよりも下流側に位置していてもよい。さらに、流出口２４ｂは、気相冷媒の流れ方向において、インペラ２６の上面２６ｔよりも上流側に位置していてもよい。この場合、流出口２４ｂは、回転軸２５の側面に位置しうる。これらの構成によっても、圧縮過程の気相冷媒から熱を奪うことが可能である。

本実施形態において、噴射流路２４は、第１部分２４１及び第２部分２４２を含む。第１部分２４１は、回転軸２５の内部において主流路２１から回転軸２５の半径方向に延びている部分である。第２部分２４２は、第１部分２４１と冷媒流路４０との間に位置している部分である。第１部分２４１は、回転軸２５の内部に位置している。第２部分２４２は、インペラ２６の内部に位置している。このような構成によれば、噴射流路２４の長さを十分に確保することができる。噴射流路２４が長ければ長いほど液相冷媒に加わる遠心加速度が増し、液相冷媒を冷媒流路４０に噴射しやすい。回転軸２５の先端部がインペラ２６の上面２６ｔから軸方向に突出している場合、回転軸２５の先端部にインペラ２６とは異なる部品が取り付けられていてもよく、その部品の内部に第２部分２４２が位置していてもよい。

流出口２４ｂがインペラ２６の上面２６ｔよりも上流側に位置している場合、第２部分２４２は省略され、噴射流路２４は、第１部分２４１のみで構成されうる。

噴射流路２４の流路断面積は、主流路２１の流路断面積よりも小さい。このような構成によれば、冷媒流路４０に霧状の液相冷媒を供給しやすい。

図３に示すように、本実施形態では、複数（２以上）の噴射流路２４が設けられている。複数の噴射流路２４は、主流路２１から放射状に延びている。噴射流路２４のそれぞれから冷媒流路４０に液相冷媒が噴射される。このような構成によれば、回転軸２５の周方向において、気相冷媒を均一に冷却することができる。ただし、圧縮機３が少なくとも１つの噴射流路２４を有している場合、本開示の効果が得られる。噴射流路２４は、本実施形態のようにインペラ２６の半径方向に平行に延びていてもよく、半径方向に対して傾斜した方向に延びていてもよい。

詳細には、回転軸２５の周方向において、噴射流路２４の流出口２４ｂは、等角度間隔で並んでいる。噴射流路２４の流出口２４ｂは、周方向において隣り合うブレード３１とブレード３１との間に位置している。各流出口２４ｂから均一な流量にて液相冷媒が各翼間流路３８に噴射される。このような構成によれば、回転軸２５の周方向において、気相冷媒をより均一に冷却することができる。流出口２４ｂの数は、翼間流路３８の数と異なっていてもよく、翼間流路３８の数に等しくてもよい。噴射流路２４の流出口２４ｂが翼間流路３８に一対一で対応していてもよい。

複数のブレード３１が複数のフルブレードと複数のスプリッタブレードとを含む場合、回転軸２５の周方向において、周方向において隣り合うフルブレードとフルブレードとの間に流出口２４ｂが位置していてもよい。あるいは、周方向において隣り合うフルブレードとスプリッタブレードとの間に流出口２４ｂが位置していてもよい。スプリッタブレードは、フルブレードよりも短いブレードである。複数のフルブレード及び複数のスプリッタブレードは、回転軸２５の周方向に沿ってハブ３０の表面３０ｐに交互に配置されうる。

本実施形態において、回転軸２５は、焼き嵌め、冷やし嵌めなどの方法によって、インペラ２６に隙間なく嵌め合わされている。これにより、噴射流路２４の第１部分２４１と第２部分２４２との接続部分から液相冷媒が漏れることを防止できる。漏れ防止のために、シールリングなどのシール構造が設けられていてもよい。

本開示の圧縮機３の構造は、多段の圧縮機のそれぞれに適用可能である。各段の圧縮機において、所望の効果が得られる。例えば、圧縮機３が複数のインペラを含む多段圧縮機である場合、複数のインペラのそれぞれに噴射流路２４が設けられ、各段の冷媒流路に液相冷媒が噴射されうる。

次に、冷凍サイクル装置１００の動作及び作用を説明する。

冷凍サイクル装置１００が一定期間（例えば夜間）放置された場合、冷凍サイクル装置１００の内部（冷媒回路１０）の温度は、周囲温度に概ね均衡する。冷凍サイクル装置１００の内部の圧力は、特定の圧力に均衡する。圧縮機３を起動すると、蒸発器２の内部の圧力が徐々に低下し、液相冷媒が内気と熱交換する吸熱回路１２の熱媒体から吸熱することによって蒸発し、気相冷媒が生成される。気相冷媒は、圧縮機３に吸入されて圧縮され、圧縮機３から吐出される。高圧の気相冷媒は、凝縮器４に導入され、放熱回路１４を介して気相冷媒が外気等に放熱することによって凝縮し、液相冷媒が生成される。液相冷媒は、戻し経路９を通じて、凝縮器４から蒸発器２へと送られる。

圧縮機３の内部において、主流路２１及び噴射流路２４を通じて、冷媒流路４０に液相冷媒が噴射される。圧縮機３によって昇圧されて温度が上昇した気相冷媒と霧状の液相冷媒との間で熱交換が起こり、過熱状態の気相冷媒が霧状の液相冷媒の蒸発によって連続的に冷却される。これにより、圧縮過程での冷媒の過熱度の増加に起因する冷媒のエンタルピーの増加が連続的に抑制される。圧縮機３が必要とする圧縮動力は、完全に断熱された等エントロピー圧縮に必要とされる圧縮動力未満まで低減されうる。冷媒の圧力を所定圧力まで上昇させるために圧縮機３がなすべき仕事を大幅に低減できる。つまり、圧縮機３の消費電力を大幅に節約できる。その結果、冷凍サイクル装置１００の効率が向上する。

本実施形態によれば、冷媒供給路１１を通じて、蒸発器２に貯留された液相冷媒が圧縮機３の主流路２１に供給される。冷媒流路４０には、圧縮機３に吸入される気相冷媒の温度（飽和温度）と概ね同じ温度の霧状の液相冷媒が噴射される。この場合、液相冷媒がフラッシュ蒸発して圧縮機３の内部で蒸気量が急増することを防止できる。その結果、蒸気量の増加に伴う圧縮動力の増加が抑制される。蒸気量の増加に伴う圧縮動力の増加が抑制されるので、過負荷運転時のように圧縮機入力が過大となる運転条件下でも、冷凍能力を大幅に下げることなく、上記したメカニズムによって、圧縮動力を低減する効果が得られる。また、蒸気量の増加によって圧縮機３がチョーキングを起こすことも防止できる。

図２０は、圧縮機３を用いて気相冷媒を圧縮する方法を示すフローチャートである。ステップＳ１において、気相冷媒を圧縮機３に吸入させる。気相冷媒は、インペラ２６によって吸引され、冷媒流路４０の吸入流路３６を中心軸Ｏに平行な方向に流れる。したがって、主流路２１における液相冷媒の流れ方向は、気相冷媒が圧縮機３に吸入されて流れる方向とは逆方向である。ステップＳ２において、吸入された気相冷媒を圧縮機３において加速する。具体的には、インペラ２６によって気相冷媒を加速する。ステップＳ４において、冷媒流路４０に存在する気相冷媒に向けて噴射流路２４の流出口２４ｂから液相冷媒を噴射する。噴射された液相冷媒は、圧縮機３の翼間流路３８に吸引される。これにより、気相冷媒の過熱度が下がる。加速された気相冷媒は、冷媒流路４０からディフューザ４１に向かって流れる。ステップＳ４において、気相冷媒の静圧がディフューザ４１において回復する。

