JP7393712B2

JP7393712B2 - Centrifugal compressor and refrigeration equipment

Info

Publication number: JP7393712B2
Application number: JP2023055320A
Authority: JP
Inventors: 有弘岩田; 公佑西村; 孝一田中; 大悟福田; 佑季河内谷
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2022-03-30
Filing date: 2023-03-30
Publication date: 2023-12-07
Anticipated expiration: 2043-03-30
Also published as: JP2023153027A; WO2023190986A1

Description

本開示は、遠心式圧縮機および冷凍装置に関する。 The present disclosure relates to centrifugal compressors and refrigeration devices.

従来から、インペラの回転による遠心力を利用して流体を圧縮する遠心式圧縮機が知られている。遠心式圧縮機においては、インペラにより圧送される流体の一部がインペラの背面側からモータの配置された空間に漏れることで漏れ損が発生する。この漏れ損失を低減するため、遠心式圧縮機には様々なシール構造が提案されている。そうしたシール構造の一例は、特許文献１に開示される。 2. Description of the Related Art Centrifugal compressors that compress fluid using centrifugal force generated by rotation of an impeller have been known. In a centrifugal compressor, leakage loss occurs when a portion of the fluid pumped by the impeller leaks from the back side of the impeller into the space where the motor is arranged. In order to reduce this leakage loss, various seal structures have been proposed for centrifugal compressors. An example of such a seal structure is disclosed in Patent Document 1.

特開２０１４－２３１８２７号公報JP2014-231827A

ところで、従来の遠心式圧縮機では、インペラが比速度の比較的高い設計であるため、機械的損失においてインペラの背面でのガスとの摩擦により発生する風損の割合が小さい。そのことから、インペラの背面での風損については、改善の工夫がされてこなかった。しかし、インペラを比速度の比較的低い設計とする場合、機械的損失におけるインペラの背面での風損の割合が大きくなる。そのため、インペラの背面での風損が圧縮効率に与える影響を無視できない。 By the way, in a conventional centrifugal compressor, since the impeller is designed to have a relatively high specific speed, the proportion of windage loss caused by friction with gas on the back surface of the impeller is small among mechanical losses. For this reason, no efforts have been made to improve the windage loss at the back of the impeller. However, if the impeller is designed to have a relatively low specific speed, the windage loss on the back side of the impeller will account for a large proportion of the mechanical losses. Therefore, the influence of windage loss on the back surface of the impeller on compression efficiency cannot be ignored.

本開示の目的は、低比速度に設計された遠心式圧縮機において圧縮効率を高めることにある。 An object of the present disclosure is to increase compression efficiency in a centrifugal compressor designed for low specific speed.

本開示の第１の態様は、遠心式圧縮機（10）を対象とする。第１の態様の遠心式圧縮機（10）は、ケーシング（20）と、前記ケーシング（20）に収容されるインペラ（90）と、前記インペラ（90）に連結されるシャフト（62）とを備える。前記ケーシング（20）は、前記インペラ（90）の背面（91）に対向する壁部（24）を有する。前記シャフト（62）は、前記壁部（24）に形成された挿通孔（34）に挿通される。前記インペラ（90）の背面（91）と前記壁部（24）との間に背面隙間（92）が形成される。前記インペラ（90）の比速度は、０．１未満に設定される。前記シャフト（62）の軸方向における前記背面隙間（92）の幅を軸方向幅ｓとし、前記インペラ（90）の半径をインペラ半径ｒとしたとき、前記インペラ半径ｒに対する前記背面隙間（92）の軸方向幅ｓの比は、０．００８≦ｓ／ｒ≦０．５の関係を満たす。 A first aspect of the present disclosure is directed to a centrifugal compressor (10). The centrifugal compressor (10) of the first aspect includes a casing (20), an impeller (90) housed in the casing (20), and a shaft (62) connected to the impeller (90). Be prepared. The casing (20) has a wall (24) facing the back surface (91) of the impeller (90). The shaft (62) is inserted into an insertion hole (34) formed in the wall (24). A back surface gap (92) is formed between the back surface (91) of the impeller (90) and the wall portion (24). The specific speed of the impeller (90) is set to less than 0.1. When the width of the back surface gap (92) in the axial direction of the shaft (62) is the axial width s, and the radius of the impeller (90) is the impeller radius r, the back surface gap (92) with respect to the impeller radius r The ratio of the axial widths s satisfies the relationship 0.008≦s/r≦0.5.

この第１の態様では、インペラ（90）の比速度が０．１未満に設定される。このような低比速度設計のインペラ（90）は、小容量且つ高ヘッドの性能を実現するのに有利である。そして、この遠心式圧縮機（10）では、インペラ半径ｒに対する背面隙間（92）の軸方向幅ｓの比（ｓ／ｒ）が、０．００８以上且つ０．５以下である。そのことで、インペラ（90）の背面（91）が臨む背面隙間（92）をインペラ半径ｒに応じて適切な軸方向幅ｓとすることができる。これにより、インペラ（90）の背面（91）での風損を低減できる。その結果、低比速度に設計された遠心式圧縮機（10）において、圧縮効率を高めることができる。 In this first aspect, the specific speed of the impeller (90) is set to less than 0.1. The impeller (90) having such a low specific speed design is advantageous in achieving small capacity and high head performance. In this centrifugal compressor (10), the ratio (s/r) of the axial width s of the back surface gap (92) to the impeller radius r is 0.008 or more and 0.5 or less. Thereby, the back surface gap (92) facing the back surface (91) of the impeller (90) can be made to have an appropriate axial width s according to the impeller radius r. Thereby, windage loss on the back surface (91) of the impeller (90) can be reduced. As a result, compression efficiency can be increased in the centrifugal compressor (10) designed for low specific speed.

本開示の第２の態様は、第１の態様の遠心式圧縮機（10）において、前記背面隙間（92）のうち前記インペラ（90）の背面（91）の内周側に対応する第１隙間（94）が、前記インペラ（90）の背面（91）と前記壁部（24）との間をシールするシール部（95）を構成する、遠心式圧縮機（10）である。前記背面隙間（92）のうち前記インペラ（90）の背面の外周側に対応する第２隙間（96）の前記軸方向幅ｓは、前記第１隙間（94）の前記軸方向幅よりも大きく、前記インペラ半径ｒに対する比（ｓ／ｒ）で前記関係を満たす。 A second aspect of the present disclosure provides that in the centrifugal compressor (10) of the first aspect, a first portion of the back surface gap (92) corresponding to the inner peripheral side of the back surface (91) of the impeller (90) is provided. In the centrifugal compressor (10), the gap (94) constitutes a seal portion (95) that seals between the back surface (91) of the impeller (90) and the wall portion (24). The axial width s of the second gap (96) corresponding to the outer peripheral side of the back surface of the impeller (90) in the back surface gap (92) is larger than the axial width of the first gap (94). , the ratio (s/r) to the impeller radius r satisfies the above relationship.

この第２の態様では、インペラ（90）の背面（91）の内周側に対応する第１隙間（94）が、シール部（95）を構成する。このシール部（95）は、インペラ（90）の背面（91）とケーシング（20）の壁部（24）との間をシールする。それにより、遠心式圧縮機（10）で扱うガスが、インペラ（90）の背面側にある背面隙間（92）を通じて、壁部（24）に設けられた挿通孔（34）の内周面とシャフト（62）との間から漏れるのを抑制できる。したがって、遠心式圧縮機（10）でのガスの漏れによる損失（漏れ損）を低減できる。 In this second aspect, the first gap (94) corresponding to the inner peripheral side of the back surface (91) of the impeller (90) constitutes the seal portion (95). This seal portion (95) seals between the back surface (91) of the impeller (90) and the wall portion (24) of the casing (20). As a result, the gas handled by the centrifugal compressor (10) passes through the back gap (92) on the back side of the impeller (90) and contacts the inner peripheral surface of the insertion hole (34) provided in the wall (24). It is possible to suppress leakage from between the shaft (62) and the shaft (62). Therefore, loss due to gas leakage (leakage loss) in the centrifugal compressor (10) can be reduced.

また、第２の態様では、インペラ（90）の背面（91）の外周側に対応する第２隙間（96）の軸方向幅ｓは、第１隙間（94）の軸方向幅ｓよりも大きい。そして、第２隙間（96）の軸方向幅ｓにおけるインペラ半径ｒに対する比（ｓ／ｒ）は、０．００８以上且つ０．５以下である。インペラ（90）の外周側の方が内周側よりも、回転速度が高く、インペラ（90）の背面（91）での風損が大きい。よって、インペラ（90）の背面（91）での風損を効果的に低減できる。 Further, in the second aspect, the axial width s of the second gap (96) corresponding to the outer peripheral side of the back surface (91) of the impeller (90) is larger than the axial width s of the first gap (94). . The ratio (s/r) of the axial width s of the second gap (96) to the impeller radius r is 0.008 or more and 0.5 or less. The rotation speed is higher on the outer circumferential side of the impeller (90) than on the inner circumferential side, and the windage loss on the back surface (91) of the impeller (90) is larger. Therefore, windage loss on the back surface (91) of the impeller (90) can be effectively reduced.

本開示の第３の態様は、第２の態様の遠心式圧縮機（10）において、前記第１隙間（94）が、前記シャフト（62）の軸心（X）と直交する方向に平面的に広がる、遠心式圧縮機（10）である。 A third aspect of the present disclosure is that in the centrifugal compressor (10) of the second aspect, the first gap (94) is flat in a direction perpendicular to the axis (X) of the shaft (62). This is a centrifugal compressor (10).

この第３の態様では、第１隙間（94）がシャフト（62）の軸心（X）と直交する方向に平面的に広がる。このような第１隙間（94）を形成するインペラ（90）の背面（91）とケーシング（20）の壁部（24）とはシャフト（62）の軸心（X）に沿う軸方向において対向する。遠心式圧縮機（10）の過渡的な条件下では、シャフト（62）に径方向への力が作用し、インペラ（90）がシャフト（62）と共に径方向へ変位することがある。インペラ（90）の背面（91）とケーシング（20）の壁部（24）とがシャフト（62）の軸心（X）に沿う軸方向において対向すると、インペラ（90）がシャフト（62）と共に径方向へ変位しても、第１隙間（94）を形成するインペラ（90）の背面（91）と壁部（24）とは接触せず、且つ第１隙間（94）が狭まらずに済む。したがって、遠心式圧縮機（10）の信頼性を高め、過渡的な条件下においても、インペラ（90）の背面（91）での風損が増加するのを抑制できる。 In this third aspect, the first gap (94) expands planarly in a direction perpendicular to the axis (X) of the shaft (62). The back surface (91) of the impeller (90) and the wall (24) of the casing (20), which form such a first gap (94), face each other in the axial direction along the axis (X) of the shaft (62). do. Under transient conditions of the centrifugal compressor (10), a radial force acts on the shaft (62), and the impeller (90) may be displaced in the radial direction together with the shaft (62). When the back surface (91) of the impeller (90) and the wall (24) of the casing (20) face each other in the axial direction along the axis (X) of the shaft (62), the impeller (90) along with the shaft (62) Even when displaced in the radial direction, the back surface (91) of the impeller (90) forming the first gap (94) does not come into contact with the wall (24), and the first gap (94) does not narrow. It ends up being Therefore, the reliability of the centrifugal compressor (10) can be improved, and an increase in windage loss at the back surface (91) of the impeller (90) can be suppressed even under transient conditions.

本開示の第４の態様は、第１～第３の態様のいずれか１つの遠心式圧縮機（10）において、前記シャフト（62）を外周で支持するラジアル軸受（80）をさらに備える、遠心式圧縮機（10）である。前記ラジアル軸受（80）は、フォイル軸受または磁気軸受である。 A fourth aspect of the present disclosure provides a centrifugal compressor (10) according to any one of the first to third aspects, further comprising a radial bearing (80) that supports the shaft (62) on an outer periphery. This is a type compressor (10). The radial bearing (80) is a foil bearing or a magnetic bearing.

この第４の態様では、シャフト（62）を外周で支持するラジアル軸受（80）がフォイル軸受または磁気軸受である。フォイル軸受は、シャフト（62）との間にガス膜（GF）を形成することで、そのガス膜（GF）によりシャフト（62）を浮かせて、非接触で回転可能に支持する。磁気軸受は、シャフト（62）を磁力により浮かせて、非接触で回転可能に支持する。それらフォイル軸受および磁気軸受は、シャフト（62）の回転に伴って生じる摩擦熱およびラジアル軸受（80）の摩耗量を低減するのに有利である。フォイル軸受または磁気軸受をラジアル軸受（80）として用いる遠心式圧縮機（10）では、過渡的な条件下で生じるシャフト（62）の径方向への変位が比較的大きい。よって、そうした遠心式圧縮機（10）においては、上記第３の態様に係る構成が有効である。 In this fourth aspect, the radial bearing (80) that supports the shaft (62) on its outer periphery is a foil bearing or a magnetic bearing. The foil bearing forms a gas film (GF) between the foil bearing and the shaft (62), thereby floating the shaft (62) and rotatably supporting the shaft (62) without contact. The magnetic bearing suspends the shaft (62) by magnetic force and supports it rotatably without contact. These foil bearings and magnetic bearings are advantageous in reducing frictional heat generated as the shaft (62) rotates and the amount of wear on the radial bearing (80). In a centrifugal compressor (10) that uses a foil bearing or a magnetic bearing as the radial bearing (80), the radial displacement of the shaft (62) that occurs under transient conditions is relatively large. Therefore, in such a centrifugal compressor (10), the configuration according to the third aspect is effective.

本開示の第５の態様は、第１～第４の態様のいずれか１つの遠心式圧縮機（10）において、前記シャフト（62）の最高回転数が、３００００ｒｐｍ以上である、遠心式圧縮機（10）である。 A fifth aspect of the present disclosure is a centrifugal compressor (10) according to any one of the first to fourth aspects, wherein the maximum rotation speed of the shaft (62) is 30,000 rpm or more. (10).