なお、圧縮機３は、速度型圧縮機であるため、フローチャートに記載された各工程が完全に分かれているわけではない。各工程は、連続的に行われる。

（変形例）
図４Ａは、変形例に係る回転体の断面図である。図４Ｂは、変形例に係る回転軸の部分側面図である。図４Ａは、図３の断面図に対応している。本変形例の回転体４７は、回転軸４５及びインペラ２６を備えている。インペラ２６は、回転軸４５に取り付けられており、回転軸４５とともに回転する。回転軸４５の側面上において噴射流路２４の第１部分２４１が第２部分２４２に接続している。第１部分２４１と第２部分２４２との接続位置において、回転軸４５の周方向に沿って第１部分２４１が存在している角度範囲が回転軸４５の周方向に沿って第２部分２４２が存在している角度範囲を上回っている。このような構成によれば、第１部分２４１と第２部分２４２との接続が容易に実現されうる。回転軸４５の周方向における第１部分２４１と第２部分２４２との位置合わせが容易であり、インペラ２６を回転軸４５に取り付けやすい。

詳細には、噴射流路２４の第１部分２４１は、半径方向部分２４１ａ及び溝２４１ｂを含む。半径方向部分２４１ａは、回転軸４５の内部に位置している部分である。溝２４１ｂは、回転軸４５の周方向に沿って回転軸４５の側面に設けられた部分である。溝２４１ｂに第２部分２４２が接続されている。このような構成によれば、噴射流路２４の第２部分２４２のそれぞれに均一な流量で液相冷媒を供給することができる。溝２４１ｂが分配器の役割を果たすので、第１部分２４１（半径方向部分２４１ａ）の数と第２部分２４２との数が異なっていてもよい。本変形例では、第１部分２４１の数が第２部分２４２の数よりも少ない。さらに、回転軸４５の周方向において第１部分２４１と第２部分２４２との位置合わせが極めて容易又は不要なので、インペラ２６を回転軸４５に取り付ける作業が容易である。なお、溝２４１ｂが完全な環状であることは必須ではなく、溝２４１ｂは円弧状であってもよい。

噴射流路２４から噴射されるべき液体は、冷媒以外の液体である可能性もある。そのような液体は、気相冷媒の温度において蒸発し、気相冷媒を冷却できる他の液体でありうる。

図５に示すように、別の変形例に係る圧縮機５０において、噴射流路２４は、回転軸２５の半径方向及び軸方向の両方向に対して傾斜した方向に向かって延びている。噴射流路２４の流出口２４ｂは、インペラ２６のブレード３１とブレード３１との間に位置している。このような構成によれば、噴射された液相冷媒がブレード３１間の気相冷媒の流れに沿って流れやすい。その結果、気相冷媒と液相冷媒との間で効率的な熱交換が起こることを期待できる。

図６に示すように、別の変形例に係る圧縮機６０において、主流路２１は、回転軸２５の側面に位置している流入口２１ａを有する。ハウジング３５の接続口２８は、回転軸２５の側面に向かい合う位置に設けられている。このように、主流路２１の流入口２１ａは、回転軸２５の側面に位置していてもよい。

（有利な構成）
本開示の速度型圧縮機は、次のような構成を有していてもよい。

速度型圧縮機において必要な圧力比を得るためは、回転数を高くしてインペラの周速を上げる必要がある。噴射流路の流出口から出た液相冷媒は一定の粒子径を持たず、ある粒子径分布をもってばらつく。小径の粒子は気相冷媒の流れに追従して冷媒流路から流出するか、流出前に蒸発する。

しかし、インペラと共に回転する座標系において周方向にコリオリ力が働き、大粒の冷媒液滴ではコリオリ力が気相冷媒から受ける抗力を凌駕する。そのため、冷媒液滴は、気相冷媒の流れに追従せず、流出口に隣接するブレードの後縁部に衝突し、インペラにエロージョンが発生することがある。

以下に説明する構成によれば、流出口から噴出した大粒径の冷媒液滴の衝突によるインペラのエロージョンを防止できる。

図７は、インペラ２６を中心軸Ｏに垂直な平面に投影することによって得られた平面投影図である。曲線Ａ₁Ｂ₁と曲線Ａ₂Ｂ₂は、投影図上における、第１ブレード３１１の翼根線と第２ブレード３１２の翼根線とを表している。流出口２４ｂは、第１ブレード３１１と第２ブレード３１２の間においてハブ３０の表面上に位置し、かつ、回転中心である中心軸Ｏから半径Ｒ₁の位置に設けられている。第１ブレード３１１は、回転体２７の回転方向とは逆の回転方向において、流出口２４ｂから最も近い位置にあるブレードである。第２ブレード３１２は、回転体２７の回転方向において、流出口２４ｂから最も近い位置にあるブレードである。

「翼根線」は、ハブ３０と各ブレードとの境界線を意味する。詳細には、ブレードが厚さを有するので、ハブ３０とブレードとは、長細い境界面で分けられる。翼根線は、境界面がブレードの厚さ方向に２等分されるように、この境界面の長さ方向に沿って引いた線を意味する。

図７の投影図において、流出口２４ｂは、曲面で表される。半径Ｒ₁は、中心軸Ｏと当該曲面を２等分する点との距離で表される。

中心軸Ｏを中心として、流出口２４ｂを通る軸をｒ軸と定義し、回転体２７の回転方向の角度をθ（度）と定義し、インペラ２６に固定された回転する極座標系を定義する。本明細書では、回転体２７の回転方向（反時計回り方向）が正方向であり、逆の回転方向（時計回り方向）が負方向である。液相冷媒の流出方向とｒ軸とのなす角度は、角度φで表される。図７の例では、φ≠０である。液相冷媒の流出方向とは、噴射流路２４からの液相冷媒の噴射の中心方向を意味する。第１ブレード３１１の後縁部Ｂ₁は、中心軸Ｏから半径Ｒ₂の位置にある。中心軸Ｏと後縁部Ｂ₁とを結ぶ線ＯＢ₁とｒ軸とのなす角度を回転体２７の回転方向に沿ってｒ軸から測ったときの角度は、角度θ_B1で表される。図７では、角度θ_B1は負の値である。第２ブレード３１２の後縁部Ｂ₂は、中心軸Ｏから半径Ｒ₂の位置にある。中心軸Ｏと後縁部Ｂ₂とを結ぶ線ＯＢ₂とｒ軸とのなす角度を回転体２７の回転方向に沿ってｒ軸から測ったときの角度は、角度θ_B2で表される。図７では、角度θ_B2は正の値である。

時刻ゼロに流出口２４ｂから速度Ｕで流出した冷媒液滴は、回転する第１ブレード３１１の前を飛行し、時刻ｔ_Pに半径Ｒ₂の位置に達し、インペラ２６から吐出される。この時の位置Ｐの方向ＯＰとｒ軸とのなす角度を回転方向に沿ってｒ軸から測ったときの角度を角度θ_Pとする。方向ＯＰは、中心軸Ｏと位置Ｐとを結ぶ線ＯＰを意味する。

回転極座標系で観察すると、第１ブレード３１１は静止しているが、遠心力とコリオリ力が液滴に作用するため、液滴は、ｒ軸の方向に加速しながら右側へ曲がる飛行経路をたどる。θ_B1＜θ_P＜θ_B2の場合、冷媒液滴が後縁部に衝突せずにインペラ２６から吐出される。

図８は、図７を静止座標系で表している。静止座標系で観察すると、ｒ軸からαの角度の方向に速度Ｕ’で等速直線運動する冷媒液滴を、第１ブレード３１１が回転しながら追跡する。第１ブレード３１１の後縁部Ｂ₁はθ’_B1＝θ_B1＋ωｔ_Pまで移動する。一方、第２ブレード３１２の後縁部Ｂ₂はθ’_B2＝θ_B2＋ωｔ_Pまで移動する。速度Ｕ’で表される直線の延長線と半径Ｒ₂のインペラ２６の外縁との交点Ｐ’に冷媒液滴が時刻ｔ_Pに到着する。ｒ軸から測った直線ＯＰ’の角度をθ’_Pとすると、θ’_B1＜θ’_P＜θ’_B2の場合、冷媒液滴が後縁部に衝突せずにインペラ２６から吐出される。