この第５の態様では、シャフト（62）の最高回転数が３００００ｒｐｍ以上であって比較的高い。遠心式圧縮機（10）を所定の比速度とする場合、シャフト（62）の最大回転数が高いほど、遠心式圧縮機（10）の容量を小さくするか、またはヘッドを高くできる。よって、シャフト（62）の最高回転数が比較的高いことは、遠心式圧縮機（10）に小容量且つ高ヘッドの性能を実現するのに好適である。 In this fifth aspect, the maximum rotation speed of the shaft (62) is 30,000 rpm or more, which is relatively high. When the centrifugal compressor (10) has a predetermined specific speed, the higher the maximum rotation speed of the shaft (62), the smaller the capacity of the centrifugal compressor (10) or the higher the head. Therefore, the relatively high maximum rotational speed of the shaft (62) is suitable for realizing a small capacity and high head performance in the centrifugal compressor (10).

本開示の第６の態様は、第１～第５の態様のいずれか１つの遠心式圧縮機（10）において、前記インペラ（90）が、冷媒を圧送する、遠心式圧縮機（10）である。前記冷媒は、ＨＦＣ冷媒、ＨＦＯ冷媒、自然冷媒、またはそれらの混合冷媒である。 A sixth aspect of the present disclosure is a centrifugal compressor (10) according to any one of the first to fifth aspects, in which the impeller (90) pumps refrigerant. be. The refrigerant is an HFC refrigerant, an HFO refrigerant, a natural refrigerant, or a mixed refrigerant thereof.

この第６の態様では、インペラ（90）が圧送する冷媒がＨＦＣ冷媒、ＨＦＯ冷媒、自然冷媒、またはそれらの混合冷媒である。これらの冷媒は、ガス密度が比較的高い。インペラ（90）の背面（91）での風損は、遠心式圧縮機（10）で扱う冷媒のガス密度に比例して高くなる。よって、本開示の技術は、ＨＦＣ冷媒、ＨＦＯ冷媒、自然冷媒、またはそれらの混合冷媒を扱う遠心式圧縮機において有効である。 In this sixth aspect, the refrigerant pumped by the impeller (90) is an HFC refrigerant, an HFO refrigerant, a natural refrigerant, or a mixed refrigerant thereof. These refrigerants have relatively high gas densities. Windage loss at the back surface (91) of the impeller (90) increases in proportion to the gas density of the refrigerant handled by the centrifugal compressor (10). Therefore, the technology of the present disclosure is effective in a centrifugal compressor that handles HFC refrigerant, HFO refrigerant, natural refrigerant, or a mixed refrigerant thereof.

本開示の第７の態様は、冷凍装置（1）を対象とする。第７の態様の冷凍装置（1）は、冷凍サイクルを行う冷媒回路（2）を備える。前記冷媒回路（2）は、第１～第６の態様のいずれか１つの遠心式圧縮機（10）を含む。 A seventh aspect of the present disclosure is directed to a refrigeration device (1). The refrigeration system (1) of the seventh aspect includes a refrigerant circuit (2) that performs a refrigeration cycle. The refrigerant circuit (2) includes a centrifugal compressor (10) according to any one of the first to sixth aspects.

この第７の態様では、上述した遠心式圧縮機（10）が冷媒回路（2）に用いられる。このことは、冷凍装置（1）で行われる冷凍サイクルの高効率化に寄与する。 In this seventh aspect, the above-described centrifugal compressor (10) is used in the refrigerant circuit (2). This contributes to high efficiency of the refrigeration cycle performed in the refrigeration device (1).

図１は、実施形態の冷凍装置が備える冷媒回路の概略の構成図である。FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a refrigerant circuit included in a refrigeration apparatus according to an embodiment. 図２は、実施形態の遠心式圧縮機の概略構成を例示する断面図である。FIG. 2 is a cross-sectional view illustrating a schematic configuration of a centrifugal compressor according to an embodiment. 図３は、実施形態の遠心式圧縮機の要部を例示する断面図である。FIG. 3 is a cross-sectional view illustrating main parts of the centrifugal compressor of the embodiment. 図４は、実施形態の遠心式圧縮機に用いられる軸受の概略構成を例示する断面図である。FIG. 4 is a cross-sectional view illustrating a schematic configuration of a bearing used in the centrifugal compressor of the embodiment. 図５は、遠心式、斜流式および軸流式のインペラの効率と比速度との関係を概略的に示すグラフである。FIG. 5 is a graph schematically showing the relationship between efficiency and specific speed of centrifugal, mixed flow, and axial flow impellers. 図６は、インペラの比速度と風損割合との関係を概略的に示すグラフである。FIG. 6 is a graph schematically showing the relationship between the specific speed of the impeller and the windage loss ratio. 図７は、インペラの比速度と漏れ損割合との関係を概略的に示すグラフである。FIG. 7 is a graph schematically showing the relationship between the specific speed of the impeller and the leakage loss ratio. 図８は、円板の半径に対する隙間の比と摩擦損失係数との関係を示すグラフである。FIG. 8 is a graph showing the relationship between the ratio of the gap to the radius of the disk and the friction loss coefficient. 図９は、第１変形例の遠心式圧縮機の要部を例示する断面図である。FIG. 9 is a cross-sectional view illustrating main parts of a centrifugal compressor of a first modification. 図１０は、第２変形例の遠心式圧縮機の要部を例示する断面図である。FIG. 10 is a cross-sectional view illustrating the main parts of a centrifugal compressor according to a second modification. 図１１は、第４変形例の遠心式圧縮機の概略構成を例示する断面図である。FIG. 11 is a cross-sectional view illustrating a schematic configuration of a centrifugal compressor according to a fourth modification. 図１２は、その他の実施形態の遠心式圧縮機における要部を例示する断面図である。FIG. 12 is a cross-sectional view illustrating essential parts of a centrifugal compressor according to another embodiment.

以下、例示的な実施形態について、図面を参照しながら詳細に説明する。以下の実施形態では、本開示の技術に係る圧縮機を冷凍装置に適用した場合を例に挙げる。なお、図面は、本開示の技術を概念的に説明するためのものである。よって、図面では、本開示の技術の理解を容易にするために、寸法、比または数を、誇張あるいは簡略化して表す場合がある。 Hereinafter, exemplary embodiments will be described in detail with reference to the drawings. In the following embodiments, a case where a compressor according to the technology of the present disclosure is applied to a refrigeration system will be exemplified. Note that the drawings are for conceptually explaining the technology of the present disclosure. Accordingly, dimensions, ratios, or numbers may be exaggerated or simplified in the drawings to facilitate understanding of the disclosed technology.

《実施形態》
この実施形態の圧縮機（10）は、冷凍装置（1）に設けられる。《Embodiment》
The compressor (10) of this embodiment is provided in the refrigeration system (1).

－冷凍装置－
図１に示すように、冷凍装置（1）は、冷媒回路（2）を備える。冷媒回路（2）には、冷媒が充填される。本例の圧縮機（10）で圧縮される流体は、冷媒である。例えば、冷媒は、Ｒ３２などのＨＦＣ（Hydro Fluoro Carbon）冷媒、Ｒ１２３４ｙｆなどのＨＦＯ（Hydro Fluoro Olefin）冷媒、自然冷媒、またはＲ４５４Ｃ（Ｒ３２とＲ１２３４ｙｆとの混合冷媒）などのそれらの混合冷媒である。自然冷媒としては、例えば、プロパンなどのＨＣを含む自然冷媒が挙げられる。 - Refrigeration equipment -
As shown in FIG. 1, the refrigeration system (1) includes a refrigerant circuit (2). The refrigerant circuit (2) is filled with refrigerant. The fluid compressed by the compressor (10) in this example is a refrigerant. For example, the refrigerant is an HFC (Hydro Fluoro Carbon) refrigerant such as R32, an HFO (Hydro Fluoro Olefin) refrigerant such as R1234yf, a natural refrigerant, or a mixed refrigerant thereof such as R454C (a mixed refrigerant of R32 and R1234yf). Examples of the natural refrigerant include natural refrigerants containing HC such as propane.

冷媒回路（2）は、圧縮機（10）と、放熱器（凝縮器）（3）と、減圧機構（4）と、蒸発器（5）とを含む。圧縮機（10）、放熱器（3）、減圧機構（4）および蒸発器（5）は、配管によって直列に接続される。減圧機構（4）は、例えば膨張弁である。冷媒回路（2）は、冷媒を循環させて、蒸気圧縮方式の冷凍サイクルを行う。 The refrigerant circuit (2) includes a compressor (10), a radiator (condenser) (3), a pressure reduction mechanism (4), and an evaporator (5). The compressor (10), radiator (3), pressure reduction mechanism (4), and evaporator (5) are connected in series by piping. The pressure reducing mechanism (4) is, for example, an expansion valve. The refrigerant circuit (2) circulates refrigerant to perform a vapor compression refrigeration cycle.

冷凍サイクルでは、圧縮機（10）によって圧縮された冷媒が、放熱器（3）において空気に放熱する。このとき、冷媒が液化する。放熱した冷媒は、減圧機構（4）によって減圧される。減圧された冷媒は、蒸発器（5）において蒸発する。蒸発した冷媒は、圧縮機（10）に収入される。圧縮機（10）は、吸入した冷媒を圧縮する。 In the refrigeration cycle, refrigerant compressed by a compressor (10) radiates heat to air in a radiator (3). At this time, the refrigerant liquefies. The heat radiated refrigerant is depressurized by the decompression mechanism (4). The depressurized refrigerant evaporates in the evaporator (5). The evaporated refrigerant is supplied to the compressor (10). The compressor (10) compresses the sucked refrigerant.

冷凍装置（1）は、例えば空気調和装置である。空気調和装置は、冷房と暖房とを切り換える冷暖房兼用機であってもよい。この場合、空気調和装置は、冷媒の循環方向を切り換える切換機構を有する。切換機構は、例えば四方切換弁である。空気調和装置は、冷房専用機または暖房専用機であってもよい。 The refrigeration device (1) is, for example, an air conditioner. The air conditioner may be a dual-purpose air conditioner that switches between cooling and heating. In this case, the air conditioner has a switching mechanism that switches the refrigerant circulation direction. The switching mechanism is, for example, a four-way switching valve. The air conditioner may be a cooling-only machine or a heating-only machine.

また、冷凍装置（1）は、給湯器、チラーユニット、庫内の空気を冷却する冷却装置などであってもよい。冷却装置は、冷蔵庫、冷凍庫、コンテナなどの内部の空気を冷却する装置である。 Further, the refrigeration device (1) may be a water heater, a chiller unit, a cooling device that cools the air inside the refrigerator, or the like. A cooling device is a device that cools the air inside a refrigerator, freezer, container, etc.

－圧縮機－
圧縮機（10）は、遠心式圧縮機（10）である。圧縮機（10）は、低圧の冷媒を吸引し、その冷媒を圧縮する。圧縮機（10）は、圧縮した後の高圧の冷媒を吐出する。なお、以下の説明において、圧縮機（10）のシャフト（62）の軸心（X）に沿う方向を「軸方向」と称し、軸方向に垂直な方向を径方向と称し、シャフト（62）の周囲に沿う方向を「周方向」と称する。 -Compressor-
The compressor (10) is a centrifugal compressor (10). The compressor (10) sucks in low-pressure refrigerant and compresses the refrigerant. The compressor (10) discharges the compressed high-pressure refrigerant. In addition, in the following description, the direction along the axis (X) of the shaft (62) of the compressor (10) is referred to as the "axial direction", the direction perpendicular to the axial direction is referred to as the radial direction, The direction along the periphery is called the "circumferential direction."

圧縮機（10）において、シャフト（62）の最高回転数は、３００００ｒｐｍ以上である。最高回転数は、電動機（60）の回転数の最大値を規定する。圧縮機（10）において、シャフト（62）の最高回転数を高くすることは、冷媒回路（2）における冷媒の循環量を増加させ、冷媒の最大循環量を確保するのに好ましい。このことは、冷房運転での冷房能力を高め、暖房運転での暖房能力を高めるのに有利である。 In the compressor (10), the maximum rotation speed of the shaft (62) is 30,000 rpm or more. The maximum rotation speed defines the maximum value of the rotation speed of the electric motor (60). In the compressor (10), it is preferable to increase the maximum rotational speed of the shaft (62) in order to increase the amount of refrigerant circulated in the refrigerant circuit (2) and to ensure the maximum amount of refrigerant circulated. This is advantageous in increasing the cooling capacity during cooling operation and increasing the heating capacity during heating operation.

図２に示すように、圧縮機（10）は、ケーシング（20）と、電動機（60）と、軸受（70）と、インペラ（90）とを備える。電動機（60）、軸受（70）およびインペラ（90）は、ケーシング（20）に収容される。 As shown in FIG. 2, the compressor (10) includes a casing (20), an electric motor (60), a bearing (70), and an impeller (90). The electric motor (60), bearing (70), and impeller (90) are housed in the casing (20).

〈ケーシング〉
ケーシング（20）は、両端が密閉された概ね円筒状の密閉容器である。ケーシング（20）は、その中心線が実質的に水平となる姿勢に設置される。ケーシング（20）は、軸方向に延びる。ケーシング（20）は、内部空間（22）を有する。ケーシング（20）は、第１壁部（24）と、第２壁部（26）とを有する。第１壁部（24）は、内部空間（22）を、軸方向における一方側で区画する。第２壁部（26）は、内部空間（22）を、軸方向における他方側で区画する。 <casing>
The casing (20) is a generally cylindrical closed container with both ends sealed. The casing (20) is placed in an orientation such that its centerline is substantially horizontal. The casing (20) extends in the axial direction. The casing (20) has an internal space (22). The casing (20) has a first wall (24) and a second wall (26). The first wall (24) partitions the internal space (22) on one side in the axial direction. The second wall (26) partitions the internal space (22) on the other side in the axial direction.

内部空間（22）において、第１壁部（24）によって軸方向における外側に区画された一方側の空間は、インペラ室（28）を構成する。内部空間（22）において、第２壁部（26）によって軸方向における外側に区画された他方側の空間は、スラスト軸受室（30）を構成する。内部空間（22）において、第１壁部（24）および第２壁部（26）によって軸方向における内側に区画された中間の空間は、電動機室（32）を構成する。 In the internal space (22), a space on one side partitioned outward in the axial direction by the first wall (24) constitutes an impeller chamber (28). In the internal space (22), the other space partitioned outward in the axial direction by the second wall (26) constitutes a thrust bearing chamber (30). In the internal space (22), an intermediate space partitioned inward in the axial direction by the first wall (24) and the second wall (26) constitutes a motor room (32).