回転体２７が回転することによる遠心効果により速度Ｕが与えられる。流出口２４ｂに断面積の小さいノズルを付けることで速度Ｕは更に加速される。速度Ｕが低いほど半径Ｒ₂の後縁部に到達する時刻ｔ_Pが増加し、その時刻までに後縁部が移動する角度θ’_Bが増すため、最小の速度Ｕについて考慮しておけば十分である、噴射流路２４を通る際に遠心効果により増加する全圧は、０．５ρω²（Ｒ² ₁－Ｒ² ₀）で与えられる。主流路２１の半径Ｒ₀は半径Ｒ₁と比べて十分小さいため無視することができ、噴射流路２４を通る際に遠心効果により増加する全圧は、０．５ρω²Ｒ² ₁で与えられる。ノズルを付けない場合が最も速度Ｕが遅く、その場合は全圧の増加分がちょうど動圧になるので、Ｕ=Ｒ₁ωが成り立つ。

流出口２４ｂから流出し、半径ｒを飛行中の液滴冷媒には、ｒ方向に遠心力ｒω²が働くため、運動方程式より、次の式（１）が成り立つ。

式（１）の解のうち、ｔ＝０でｒ=Ｒ₁、ｕ_r＝Ｕｃｏｓφ＝Ｒ₁ωｃｏｓφ≒Ｒ₁ωを満たすものは、次式（２）で表される。

ｒ=Ｒ₂となる時刻ｔ_Pは、式（３）で表される。

ただし、上記で用いたｃｏｓφ≒１という近似はφ＝０度付近で成り立つ。また、この近似によりｔ_Pはやや増加するため、実際よりも冷媒液滴が後縁部に衝突しやすい条件となるが、ここまで考慮しておけば安全側である。

回転座標系において角度φで速度Ｕの速度ベクトルは、静止座標系では図８の右上に示す図のように角度α、速度Ｕ’の速度ベクトルとなる。速度Ｕ’は、次式（４）で与えられる。

ここでもＵ=Ｒ₁ωとすると、次式（５）が成り立つ。

また、角度αは次式（６）により求まる。

直線ＯＰと流出口２４ｂとにより作られる三角形について、正弦定理より、次式（７）が成り立つ。

よって、図８から分かるように、式（８）が成り立つ。

θ’_B1＜θ’_P＜θ’_B2が成り立つこと、すなわち、噴射流路２４の流出方向を表す角度φが、次式（９）の関係式を満たすことで、第１ブレード３１１及び第２ブレード３１２が冷媒液滴に衝突しない。

流出口２４ｂはインペラ２６における冷媒流路の入口付近のハブ３０の表面に存在するため、比率（Ｒ₂／Ｒ₁）は３～６の値となる。また、第２ブレード３１２の後縁部Ｂ₂の位置を表す角度θ_B2は、通常、＋２０度以下である。この範囲では、上記右辺のθ’_B2の条件は、物理的な上限値であるφ＞９０°でも満足されるため、液滴が第２ブレード３１２に衝突することはない。

角度φの下限値は、上記左辺の第１ブレード３１１に関する衝突条件により決まる。角度φの範囲の下限値は、比率（Ｒ₂／Ｒ₁）に依存する。３≦（Ｒ₂／Ｒ₁）≦６で考える場合、Ｒ₂／Ｒ₁＝３のときに角度φの範囲の下限値が最小となる。

図９は、第１ブレード３１１の後縁部Ｂ₁の位置を表す角度θ_B1に対して、上記左辺の衝突条件を満たす流出角度φを示している。角度θ_B1は、インペラ２６の一般的な設計として－４０度以上であり、このときφ≧－２５°が第１ブレード３１１の後縁部Ｂ₁に衝突しないための必要条件となる。角度φの上限値は、穴加工が可能な範囲で定められ、例えば６０度である。

以上のように、噴射流路２４の流出方向φ≧－２５°とすることにより、冷媒液滴と後縁部の衝突を回避することができる。その結果、液体の衝突によるインペラ２６のエロージョンを防止することができる。

（別の変形例）
次に、多段速度型圧縮機に本開示の技術を適用した場合について説明する。図２を参照して説明した圧縮機３と変形例に係る多段速度型圧縮機とで共通する要素には同じ参照符号を付し、それらの説明を省略することがある。各圧縮機に関する説明は、技術的に矛盾しない限り、相互に適用されうる。技術的に矛盾しない限り、各圧縮機の構成は、相互に組み合わされてもよい。

多段圧縮機は、高効率な運転を実現できる最適な比速度ＮＳの範囲内で設計される。気相冷媒は段を経るごとに圧縮されて体積が徐々に減るため、一般的に、後段の圧力比は、前段の圧力比以下に設定されうる。言い換えれば、過熱度を完全断熱された等エントロピー圧縮以下に低減するために、後段で取り除くべき過熱度は前段で取り除くべき過熱度以下でありうる。従って、後段の液相冷媒の噴射量は、前段の液相冷媒の噴射量以下に設定されうる。

しかし、多段圧縮機において、後段の噴射流路の半径位置距離が前段の噴射流路の半径位置距離より大きい場合は、一定の回転角速度における後段の噴射量が過大になる。気相冷媒の過熱度で蒸発しきれない液相冷媒のうち、気相冷媒に追従しない大粒子径の液相冷媒がインペラの壁面に衝突して滞留する可能性がある。滞留した液相冷媒がインペラの壁面の熱により蒸発する際の蒸発潜熱は、システムの冷凍能力に寄与せず、圧縮機の理論動力が増えてＣＯＰが低下する。

本発明者らは、上記課題について、鋭意検討し、多段圧縮機において、液相冷媒の過多噴射による、気相冷媒に追従しない大粒子径の液相冷媒がインペラの壁面に衝突して滞留することを防止するための技術を見出した。

以下、詳細について説明する。

図１０は、別の変形例に係る多段速度型圧縮機７０の断面を示している。本変形例では、圧縮機７０は、２段の圧縮機である。ただし、圧縮機７０は、３段以上であってもよい。

図１０に示すように、圧縮機７０は、多段遠心圧縮機である。圧縮機７０は、回転体７７、ハウジング３５及びシュラウド３７を備えている。回転体７７は、ハウジング３５及びシュラウド３７によって囲まれた空間に配置されている。ハウジング３５の内部には、回転体７７を回転させるためのモータ及び軸受（図示省略）が配置されていてもよい。

回転体７７は、回転軸２５、第１インペラ２６及び第２インペラ７１を含む。第１インペラ２６及び第２インペラ７１は、回転軸２５に取り付けられており、回転軸２５とともに高速で回転する。第１インペラ２６及び第２インペラ７１は、回転軸２５と一体に形成されていてもよい。回転軸２５及び第１インペラ２６及び第２インペラ７１の回転数は、例えば、５０００～１０００００ｒｐｍの範囲にある。回転軸２５は、Ｓ４５ＣＨなどの強度の高い鉄系材料で作製されている。第１インペラ２６及び第２インペラ７１、例えば、アルミニウム、ジュラルミン、鉄、セラミックなどの材料で作製されている。

第１インペラ２６の向きは、第２インペラ７１の向きに一致している。言い換えれば、回転軸２５に平行な方向に関して、第１インペラ２６の上面及び第２インペラ７１の上面の両方が同じ側に位置している。ただし、回転軸２５の一端部に第１インペラ２６が取り付けられ、回転軸２５の他端部に第２インペラ７１が取り付けられていてもよい。この場合、回転軸２５に平行な方向に関して、第１インペラ２６の上面は、第２インペラ７１の上面と反対側に位置する。第１インペラ２６の裏面と第２インペラ７１の裏面とが向かい合う。