第１壁部（24）および第２壁部（26）にはそれぞれ、挿通孔（34,36）が形成される。電動機（60）のシャフト（62）は、両方の挿通孔（34,36）に挿通される。第１壁部（24）の挿通孔（34）の内周面とシャフト（62）との間には、隙間（38）が設けられる。この隙間（38）は、ラジアルシール部（40）を構成する。ラジアルシール部（40）は、第１壁部（24）とシャフト（62）との間を軸方向においてシールする。 Insertion holes (34, 36) are formed in the first wall (24) and the second wall (26), respectively. The shaft (62) of the electric motor (60) is inserted into both the insertion holes (34, 36). A gap (38) is provided between the inner peripheral surface of the insertion hole (34) of the first wall (24) and the shaft (62). This gap (38) constitutes a radial seal portion (40). The radial seal portion (40) seals between the first wall portion (24) and the shaft (62) in the axial direction.

ケーシング（20）において、インペラ室（28）の外周には、ディフューザ（42）と、スクロール流路（44）とが設けられる。ディフューザ（42）は、インペラ室（28）とスクロール流路（44）との間に環状に形成される。ディフューザ（42）は、ケーシング（20）の軸方向において互いに対向する一対の側面により画定される。ディフューザ（42）は、インペラ室（28）と、スクロール流路（44）とを連通させる。スクロール流路（44）は、ディフューザ（42）の周囲に渦巻き状に形成される。 In the casing (20), a diffuser (42) and a scroll flow path (44) are provided on the outer periphery of the impeller chamber (28). The diffuser (42) is formed in an annular shape between the impeller chamber (28) and the scroll passage (44). The diffuser (42) is defined by a pair of side surfaces facing each other in the axial direction of the casing (20). The diffuser (42) communicates the impeller chamber (28) and the scroll flow path (44). The scroll flow path (44) is formed in a spiral shape around the diffuser (42).

ケーシング（20）には、吸入口（46）と、吐出口（48）とが設けられる。吸入口（46）は、ケーシング（20）の軸方向におけるインペラ室（28）側の一端に開口する。吸入口（46）は、インペラ室（28）の中央部分に連通する。吸入口（46）には、吸入管（50）が接続される。吐出口（48）は、スクロール流路（44）の外側端に形成される。吐出口（48）は、スクロール流路（44）に連通する。吐出口（48）には、吐出管（52）が接続される。 The casing (20) is provided with an inlet (46) and an outlet (48). The suction port (46) opens at one end of the casing (20) on the impeller chamber (28) side in the axial direction. The suction port (46) communicates with the central portion of the impeller chamber (28). A suction pipe (50) is connected to the suction port (46). The discharge port (48) is formed at the outer end of the scroll flow path (44). The discharge port (48) communicates with the scroll flow path (44). A discharge pipe (52) is connected to the discharge port (48).

〈電動機〉
電動機（60）は、インペラ（90）の駆動源である。電動機（60）は、電動機室（32）に収容される。電動機（60）は、例えば、永久磁石同期型モータである。電動機（60）は、シャフト（62）と、ロータ（64）と、ステータ（66）とを備える。電動機（60）は、シャフト（62）の軸心（X）の方向（軸方向）が水平向きとなる姿勢に設けられる。 <Electric motor>
The electric motor (60) is a drive source for the impeller (90). The electric motor (60) is housed in the electric motor room (32). The electric motor (60) is, for example, a permanent magnet synchronous motor. The electric motor (60) includes a shaft (62), a rotor (64), and a stator (66). The electric motor (60) is provided in a posture in which the direction (axial direction) of the axis (X) of the shaft (62) is horizontal.

シャフト（62）は、インペラ（90）を駆動させる棒状部材である。シャフト（62）は、ケーシング（20）の中心線に沿う方向に内部空間（22）を延びる。シャフト（62）は、第１壁部（24）および第２壁部（26）に形成された挿通孔（34,36）に挿通される。シャフト（62）の一端部は、インペラ室（28）に位置する。シャフト（62）の他端部は、スラスト軸受室（30）に位置する。 The shaft (62) is a rod-shaped member that drives the impeller (90). The shaft (62) extends in the internal space (22) in a direction along the centerline of the casing (20). The shaft (62) is inserted into insertion holes (34, 36) formed in the first wall (24) and the second wall (26). One end of the shaft (62) is located in the impeller chamber (28). The other end of the shaft (62) is located in the thrust bearing chamber (30).

ロータ（64）は、概ね円筒状に形成される。ロータ（64）には、シャフト（62）が挿通される。ロータ（64）は、シャフト（62）の中途部に設けられる。ロータ（64）は、シャフト（62）に固定される。ロータ（64）は、シャフト（62）と実質的に同軸に配置される。ロータ（64）には、複数の永久磁石が設けられる。ロータ（64）は、シャフト（62）と一体に回転する。 The rotor (64) is formed into a generally cylindrical shape. The shaft (62) is inserted through the rotor (64). The rotor (64) is provided in the middle of the shaft (62). The rotor (64) is fixed to the shaft (62). The rotor (64) is arranged substantially coaxially with the shaft (62). The rotor (64) is provided with a plurality of permanent magnets. The rotor (64) rotates together with the shaft (62).

ステータ（66）は、概ね円筒状に形成される。ステータ（66）は、ロータ（64）の外周を囲うように配置される。ステータ（66）は、ケーシング（20）の内壁に固定される。ステータ（66）には、コイルが巻き付けられる。ステータ（66）の内周面は、ロータ（64）の外周面と径方向に所定の隙間（エアギャップ）を隔てて対向する。 The stator (66) is formed into a generally cylindrical shape. The stator (66) is arranged to surround the outer periphery of the rotor (64). The stator (66) is fixed to the inner wall of the casing (20). A coil is wound around the stator (66). The inner circumferential surface of the stator (66) faces the outer circumferential surface of the rotor (64) with a predetermined gap (air gap) in the radial direction.

電動機（60）は、ロータ（64）とステータ（66）との間における磁束と電流との相互作用により、シャフト（62）を回転させる。シャフト（62）のうちスラスト軸受室（30）に位置する端部には、円盤部（68）が設けられる。円盤部（68）は、シャフト（62）の径方向における外側へ延びる円環状に形成される。円盤部（68）は、シャフト（62）と実質的に同軸に配置される。円盤部（68）は、スラスト軸受（74）の構成要素である。 The electric motor (60) rotates the shaft (62) due to the interaction of magnetic flux and current between the rotor (64) and the stator (66). A disk portion (68) is provided at the end of the shaft (62) located in the thrust bearing chamber (30). The disc portion (68) is formed in an annular shape extending outward in the radial direction of the shaft (62). The disk portion (68) is arranged substantially coaxially with the shaft (62). The disk portion (68) is a component of the thrust bearing (74).

〈軸受〉
圧縮機（10）は、軸受（70）として、一対のタッチダウン軸受（72）と、スラスト軸受（74）と、一対のラジアル軸受（80）とを備える。 <bearing>
The compressor (10) includes a pair of touchdown bearings (72), a thrust bearing (74), and a pair of radial bearings (80) as bearings (70).

タッチダウン軸受（72）は、転がり軸受である。タッチダウン軸受（72）は、電動機（60）への通電が停止しているときに、シャフト（62）を回転可能に支持する。タッチダウン軸受（72）は、シャフト（62）の径方向における外側に作用するラジアル荷重を受ける。タッチダウン軸受（72）は、ケーシング（20）の内壁に取り付けられる。 The touchdown bearing (72) is a rolling bearing. The touchdown bearing (72) rotatably supports the shaft (62) when power to the electric motor (60) is stopped. The touchdown bearing (72) receives a radial load acting on the outside in the radial direction of the shaft (62). The touchdown bearing (72) is attached to the inner wall of the casing (20).

タッチダウン軸受（72）は、第１壁部（24）における挿通孔（34）の内周面と、第２壁部（26）における挿通孔（36）の内周面とにそれぞれ設けられる。一方のタッチダウン軸受（72）は、シャフト（62）のインペラ室（28）寄りの部分の外周を囲うように配置される。他方のタッチダウン軸受（72）は、シャフト（62）のスラスト軸受室（30）寄りの部分の外周を囲うように配置される。 The touchdown bearings (72) are provided on the inner peripheral surface of the insertion hole (34) in the first wall (24) and the inner peripheral surface of the insertion hole (36) in the second wall (26), respectively. One touchdown bearing (72) is arranged so as to surround the outer periphery of a portion of the shaft (62) closer to the impeller chamber (28). The other touchdown bearing (72) is arranged so as to surround the outer periphery of the portion of the shaft (62) closer to the thrust bearing chamber (30).

スラスト軸受（74）は、磁気軸受である。スラスト軸受（74）は、シャフト（62）の円盤部（68）を電磁力により浮かせて、非接触で回転可能に支持する。スラスト軸受（74）は、シャフト（62）の軸方向に作用するスラスト荷重を受ける。スラスト軸受（74）は、ケーシング（20）の内壁に取り付けられる。 The thrust bearing (74) is a magnetic bearing. The thrust bearing (74) suspends the disk portion (68) of the shaft (62) by electromagnetic force and supports it rotatably without contact. The thrust bearing (74) receives a thrust load acting in the axial direction of the shaft (62). The thrust bearing (74) is attached to the inner wall of the casing (20).

スラスト軸受（74）は、スラスト軸受室（30）に配置される。スラスト軸受（74）は、一対の電磁石（76）を有する。一対の電磁石（76）はそれぞれ、円環状に形成される。一対の電磁石（76）は、シャフト（62）の円盤部（68）の外周寄りの部分を介して互いに向かい合うように配置される。各電磁石（76）は、円盤部（68）との間に間隔をあけて設けられる。 The thrust bearing (74) is arranged in the thrust bearing chamber (30). The thrust bearing (74) has a pair of electromagnets (76). Each of the pair of electromagnets (76) is formed in an annular shape. The pair of electromagnets (76) are arranged to face each other via a portion of the shaft (62) near the outer periphery of the disk portion (68). Each electromagnet (76) is provided with an interval between it and the disc part (68).

ラジアル軸受（80）は、電動機室（32）においてロータ（64）およびステータ（66）の両側に配置される。ロータ（64）およびステータ（66）は、電動機室（32）を第１空間（32a）と第２空間（32b）とに区画する。第１空間（32a）は、第１壁部（24）側の空間である。第２空間（32b）は、第２壁部（26）側の空間である。第１空間（32a）および第２空間（32b）にはそれぞれ、ラジアル軸受（80）が設けられる。 The radial bearing (80) is arranged on both sides of the rotor (64) and the stator (66) in the motor room (32). The rotor (64) and the stator (66) partition the motor room (32) into a first space (32a) and a second space (32b). The first space (32a) is a space on the first wall (24) side. The second space (32b) is a space on the second wall (26) side. A radial bearing (80) is provided in each of the first space (32a) and the second space (32b).

ラジアル軸受（80）は、保持部材（82）に保持される。保持部材（82）は、概ね円板状に形成される。保持部材（82）の外周面は、ケーシング（20）の内壁に固定される。保持部材（82）の中央部分には、筒状部（83）が設けられる。筒状部（83）には、保持部材（82）を貫通する挿通孔（84）が形成される。挿通孔（84）には、シャフト（62）が挿通される。ラジアル軸受（80）は、挿通孔（84）の内側に収容される。 The radial bearing (80) is held by a holding member (82). The holding member (82) is generally formed into a disk shape. The outer peripheral surface of the holding member (82) is fixed to the inner wall of the casing (20). A cylindrical portion (83) is provided in the central portion of the holding member (82). An insertion hole (84) passing through the holding member (82) is formed in the cylindrical portion (83). The shaft (62) is inserted into the insertion hole (84). The radial bearing (80) is housed inside the insertion hole (84).

ラジアル軸受（80）は、シャフト（62）を外周で支持する。図４に示すように、ラジアル軸受（80）は、フォイル軸受である。ラジアル軸受（80）は、シャフト（62）との間にガス膜（GF）を形成することで、そのガス膜（GF）によりシャフト（62）を浮かせて、非接触で回転可能に支持する。ラジアル軸受（80）は、シャフト（62）の径方向における外側に作用するラジアル荷重を受ける。ラジアル軸受（80）は、軸受ハウジング（86）と、トップフォイル（88）と、バックフォイル（89）とを備える。 The radial bearing (80) supports the shaft (62) at its outer periphery. As shown in FIG. 4, the radial bearing (80) is a foil bearing. The radial bearing (80) forms a gas film (GF) between the radial bearing (80) and the shaft (62), thereby floating the shaft (62) and rotatably supporting the shaft (62) without contact. The radial bearing (80) receives a radial load that acts on the outside in the radial direction of the shaft (62). The radial bearing (80) includes a bearing housing (86), a top foil (88), and a back foil (89).

軸受ハウジング（86）は、円筒状に形成される。軸受ハウジング（86）は、挿通孔（87）を有する。挿通孔（87）の中央部分には、シャフト（62）が挿通される。挿通孔（87）におけるシャフト（62）の外周には、トップフォイル（88）およびバックフォイル（89）が収容される。バックフォイル（89）は、挿通孔（87）の内周面側に位置する。トップフォイル（88）は、挿通孔（87）の中央側（シャフト（62）側）に位置する。 The bearing housing (86) is formed into a cylindrical shape. The bearing housing (86) has an insertion hole (87). The shaft (62) is inserted through the central portion of the insertion hole (87). A top foil (88) and a back foil (89) are accommodated on the outer periphery of the shaft (62) in the insertion hole (87). The back foil (89) is located on the inner peripheral surface side of the insertion hole (87). The top foil (88) is located on the center side (the shaft (62) side) of the insertion hole (87).

トップフォイル（88）は、円筒状に形成される。トップフォイル（88）の内周面は、シャフト（62）の外周面と対向し、軸受面を構成する。トップフォイル（88）は、金属製の薄板からなり、可撓性を有する。トップフォイル（88）の周方向における一端部は、外周側に折り曲げられて、バックフォイル（89）に接合される。そのことで、トップフォイル（88）は、バックフォイル（89）に固定される。 The top foil (88) is formed into a cylindrical shape. The inner peripheral surface of the top foil (88) faces the outer peripheral surface of the shaft (62) and forms a bearing surface. The top foil (88) is made of a thin metal plate and has flexibility. One end of the top foil (88) in the circumferential direction is bent toward the outer circumferential side and joined to the back foil (89). Thereby, the top foil (88) is fixed to the back foil (89).