第１インペラ２６及び第２インペラ７１の周囲の空間には、冷媒流路４０、冷媒流路８０、第１ディフューザ４１、第２ディフューザ５１、渦巻室４２及びリターンチャンネル７９が含まれる。冷媒流路４０と冷媒流路８０は、回転体２７の周囲に位置し、圧縮されるべき気相冷媒が流れる流路である。冷媒流路４０は、吸入流路３６及び複数の翼間流路３８を含む。冷媒流路８０は、吸入流路７６及び複数の翼間流路７８を含む。第１インペラ２６及び第２インペラ７１が回転すると、複数の翼間流路３８と翼間流路７８のそれぞれを流れる気相冷媒に回転方向の速度が与えられる。

第１ディフューザ４１は、第１インペラ２６を囲むように設けられている。第２ディフューザ５１は、第２インペラ７１を囲むように設けられている。第１ディフューザ４１は、第１インペラ２６によって回転方向に加速された気相冷媒をリターンチャンネル７９に導くための流路である。第２ディフューザ５１は、第２インペラ７１によって回転方向に加速された気相冷媒を渦巻室４２に導くための流路である。第１ディフューザ４１の流路断面積は、冷媒流路４０からリターンチャンネル７９に向かって拡大している。第２ディフューザ５１の流路断面積は、冷媒流路８０から渦巻室４２に向かって拡大している。この構造は、第１インペラ２６及び第２インペラ７１によって加速された気相冷媒の流速を減速させ、気相冷媒の圧力を上昇させる。第１ディフューザ４１及び第２ディフューザ５１は、例えば、半径方向に延びる流路によって構成されたベーンレスディフューザである。冷媒の圧力を効果的に上昇させるために、第１ディフューザ４１及び第２ディフューザ５１は、複数のベーン及びそれらによって仕切られた複数の流路を有するベーンドディフューザであってもよい。

リターンチャンネル７９は、第１インペラ２６を通過することによって圧縮された気相冷媒を第２インペラ７１に導く流路である。リターンチャンネル７９は、第１ディフューザ４１から吸入流路７６に向かって内向きに延びている。

渦巻室４２は、第２ディフューザ５１を通過した気相冷媒が集められる渦巻状の空間である。圧縮された気相冷媒は、渦巻室４２を経由して、圧縮機７０の外部（吐出配管８）へと導かれる。渦巻室４２の断面積が円周方向に沿って拡大しており、これにより、渦巻室４２における気相冷媒の流速及び角運動量が一定に保たれる。

シュラウド３７は、第１インペラ２６及び第２インペラ７１を覆って、冷媒流路４０、第１ディフューザ４１、第２ディフューザ５１、渦巻室４２及びリターンチャンネル７９を規定している。シュラウド３７は、鉄系材料又はアルミニウム系材料によって作製されている。鉄系材料として、ＦＣ２５０、ＦＣＤ４００、ＳＳ４００などが挙げられる。アルミニウム系材料として、ＡＣＤ１２などが挙げられる。

ハウジング３５は、圧縮機７０の各種部品を収容するケーシングの役割を担っている。ハウジング３５とシュラウド３７とが組み合わされることによって、渦巻室４２が形成されている。ハウジング３５は、上記した鉄系材料又はアルミニウム系材料によって作製されうる。ディフューザがベーンドディフューザであるとき、複数のベーンも上記した鉄系材料又はアルミニウム系材料によって作製されうる。

回転体７７の内部には、主流路２１、第１噴射流路２４及び第２噴射流路７４が設けられている。主流路２１は、回転体２７の内部において、回転体２７の軸方向に延びている。詳細には、主流路２１は、回転軸２５の内部に設けられており、回転軸２５の軸方向に延びている。第１噴射流路２４は、第１インペラ２６の内部において主流路２１から分岐して主流路２１から冷媒流路４０まで延びている。第２噴射流路７４は、第２インペラ７１内部において主流路２１から分岐して主流路２１から冷媒流路８０まで延びている。主流路２１は、冷媒供給路１１を通じて、蒸発器２に接続されている。主流路２１には、回転体２７の外部に位置している冷媒供給路１１から導入された液相冷媒が流れる。第１噴射流路２４は、主流路２１から冷媒流路４０に液相冷媒を導く流路である。第２噴射流路７４は、主流路２１から冷媒流路８０に液相冷媒を導く流路である。

冷媒供給路１１を通じて、蒸発器２から主流路２１に液相冷媒が供給される。液相冷媒は、遠心力によって加圧され、主流路２１、第１噴射流路２４及び第２噴射流路７４を通じて、圧縮機７０の内部の冷媒流路４０及び冷媒流路８０に向かって噴射される。冷媒流路４０及び冷媒流路８０において液相冷媒が気相冷媒に接触すると、液相冷媒と気相冷媒との間で熱交換が起こり、液相冷媒の顕熱又は蒸発潜熱によって過熱状態の気相冷媒が連続的に冷却される。

図１１は、流出口２４ｂを含む位置における第１インペラ２６の断面、及び、流出口７４ｂを含む位置における第２インペラ７１の断面を示している。第１噴射流路２４の流出口２４ｂの開口面積をＳ₁、第２噴射流路７４の流出口７４ｂの開口面積をＳ₂、回転体７７の中心軸Ｏから流出口２４ｂまでの半径距離をＲ₁、回転体７７の中心軸Ｏから流出口７４ｂまでの半径距離をＲ₂と定義する。このとき、圧縮機７０は、（Ｒ_２／Ｒ_１≦Ｓ_１／Ｓ_２）の関係を満たす。

開口面積Ｓ₁は、第１噴射流路２４の流路断面積でありうる。開口面積Ｓ₂は、第２噴射流路７４の流路断面積でありうる。半径距離Ｒ₁は、中心軸Ｏから流出口２４ｂの中心又は重心までの距離を意味する。半径距離Ｒ₂は、中心軸Ｏから流出口７４ｂの中心又は重心までの距離を意味する。

図１１に示すようにＲ₁≦Ｒ₂の場合、例えば、第１インペラ２６のハブ３０の半径、すなわち、流出口２４ｂの半径距離Ｒ₁を小さくし、気相冷媒の入口面積を増やすことで、入口マッハ数を低減して高効率運転を行うことができる。

図１２に示すように、主流路２１の内部の液相冷媒には遠心力が作用し、遠心力と釣り合うように半径方向に圧力勾配ｄｐ／ｄｒができるので、半径方向の力の釣り合いは、次式（１０）で表される。

式（１０）を半径ゼロからｒまで積分すれば、圧力はＰ₁＝（ρω²ｒ²）／２で表される。液相冷媒の供給静圧Ｐｓ＝０とする。また、重力による圧力ヘッドは遠心力による圧力ヘッドに較べて無視できるほど小さいため、省略する。

流出速度をｖ、流出口の断面積をＡとする。噴射流路の内部に存在する液相冷媒に関して、噴射方向の厚さｄｒの微小柱状部分を考えれば、ａ＝ｄｖ／ｄｔ及びｄｔ＝ｄｒ／ｖから噴射方向の加速度はａ＝ｖｄｖ／ｄｒで表される。

噴射方向に作用する力は、遠心力（ρＡω²ｒｄｒ）及び微小柱状部分の前後の圧力差による力－Ａ（ｄｐ／ｄｒ）ｄｒであるから、噴射方向の運動方程式は、次式（１１）で表される。

式（１１）を積分すれば、次式（１２）が得られる。

噴射流路の入口を添字「１」で表し、噴射流路の出口を添字「２」で表すと、次式（１３）が得られる。

ここで、ｖ₁＝０、Ｐ₁＝（ρω²ｒ²）／２とすれば、流出速度ｖ₂は、次式（１４）で表される。

流量Ｑは、開口面積Ｓ（Ｓ＝噴射流路の数Ｎ×流出口の断面積Ａ）と流出速度ｖ₂との積で表される。損失を無視して理論流速で液相冷媒が流出すると仮定すると、流量Ｑは、次式（１５）で表される。

実際には各種の損失が存在するから、流量係数Ｃを考えて、式（１５）を式（１６）のように定義できる。

ここで、Ｐ₂は冷媒流路を流れる気相冷媒の蒸気圧力である。Ｐ₂は遠心力による圧力に較べて無視できるほど小さく、省略できるので、Ｑ＝ＣＳωＲが成立する。

すなわち、噴射流量Ｑは、流出口の開口面積Ｓと、回転角速度ωと、中心軸から流出口までの半径距離Ｒとの積に比例する。

多段圧縮機７０において、気相冷媒は、段を経るごとに圧縮されて体積が徐々に減るため、後段の圧力比は、前段の圧力比以下に設定されうる。言い換えれば、過熱度を完全断熱された等エントロピー圧縮以下に低減するために、後段で取り除くべき過熱度は、前段で取り除くべき過熱度以下でありうる。従って、後段の液相冷媒の噴射量は、前段の液相冷媒の噴射量以下に設定されうる。

つまり、（前段の液相冷媒の噴射量Ｑ１）≧（後段の液相冷媒の噴射量Ｑ２）が成立しうる。

以上のように、Ｓ₁×Ｒ₁≧Ｓ₂×Ｒ₂、すなわち、Ｒ₂／Ｒ₁≦Ｓ₁／Ｓ₂の関係が満たされると、回転角速度ωは一定であるため、第２インペラ７１の噴射流路７４からの噴射量が第１インペラ２６の噴射流路２４から噴射量以下になる。

これにより、取り除くべき過熱度と見合った量で噴射される液相冷媒が冷媒流路において確実に蒸発することとなる。

よって、多段圧縮機７０において、液相冷媒の過多噴射による、気相冷媒に追従しない大粒子径の液相冷媒がインペラの壁面に衝突して滞留することを防止することができる。

（別の変形例）
多段圧縮機においても、冷媒液滴によるインペラのエロージョンの課題がある。

多段圧縮機の各段で発生する過熱度を取り除くのに必要な量の液相冷媒を１段目のインペラの周囲の冷媒流路に噴射した場合、１段目のインペラの周囲に存在する液滴の量が過剰になる。その結果、インペラへの冷媒液滴の衝突確率が上昇し、インペラのエロージョンのリスクが高まる。

図１０を参照して説明した圧縮機７０において、第１インペラ２６及び第２インペラ７１のそれぞれに噴射流路２４及び噴射流路７４が設けられている。この構成は、インペラのエロージョンを防止するのに有効であるものの、改善の余地が残されている。

本発明者らが更なる検討を行った結果、多段圧縮機において、より適切な量の液相冷媒を噴射できる構成を見出した。以下、その構成について説明する。

図１３は、別の変形例に係る多段速度型圧縮機９０の断面を示している。図１０を参照して説明した圧縮機７０と本変形例の圧縮機９０との相違点は、噴射流路の数及び位置にある。

図１３に示すように、回転体７７の内部には、主流路２１、第１噴射流路２４、下流側噴射流路３２及び第２噴射流路７４が設けられている。主流路２１は、回転体７７の内部において、回転体７７の軸方向に延びている。詳細には、主流路２１は、回転軸２５の内部に設けられており、回転軸２５の軸方向に延びている。

第１噴射流路２４は、第１インペラ２６の内部に位置し、主流路２１から分岐して主流路２１から冷媒流路４０まで延びている。第１噴射流路２４は、気相冷媒の流れ方向において、翼間流路３８よりも上流側に位置している。第１噴射流路２４は、第１インペラ２６のブレードの上流端３１ｔよりも上流側に設けられている。第１噴射流路２４から冷媒流路４０に向かって液相冷媒を噴射することによって、第１インペラ２６で発生する過熱度を取り除くのに必要な量の液相冷媒のみが供給されうる。第１噴射流路２４は、第１インペラ２６のブレードの上流端３１ｔよりも下流側に設けられていてもよい。

下流側噴射流路３２は、第１インペラ２６の内部に位置し、主流路２１から分岐して主流路２１から冷媒流路４０まで延びている。下流側噴射流路３２は、気相冷媒の流れ方向において、第１噴射流路２４よりも下流に位置している。下流側噴射流路３２の中心軸は、第１ディフューザ４１の入口に交差している。下流側噴射流路３２の流出口３２ｂが第１インペラ２６のハブ３０の表面に位置している。下流側噴射流路３２は、回転軸２５の半径方向にハブ３０を貫通している。流出口３２ｂは、第１ディフューザ４１の入口に向かい合っている。

下流側噴射流路３２を通じて、第２インペラ７１で発生する過熱度を取り除くのに必要な量の液相冷媒が噴射される。下流側噴射流路３２から噴射された液相冷媒は、第１ディフューザ４１において一部蒸発する。第２インペラ７１は、第２インペラ７１で発生する過熱度を取り除くのに必要な量の液相冷媒のみを吸入する。第１インペラ２６の周りの冷媒流路４０及び第２インペラ７１の周りの冷媒流路８０のそれぞれに存在する冷媒液滴の量が減少する。その結果、第１インペラ２６及び第２インペラ７１への冷媒液滴の衝突確率が低下し、第１インペラ２６及び第２インペラ７１のエロージョンリスクが低減する。

第２噴射流路７４は、第２インペラ７１の内部に位置し、主流路２１から分岐して主流路２１から冷媒流路８０まで延びている。第２噴射流路７４の中心軸は、第２ディフューザ５１の入口に交差している。第２噴射流路７４の流出口７４ｂが第２インペラ７１のハブ３３の表面に位置している。第２噴射流路７４は、回転軸２５の半径方向にハブ３３を貫通している。流出口７４ｂは、第２ディフューザ５１の入口に向かい合っている。第２噴射流路７４によれば、第２ディフューザ５１おいて圧力回復を行うときの気相冷媒からも熱を奪うことができる。この構成は、３段以上の多段速度型圧縮機にも有効である。

「噴射流路の中心軸」は、噴射流路の断面の中心又は重心を通り、噴射流路に平行に延びる軸を意味する。「ディフューザの入口」は、ディフューザの役割を果たす空間への入口を意味する。

冷媒供給路１１を通じて、蒸発器２又は凝縮器４から主流路２１に液相冷媒が供給される。第１噴射流路２４、下流側噴射流路３２及び第２噴射流路７４は、主流路２１から冷媒流路４０及び冷媒流路８０に液相冷媒を導く流路である。液相冷媒は、遠心力によって加圧され、主流路２１、第１噴射流路２４、下流側噴射流路３２及び第２噴射流路７４を通じて、圧縮機９０の内部の冷媒流路４０及び冷媒流路８０に向かって噴射される。冷媒流路４０及び冷媒流路８０において液相冷媒が気相冷媒に接触すると、液相冷媒と気相冷媒との間で熱交換が起こり、液相冷媒の顕熱又は蒸発潜熱によって過熱状態の気相冷媒が連続的に冷却される。

（別の変形例）
図１４は、図２を参照して説明した圧縮機３にモータ１６を追加することによって得られる圧縮機３ａを示している。圧縮機３ａは、圧縮機３の構成に加え、回転軸２５に取り付けられたモータ１６をさらに備えている。モータ１６は、ハウジング３５の内部に配置されている。モータ１６は、回転子１６ａ及び固定子１６ｂを有する。回転子１６ａが回転軸２５に固定されている。モータ１６を駆動すると、回転体２７が回転する。モータ１６の両側に回転軸２５を支持する軸受１８ａ及び１８ｂが配置されている。

回転軸２５の内部に設けられた主流路２１の液相冷媒はモータ１６の排熱により昇温する。液相冷媒を圧縮機３ａの高速回転する回転体２７の内部の噴射流路２４で遠心加圧するため、更にモータ１６の動力が上がり昇温幅が増える。モータ１６の回転子１６ａの発熱量は、例えば定格条件として冷凍能力が８８０ｋＷの場合、０．８ｋＷ程度である。特に、高負荷運転条件の場合は、圧縮機３ａの回転数が上がり、回転数に応じてモータ１６の排熱量も増加する。それにより、主流路２１の内部で液相冷媒が蒸発して気相冷媒が滞留する可能性がある。この場合、気相冷媒によって主流路２１が閉塞し、液相冷媒が流通せずにモータ１６を連続的に冷却することができず、モータ１６の効率が低下する。