バックフォイル（89）は、円筒状に形成される。バックフォイル（89）は、軸受ハウジング（86）とトップフォイル（88）との間に配置される。バックフォイル（89）は、軸受ハウジング（86）に固定される。バックフォイル（89）は、トップフォイル（88）を弾性的に支持する。バックフォイル（89）は、例えばバンプフォイルである。バックフォイル（89）は、メッシュフォイルであってもよい。 The back foil (89) is formed into a cylindrical shape. The back foil (89) is arranged between the bearing housing (86) and the top foil (88). The back foil (89) is fixed to the bearing housing (86). The back foil (89) elastically supports the top foil (88). The back foil (89) is, for example, a bump foil. The back foil (89) may be a mesh foil.

トップフォイル（88）とシャフト（62）との間には、所定の隙間（G）が設定される。シャフト（62）が回転すると、トップフォイル（88）の内周面がシャフト（62）との間に隙間（G）を形成し、ガスがトップフォイル（88）とシャフト（62）との間の隙間（G）に引き込まれてガス膜（GF）を生じる。ガス膜（GF）は、シャフト（62）をトップフォイル（88）から浮かせる。それにより、ラジアル軸受（80）は、シャフト（62）を非接触で支持する。 A predetermined gap (G) is set between the top foil (88) and the shaft (62). When the shaft (62) rotates, the inner peripheral surface of the top foil (88) forms a gap (G) between the shaft (62) and the gas flows between the top foil (88) and the shaft (62). It is drawn into the gap (G) and forms a gas film (GF). A gas film (GF) suspends the shaft (62) from the top foil (88). Thereby, the radial bearing (80) supports the shaft (62) without contact.

〈インペラ〉
インペラ（90）は、インペラ室（28）に収容される。インペラ（90）には、シャフト（62）の一端部が連結される。インペラ（90）は、概ね円錐形状に形成される。インペラ（90）は、複数のブレードを有する。インペラ（90）の背面（91）には、第１壁部（24）が対向する。インペラ（90）の背面（91）と第１壁部（24）との間には、背面隙間（92）が形成される（図３参照）。背面隙間（92）は、環状に形成される。インペラ（90）はシャフト（62）と共に、回転部（100）を構成する。インペラ（90）は、シャフト（62）と一体に回転し、冷媒を圧送する。 <Impeller>
The impeller (90) is housed in the impeller chamber (28). One end of the shaft (62) is connected to the impeller (90). The impeller (90) is formed into a generally conical shape. The impeller (90) has multiple blades. The first wall portion (24) faces the back surface (91) of the impeller (90). A back surface gap (92) is formed between the back surface (91) of the impeller (90) and the first wall (24) (see FIG. 3). The back gap (92) is formed in an annular shape. The impeller (90) and the shaft (62) constitute a rotating part (100). The impeller (90) rotates together with the shaft (62) and pumps the refrigerant.

インペラ（90）が回転すると、インペラ室（28）に吸入された冷媒が遠心力により圧縮される。インペラ室（28）で圧縮された冷媒は、ディフューザ（42）を経てスクロール流路（44）を流れる。スクロール流路（44）を流れた冷媒は、吐出口（48）から吐出管（52）に吐出される。インペラ室（28）は、インペラ（90）の回転により昇圧される。このとき、インペラ室（28）の気圧は相対的に高圧になり、電動機室（32）の気圧は相対的に低圧になる。 When the impeller (90) rotates, the refrigerant sucked into the impeller chamber (28) is compressed by centrifugal force. The refrigerant compressed in the impeller chamber (28) flows through the scroll passage (44) through the diffuser (42). The refrigerant that has flowed through the scroll channel (44) is discharged from the discharge port (48) into the discharge pipe (52). The impeller chamber (28) is pressurized by rotation of the impeller (90). At this time, the air pressure in the impeller chamber (28) becomes relatively high, and the air pressure in the motor room (32) becomes relatively low.

インペラ（90）の比速度Ｎｓは、０．１未満に設定される。比速度Ｎｓとしては、無次元数の比速度が用いられる。比速度Ｎｓは、以下の式（１）に基づいて算出される。 The specific speed Ns of the impeller (90) is set to less than 0.1. As the specific speed Ns, a dimensionless specific speed is used. The specific speed Ns is calculated based on the following equation (1).

ここで、「Ｎ」は、回転数［ｓ－１］である。「Ｇ」は、流体質量流量［ｋｇ／ｓ］である。「ρ」は、流体密度［ｋｇ／ｍ^３］である。「ｇＨ」は、有効比仕事［Ｊ／ｋｇ］である。「ｇ」は、重力加速度［ｍ／ｓ２］である。「Ｈ」は、ヘッド（揚程）［ｍ］である。 Here, "N" is the rotation speed [s-1]. "G" is fluid mass flow rate [kg/s]. “ρ” is the fluid density [kg/m ³ ]. "gH" is effective specific work [J/kg]. "g" is gravitational acceleration [m/s2]. "H" is head (lifting height) [m].

図５に示すように、比速度Ｎｓの値は、遠心式、斜流式、軸流式といったインペラ（90）の構造方式によっておおよそ定まっている。また、比速度Ｎｓの値に応じて達成できる効率の値も経験的に知られている。遠心式のインペラ（90）は、斜流式および軸流式のインペラに比べて低い比速度で効率的に有利である。遠心式のインペラ（90）は、比速度Ｎｓが０．１よりも大きい範囲で最も高い効率を発揮する。 As shown in FIG. 5, the value of the specific speed Ns is approximately determined depending on the structure of the impeller (90), such as a centrifugal type, mixed flow type, or axial flow type. Further, the value of efficiency that can be achieved depending on the value of specific speed Ns is also known empirically. Centrifugal impellers (90) have an efficiency advantage over mixed flow and axial flow impellers at lower specific speeds. The centrifugal impeller (90) exhibits the highest efficiency in a range where the specific speed Ns is greater than 0.1.

遠心式のインペラ（90）では、比速度Ｎｓが０．１未満であると、比速度Ｎｓが小さくなるほど効率が下がる。圧縮機（10）を小容量且つ高ヘッドの設計とする場合には、回転数Ｎを高くすることで、インペラ（90）の比速度Ｎｓを高めることは可能である。しかし、回転数Ｎを高くするのには、軸共振などの観点から限界がある。このため、本例の圧縮機（10）では、インペラ（90）の比速度Ｎｓを０．１未満に低く設計する。 In the centrifugal impeller (90), when the specific speed Ns is less than 0.1, the efficiency decreases as the specific speed Ns becomes smaller. When the compressor (10) is designed to have a small capacity and a high head, it is possible to increase the specific speed Ns of the impeller (90) by increasing the rotation speed N. However, there is a limit to increasing the rotational speed N from the viewpoint of shaft resonance and the like. Therefore, in the compressor (10) of this example, the specific speed Ns of the impeller (90) is designed to be low, less than 0.1.