本変形例は、上記の課題を解決するもので、圧縮時のエンタルピー上昇による圧縮機動力を低減する一方で、主流路の内部での液相冷媒の蒸発による流路の閉塞を防ぐための技術を提供する。併せて、モータを連続的に冷却してモータの効率を向上させる。

図１５は、モータ１６の発熱により課題を解決しうる圧縮機３ｂの断面を示している。圧縮機３ｂは、回転子１６ａ及び固定子１６ｂを有するモータ１６を備えている。回転子１６ａは、回転軸２５の軸線方向においてインペラ２６と軸受１８ｂとの間で回転軸２５に固定されている。回転子１６ａは、例えば窒化珪素鋼板などの鉄鋼材料で構成されている。固定子１６ｂは、回転子１６ａを回転軸２５の周方向に取り囲んで配置されている。固定子１６ｂによって誘起される回転磁界により回転子１６ａに回転トルクが生じる。これにより、回転軸２５及びインペラ２６が高速回転するように駆動される。

バッファ室３５ｈは、流入口２１ａと接するように設けられており、主流路２１に連通している。

次に、バッファ室３５ｈについて詳細に説明する。

図１５に示すように、圧縮機３ｂは、さらに、供給タンク２０及び加圧ポンプ１９を備えている。バッファ室３５ｈは、ハウジング３５の外部に設けられた冷媒供給路２２に接続されている。冷媒供給路２２は、バッファ室３５ｈと供給タンク２０とを連通している。冷媒供給路２２には、供給タンク２０に貯留された液相冷媒をバッファ室３５ｈへ圧送するための加圧ポンプ１９が設けられている。供給タンク２０の液相冷媒の温度は、例えば３５℃である。

供給タンク２０の具体例としては、凝縮器、蒸発器、それら以外のバッファタンクが挙げられる。

加圧ポンプ１９は、バッファ室３５ｈに供給タンク２０内の液相冷媒を昇圧して供給する為のポンプである。液相冷媒の供給圧力は、例えば２５～１００ｋＰａ程度である。加圧ポンプ１９は、容積型ポンプであってもよいし、速度型ポンプであってもよい。容積型ポンプとは、容積変化によって液相冷媒を吸入及び吐出し、冷媒の圧力を上昇させるポンプである。容積型ポンプとして、ロータリポンプ、スクリューポンプ、スクロールポンプ、ベーンポンプ、ギアポンプなどが挙げられる。速度型ポンプとは、液相冷媒に運動量を与え、液相冷媒の速度を減速することによって冷媒の圧力を上昇させるポンプである。速度型ポンプ（ターボポンプ）として、遠心ポンプ、斜流ポンプ、軸流ポンプなどが挙げられる。また、カスケードポンプ、ハイドロセラポンプなどを使用してもよい。加圧ポンプ１９は、インバータなどのポンプコントローラによって駆動されるモータを備えており、回転数を変化可能な機構であってもよい。加圧ポンプ１９の供給圧力は、主流路２１及び冷媒供給路２２の圧力損失を考慮した上で調整される。運転条件に応じた冷却に必要な液相冷媒の流量に対して、主流路２１の内部で蒸発する圧力以上に昇圧するように液相冷媒が圧送される。

気相冷媒を冷却する液相冷媒は供給タンク２０に貯留された液相冷媒であり、バッファ室３５ｈを介して流入口２１ａから供給され、回転軸２５の主流路２１を通じて噴射流路２４に分岐する。液相冷媒は、高速回転する回転体２７の内部の噴射流路２４で遠心加圧され、流出口２４ｂから冷媒流路４０に噴射されて、圧縮機３ｂに吸入される気相冷媒と共に吸入される。定格条件として冷凍能力が８８０ｋＷの場合、圧縮過程で発生する熱を取り除くために必要な液相冷媒の噴射量は、例えば０．０３４ｋｇ／ｓである。例えば、噴射流路２４の口径を０．１３ｍｍ、口数を１６個とすると、噴射流路２４を通じて１．４ＭＰａ程度の圧力で流出口２４ｂから冷媒流路４０に液相冷媒が噴射される。液相冷媒は、供給タンク２０から供給され続け、遠心加圧による吸入に加えて加圧ポンプ１９によりバッファ室３５ｈへ圧送される。

以上のように、液相冷媒は、高速回転する回転体２７の内部の噴射流路２４で遠心加圧され、冷媒流路４０に噴射されるため、過熱状態の気相冷媒が連続的に冷却される。液相冷媒は、冷媒供給路２２を通過する際に加圧ポンプ１９で加圧され、液相冷媒の圧力が上昇して沸点が上がることから主流路２１の内部で蒸発しにくく、蒸気による流路閉塞を抑制することが可能となる。併せて、モータ１６を確実に冷却できるので、モータ１６の効率も向上する。

具体的には、定格条件として冷凍能力が８８０ｋＷの場合、モータ１６の発熱量は０．８ｋＷ程度、圧縮過程で発生する熱を取り除くために必要な液相冷媒の噴射量は、例えば０．０３４ｋｇ／ｓである。供給タンク２０の液相冷媒の温度を３５℃（４．２５ｋＰａ）とすると、主流路２１を通過した後の温度は４０．４６℃（７．５７ｋＰａ）となる。圧縮機３ｂは、供給タンク２０の流出口を基準として、例えば１．５ｍの高さの位置に設けられている。圧縮機３ｂの主流路２１及び冷媒供給路２２の圧力損失を考慮すると、主流路２１で液相冷媒を蒸発させないようにするためには、供給タンク２０から供給する液相冷媒は、例えば２２．３ｋＰａ以上の昇圧が必要となる。従って、加圧ポンプ１９の供給圧力を２２．３ｋＰａ以上とすると、蒸発する圧力以上に昇圧された液相冷媒が供給される。そのため、主流路２１で液相冷媒が蒸発しにくく、蒸気による流路閉塞を抑制することが可能となる。

図１６は、別の変形例に係る圧縮機３ｃの断面を示している。圧縮機３ｃにおいて、バッファ室３５ｈは、冷媒供給路２２に接続されている。冷媒供給路２２は、バッファ室３５ｈと供給タンク２０とを連通している。冷媒供給路２２には、供給タンク２０に貯留された液相冷媒をバッファ室３５ｈへ圧送するための加圧ポンプ１９と外部熱源と熱交換する熱交換器２３とが設けられている。

圧縮機３ｃは、熱交換器２３をさらに備えている点において、図１５に示す圧縮機３ｂと異なる。

冷媒供給路２２は、バッファ室３５ｈと加圧ポンプ１９とに接続された流路である。熱交換器２３は、バッファ室３５ｈと加圧ポンプ１９との間において冷媒供給路２２に設けられている。

供給タンク２０の液相冷媒の温度は、例えば３５℃である。熱交換器２３の流入温度は、例えば３５℃であり、流出温度は、例えば３０℃である。

以上のように、液相冷媒は、冷媒供給路２２に設けられた熱交換器２３により冷却されるため、主流路２１には過冷却状態となった液相冷媒が供給されて液相冷媒は主流路２１の内部で蒸発しにくい。これにより、特に高負荷運転条件で圧縮機３ｃの回転数が上がり、モータ１６の排熱量が多い場合においても、蒸気による流路閉塞を抑制することが可能となる。

熱交換器２３の構造は特に限定されない。熱交換器２３として、フィンチューブ熱交換器、プレート式熱交換器、二重管式熱交換器などが使用されうる。熱交換器２３において液相冷媒を熱交換して液相冷媒を冷却するべき外部熱源も特に限定されない。外部熱源として、空気、冷却水などが使用されうる。

（実施形態２）
図１７は、本開示の実施形態２に係る冷凍サイクル装置の構成図である。実施形態１と他の実施形態との間の共通する要素には同じ参照符号を付し、それらの説明を省略することがある。各実施形態に関する説明は、技術的に矛盾しない限り、相互に適用されうる。技術的に矛盾しない限り、各実施形態は、相互に組み合わされてもよい。

図１７に示すように、実施形態２に係る冷凍サイクル装置１０２において、冷媒供給路１１は、凝縮器４と圧縮機３とを接続している。圧縮機３において、主流路２１及び噴射流路２４を通じて冷媒流路４０に噴射される液相冷媒は、凝縮器４に貯留された液相冷媒である。本変形例においても、実施形態１で説明したメカニズムによって、圧縮動力を低減する効果が得られる。つまり、圧縮機３の内部の主流路２１に供給されるべき液相冷媒は、蒸発器２に貯留された液相冷媒に限定されない。冷媒回路１０に存在する限り、液相冷媒は、主流路２１に供給されうる。例えば、蒸発器２又は凝縮器４に接続されて液相冷媒を貯留するバッファタンクが存在するとき、そのバッファタンクから主流路２１に液相冷媒が供給されるように、冷媒供給路１１は、そのバッファタンクと圧縮機３とを接続していてもよい。さらに、冷媒供給路１１は、戻し経路９から分岐していてもよい。言い換えれば、戻し経路９が冷媒供給路１１の一部を兼ねていてもよい。この場合、冷媒供給路１１は、凝縮器４から主流路２１へと液相冷媒を導く。

本変形例によれば、圧縮機３には、圧縮機３に吸入される気相冷媒の温度（飽和温度）よりも高い温度の液相冷媒が吸入される。この場合、気相冷媒が冷却されすぎて圧縮機３の内部で凝縮することを防止しつつ、実施形態１で説明したメカニズムによって、圧縮動力を低減する効果が得られる。

冷凍サイクル装置１０２は、液相冷媒を貯留する予備タンクを備えていてもよい。予備タンクは、例えば、凝縮器４に接続されている。予備タンクには、凝縮器４から液相冷媒が移される。冷媒供給路１１は、予備タンクから圧縮機３に液相冷媒が供給されるように、予備タンクと圧縮機３とを接続する。

圧縮機３に代えて、上記した他の圧縮機３ａ，３ｂ，３ｃ，５０，６０，７０及び９０も使用可能である。

（実施形態３）
図１８は、本開示の実施形態３に係る冷凍サイクル装置の構成図である。図１８に示すように、冷凍サイクル装置１０４は、凝縮器４の代替として、エジェクタ５３、バッファタンク５２及び熱交換器２３を備えている。

以上のように構成された冷凍サイクル装置１０４について、以下その動作、作用を説明する。

圧縮機３で圧縮され、吐出された気相冷媒はエジェクタ５３に吸入される。また、バッファタンク５２には液相冷媒が貯留されており、バッファタンク５２内の液相冷媒は、熱交換器２３で熱を放熱しエジェクタ５３に供給される。エジェクタ５３内では、圧縮機３より受け取った気相冷媒と熱交換器２３より受け取った液相冷媒とが混合される。冷媒は、二相状態で圧縮され、高温の液相冷媒又は気液二相冷媒としてバッファタンク５２に供給される。つまり、エジェクタ５３内で、二相状態で昇圧されることにより、気相冷媒は凝縮する。液相冷媒は、熱交換器２３で放熱する。これにより、エジェクタ５３、バッファタンク５２及び熱交換器２３が凝縮器４の代替として機能することとなる。バッファタンク５２の液相冷媒の温度は、例えば３８．５℃である。熱交換器２３の流入温度は、例えば３８．５℃であり、流出温度は、例えば３３．５℃である。

バッファタンク５２内の液相冷媒は、加圧ポンプ１９で熱交換器２３に圧送される。加圧ポンプ１９の吐出側の液相冷媒の流路は二手に分岐している。一方は熱交換器２３へ、もう一方は圧縮機３のバッファ室３５ｈへ連通している。つまり、加圧ポンプ１９の吐出側の液相冷媒の流路の分岐点とバッファ室３５ｈとを連通した流路は、冷媒供給路２２である。加圧ポンプ１９の供給圧力は、例えば２５０ｋＰａ程度である。

以上のように、液相冷媒は、高速回転する回転体２７の内部の噴射流路２４で遠心加圧され、冷媒流路４０に噴射されるため、過熱状態の気相冷媒が連続的に冷却される。液相冷媒は、冷媒供給路２２を通過する際に加圧ポンプ１９で加圧され、液相冷媒の圧力が上昇して沸点が上がることから主流路２１の内部で蒸発しにくく、蒸気による流路閉塞を抑制することが可能となる。

（実施形態４）
図１９は、本開示の実施形態４に係る冷凍サイクル装置の構成図である。図１９に示すように、冷凍サイクル装置１０６は、凝縮器４の代替として、エジェクタ５３、バッファタンク５２及び熱交換器２３を備えている。

以上のように構成された冷凍サイクル装置１０６について、以下その動作、作用を説明する。

バッファタンク５２内の液相冷媒は、加圧ポンプ１９で熱交換器２３に圧送されて、熱交換器２３で熱を放熱しエジェクタ５３に供給される。熱交換器２３の流出側の液相冷媒の流路は二手に分岐している。一方はエジェクタ５３へ、もう一方は圧縮機３のバッファ室３５ｈへ連通している。つまり、熱交換器２３の流出側の液相冷媒の流路の分岐点とバッファ室３５ｈとを連通した流路は、冷媒供給路２２である。バッファタンク５２の液相冷媒の温度は、例えば３８．５℃である。熱交換器２３の流入温度は、例えば３８．５℃であり、流出温度は、例えば３３．５℃である。

以上のように、液相冷媒は、冷媒供給路２２に設けられた熱交換器２３により冷却されるため、主流路２１には過冷却状態となった液相冷媒が供給されて液相冷媒は主流路２１の内部で蒸発しにくい。これにより、特に高負荷運転条件で圧縮機３の回転数が上がり、モータ１６の排熱量が多い場合においても、蒸気による流路閉塞を抑制することが可能となる。

本明細書に開示された冷凍サイクル装置は、空気調和装置、チラー、蓄熱装置などに有用である。空気調和装置は、例えば、ビルのセントラル空調に使用される。チラーは、例えば、プロセス冷却の用途で使用される。

２ 蒸発器
３，３ａ，３ｂ，３ｃ，５０，６０，７０，９０ 圧縮機
４ 凝縮器
６ 吸入配管
８ 吐出配管
９ 戻し経路
１０ 冷媒回路
１１，２２ 冷媒供給路
１２ 吸熱回路
１４ 放熱回路
１６ モータ
１８ 軸受
１９ 加圧ポンプ
２０ 供給タンク
２１ 主流路
２１ａ 流入口
２３ 熱交換器
２４ 噴射流路（第１噴射流路）
２４ｂ，３２ｂ，７４ｂ 流出口
２５，４５ 回転軸
２５ｃ 端面
２６ インペラ（第１インペラ）
２６ｔ 上面
２７，４７，７７ 回転体
２８ 接続口
２９ シール
３０，３３ ハブ
３０ｐ ハブの表面
３１ ブレード
３１ｔ ブレードの上流端
３２ 下流側噴射流路
３５ ハウジング
３５ｈ バッファ室
３６，７６ 吸入流路
３７ シュラウド
３８，７８ 翼間流路
４０，８０ 冷媒流路
４１ ディフューザ（第１ディフューザ）
４２ 渦巻室
５１ 第２ディフューザ
５２ バッファタンク
５３ エジェクタ
７１ 第２インペラ
７４ 第２噴射流路
７９ リターンチャンネル
１００，１０２，１０４，１０６ 冷凍サイクル装置
２４１ 第１部分
２４１ａ 半径方向部分
２４１ｂ 溝
２４２ 第２部分
３１１ 第１ブレード
３１２ 第２ブレード

Claims (19)

1. 回転軸及び少なくとも１つのインペラを含む回転体と、
   前記回転体の周囲に位置し、気相冷媒が流れる冷媒流路と、
   前記回転体の内部において前記回転体の軸方向に延びており、液相冷媒が流れる主流路と、
   前記回転体の内部に位置し、前記主流路から分岐して前記主流路から前記冷媒流路まで延びており、前記主流路から前記冷媒流路に前記液相冷媒を導く噴射流路と、
   を備えた、速度型圧縮機。
2. 前記インペラは、ハブ及び前記ハブに固定されたブレードを有し、
   前記噴射流路は、前記冷媒流路に面している流出口を有し、
   前記流出口は、前記気相冷媒の流れ方向において、前記ブレードの上流端よりも上流側に位置している、
   請求項１に記載の速度型圧縮機。
3. 前記インペラは、ハブ及び前記ハブに固定されたブレードを有し、
   前記噴射流路は、前記ハブの表面に位置している流出口を有するとともに、前記回転軸の半径方向に前記ハブを貫通している、
   請求項１又は２に記載の速度型圧縮機。
4. 前記噴射流路は、前記回転軸の内部において前記主流路から前記回転軸の半径方向に延びている第１部分と、前記第１部分と前記冷媒流路との間に位置している第２部分と、を含む、
   請求項１から３のいずれか１項に記載の速度型圧縮機。
5. 前記第１部分と前記第２部分とを有する前記噴射流路の数は２以上である、
   請求項４に記載の速度型圧縮機。
6. 前記第１部分は、前記回転軸の周方向に沿って前記回転軸の側面に設けられた溝を含み、
   前記溝に前記第２部分が接続されている、
   請求項４又は５に記載の速度型圧縮機。
7. 前記主流路は、前記回転軸の端面に位置している流入口を有する、
   請求項１から６のいずれか１項に記載の速度型圧縮機。
8. 前記液相冷媒が貯留された供給タンクと、
   前記主流路への流入口に接するバッファ室と、
   前記バッファ室に接続された冷媒供給路を介して、前記供給タンクから前記バッファ室へと前記液相冷媒を圧送する加圧ポンプと、
   をさらに備えた、請求項１から７のいずれか１項に記載の速度型圧縮機。
9. 外部熱源と熱交換する熱交換器をさらに備え、
   前記冷媒供給路は、前記バッファ室と前記加圧ポンプとに接続された流路であり、
   前記熱交換器は、前記バッファ室と前記加圧ポンプとの間において前記冷媒供給路に設けられている、
   請求項８に記載の速度型圧縮機。
10. 前記インペラは、ハブ及び前記ハブに固定された複数のブレードを有し、
    前記噴射流路は、前記冷媒流路に面している流出口を有し、
    前記回転体の回転方向とは逆の回転方向において、前記流出口から最も近い位置にある前記ブレードを第１ブレードと定義し、
    前記回転軸に垂直な平面に前記第１ブレードの翼根線を投影することによって得られた投影図において、前記翼根線の最外周部を第１後縁部と定義し、
    前記回転体の中心軸から前記流出口を通って半径方向に延びる線をｒ軸と定義し、
    前記回転体の回転方向を正方向と定義したとき、
    前記第１後縁部と前記中心軸とを結ぶ線と前記ｒ軸とのなす角度を前記回転体の回転方向に沿って前記ｒ軸から測ったときの角度が－４０度以上であり、
    前記回転体の前記中心軸から前記流出口までの距離に対する前記回転体の前記中心軸から前記第１後縁部までの距離の比率が３以上であり、
    前記流出口から噴射される前記液相冷媒の流出方向を前記回転軸に垂直な前記平面に投影することによって得られた投影図において、前記液相冷媒の流出方向と前記ｒ軸とのなす角度を前記回転体の回転方向に沿って前記ｒ軸から測ったときの角度が－２５度以上である、
    請求項１から９のいずれか１項に記載の速度型圧縮機。
11. 前記少なくとも１つのインペラが第１インペラ及び第２インペラを含み、
    前記第１インペラ及び前記第２インペラのそれぞれに前記噴射流路が設けられており、
    前記第１インペラに設けられた前記噴射流路の流出口の開口面積をＳ_１と定義し、
    前記第２インペラに設けられた前記噴射流路の流出口の開口面積をＳ_２と定義し、
    前記回転体の中心軸から前記第１インペラに設けられた前記噴射流路の前記流出口までの距離をＲ_１と定義し、
    前記回転体の中心軸から前記第２インペラに設けられた前記噴射流路の前記流出口までの距離をＲ_２と定義したとき、
    （Ｒ_２／Ｒ_１≦Ｓ_１／Ｓ_２）の関係が満たされる、
    請求項１から１０のいずれか１項に記載の速度型圧縮機。
12. 前記少なくとも１つのインペラが第１インペラ及び第２インペラを含み、
    前記速度型圧縮機は、前記第１インペラに面する第１ディフューザをさらに備え、
    前記第１インペラには、前記第１インペラの内部に位置し、前記主流路から分岐して前記主流路から前記冷媒流路まで延びている下流側噴射流路が設けられており、
    前記下流側噴射流路は、前記気相冷媒の流れ方向において前記噴射流路よりも下流に位置しており、
    前記下流側噴射流路の中心軸は、前記第１ディフューザの入口に交差している、
    請求項１から１１のいずれか１項に記載の速度型圧縮機。
13. 前記速度型圧縮機は、前記第２インペラに面する第２ディフューザをさらに備え、
    前記第２インペラには、前記第２インペラの内部に位置し、前記主流路から分岐して前記主流路から前記冷媒流路まで延びている第２噴射流路が設けられており、
    前記第２噴射流路の中心軸は、前記第２ディフューザの入口に交差している、
    請求項１２に記載の速度型圧縮機。
14. 蒸発器と、
    請求項１から１３のいずれか１項に記載の速度型圧縮機と、
    凝縮器と、
    を備えた、冷凍サイクル装置。
15. 前記蒸発器は、内部に液相冷媒を貯留し、
    前記凝縮器は、内部に液相冷媒を貯留し、
    前記冷凍サイクル装置は、前記蒸発器に貯留された前記液相冷媒、又は前記凝縮器に貯留された前記液相冷媒を前記速度型圧縮機に導く冷媒供給路をさらに備えた、
    請求項１４に記載の冷凍サイクル装置。
16. 速度型圧縮機を用いた圧縮方法であって、
    前記速度型圧縮機は、回転軸及びインペラを含む回転体と、前記回転体の周囲に位置し、気相冷媒の吸入口から前記気相冷媒の吐出口へ前記気相冷媒を流す冷媒流路と、
    を備え、
    前記圧縮方法は、
    前記気相冷媒を前記速度型圧縮機に吸入させることと、
    前記吸入された気相冷媒を前記速度型圧縮機において加速して圧縮することと、
    前記回転体の表面に配置された流出口に連通する流路であって、前記回転体の内部に位置する流路を通って、前記冷媒流路に存在する前記気相冷媒に向けて前記流出口から液相冷媒を噴射することと、
    を含む、圧縮方法。
17. 前記回転体の内部に位置する流路は、前記回転体の内部において前記回転体の軸方向に延びており、前記液相冷媒が流れる主流路と、前記回転体の内部に位置し、前記主流路から分岐して前記主流路から前記冷媒流路まで延びており、前記主流路から前記冷媒流路に前記液相冷媒を導く噴射流路とを含み、
    前記主流路を流れる前記液相冷媒は、前記気相冷媒が吸引されて流れる方向とは逆方向に流れる、請求項１６に記載の圧縮方法。
18. 前記回転体の回転により生ずる遠心力によって、前記流出口から前記液相冷媒が噴射され、前記噴出された液相冷媒が、前記速度型圧縮機の翼間流路に吸引される、
    請求項１６又は１７に記載の圧縮方法。
19. 前記インペラは、ハブ及び前記ハブに固定されたブレードを有し、
    前記流出口は、前記気相冷媒の流れ方向において、前記ブレードの上流端よりも上流側に位置している、
    請求項１６から１８のいずれか１項に記載の圧縮方法。

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