このような低比速度設計のインペラ（90）において、ヘッドＨを高くするには、インペラ（90）の直径Ｄを大きくする必要がある。ヘッドＨの高さは、回転数Ｎとインペラ（90）の直径Ｄとの積算値に比例する（Ｈ∝Ｎ×Ｄ）。そして、圧縮機（10）が同容量且つ同ヘッドに設計される場合、インペラ（90）の直径Ｄが大きくなるに従い、インペラ（90）の風損Ｗは大きくなる。よって、図６に示すように、圧縮機（10）の機械的損失におけるインペラ（90）の風損Ｗの割合は、比速度Ｎｓが小さいほど、大きくなる。 In order to increase the height of the head H in such a low specific speed designed impeller (90), it is necessary to increase the diameter D of the impeller (90). The height of the head H is proportional to the integrated value of the rotation speed N and the diameter D of the impeller (90) (H∝N×D). When the compressor (10) is designed to have the same capacity and the same head, the windage loss W of the impeller (90) increases as the diameter D of the impeller (90) increases. Therefore, as shown in FIG. 6, the ratio of the windage loss W of the impeller (90) to the mechanical loss of the compressor (10) increases as the specific speed Ns decreases.

インペラ（90）の風損Ｗは、インペラ（90）とガスとの摩擦抵抗による損失である。インペラ（90）の風損Ｗは、例えば、以下の式（２）で定義される。 The windage loss W of the impeller (90) is a loss due to frictional resistance between the impeller (90) and the gas. The windage loss W of the impeller (90) is defined, for example, by the following equation (2).

ここで、「Ｃ」は、風損係数である。風損係数Ｃは、インペラ（90）の材料や構造、ガスとの摩擦抵抗などに基づいて決定される。風損係数Ｃには、設計値、解析値、実測値のいずれを用いてもよい。「ρ」は、流体密度［ｋｇ／ｍ^３］である。「Ｎ」は、回転数［ｓ－１］である。「Ｄ」は、インペラ（90）の直径［ｍｍ］である。 Here, "C" is the windage coefficient. The windage coefficient C is determined based on the material and structure of the impeller (90), frictional resistance with gas, etc. For the windage coefficient C, any of a design value, an analysis value, and an actual measurement value may be used. “ρ” is the fluid density [kg/m ³ ]. "N" is the rotation speed [s-1]. "D" is the diameter [mm] of the impeller (90).

また、圧縮機（10）の漏れ損は、インペラ室（28）からのガスの漏れによる損失である。漏れ損は、ガスの漏れ量に応じて大きくなる。ガスの漏れ量は、インペラ室（28）とその外部との圧力差によって決定される。圧縮機（10）を同ヘッドの設計で小容量化すると、インペラ室（28）とその外部との圧力差は変化せずに主流の質量流量が低下する。このため、漏れ量の割合が大きくなり、圧縮機（10）の漏れ損が増加する。よって、図７に示すように、圧縮機（10）の機械的損失における漏れ損の割合は、インペラ（90）の比速度Ｎｓが小さいほど、大きくなる。 Further, the leakage loss of the compressor (10) is a loss due to gas leakage from the impeller chamber (28). Leakage loss increases depending on the amount of gas leakage. The amount of gas leakage is determined by the pressure difference between the impeller chamber (28) and the outside thereof. When the capacity of the compressor (10) is reduced using the same head design, the main mass flow rate decreases without changing the pressure difference between the impeller chamber (28) and the outside. Therefore, the proportion of the leakage amount increases, and the leakage loss of the compressor (10) increases. Therefore, as shown in FIG. 7, the proportion of leakage loss in the mechanical loss of the compressor (10) increases as the specific speed Ns of the impeller (90) decreases.

以上のことから、低比速度設計のインペラ（90）を用いる圧縮機（10）では、機械的損失におけるインペラ（90）の風損Ｗおよび漏れ損の割合が高い。これに対して、本例の圧縮機（10）では、インペラ（90）の風損Ｗの増大を抑えつつ、回転部（100）と第１壁部（24）との間のシール性を向上させるように、インペラ（90）の背面（91）にある背面隙間（92）が設計される。 From the above, in the compressor (10) using the impeller (90) with a low specific speed design, the proportion of windage loss W and leakage loss of the impeller (90) in mechanical loss is high. In contrast, in the compressor (10) of this example, the sealing performance between the rotating part (100) and the first wall part (24) is improved while suppressing the increase in the windage loss W of the impeller (90). The rear gap (92) on the rear surface (91) of the impeller (90) is designed to allow this.

シャフト（62）の軸方向における背面隙間（92）の幅を軸方向幅ｓとしたとき、背面隙間（92）は、内周側と外周側とで軸方向幅ｓが異なる態様を採用する。そのことにより、背面隙間（92）において、インペラ（90）の回転速度が高い外周側では、軸方向幅ｓを相対的に大きく確保して風損Ｗを低減し、内周側をシールとして利用する。 When the width of the back clearance (92) in the axial direction of the shaft (62) is defined as the axial width s, the rear clearance (92) adopts a mode in which the axial width s is different between the inner circumferential side and the outer circumferential side. As a result, in the back clearance (92), a relatively large axial width s is ensured on the outer circumferential side where the rotation speed of the impeller (90) is high, reducing windage loss W, and the inner circumferential side is used as a seal. do.

具体的には、図３に示すように、第１壁部（24）のインペラ室（28）に臨む面には、凹部（93）が形成される。凹部（93）は、電動機室（32）側に凹んだ環状の溝からなる。凹部（93）は、インペラ（90）の外周側に対応する位置に設けられる。背面隙間（92）において、軸方向幅ｓは、凹部（93）に対応する箇所と、凹部（93）がない箇所とで異なる。背面隙間（92）には、第１隙間（94）と、第２隙間（96）とが含まれる。第１隙間（94）は、凹部（93）がない箇所の背面隙間（92）である。第２隙間（96）は、凹部（93）に対応する箇所の背面隙間（92）である。 Specifically, as shown in FIG. 3, a recess (93) is formed in the surface of the first wall (24) facing the impeller chamber (28). The recess (93) is an annular groove recessed toward the motor chamber (32). The recess (93) is provided at a position corresponding to the outer circumferential side of the impeller (90). In the back surface gap (92), the axial width s differs between a portion corresponding to the recess (93) and a portion without the recess (93). The back surface gap (92) includes a first gap (94) and a second gap (96). The first gap (94) is a rear gap (92) where there is no recess (93). The second gap (96) is a rear gap (92) at a location corresponding to the recess (93).

第１隙間（94）は、インペラ（90）の内周側に対応する位置に設けられる。第１隙間（94）は、第１壁部（24）において凹部（93）よりも内周側の部分と、インペラ（90）の背面（91）との間に環状に形成される。第１隙間（94）の軸方向幅ｓ１は、背面隙間（92）において相対的に小さい。第１隙間（94）は、アキシャルシール部（95）を構成する。アキシャルシール部（95）は、インペラ（90）の背面（91）と第１壁部（24）との間を径方向においてシールする。アキシャルシール部（95）はラジアルシール部（40）と共に、圧縮機（10）で扱うガスがインペラ室（28）から電動機室（32）へ第１壁部（24）の挿通孔（34）を通じて漏れるのを抑制する。 The first gap (94) is provided at a position corresponding to the inner peripheral side of the impeller (90). The first gap (94) is formed in an annular shape between a portion of the first wall (24) on the inner peripheral side of the recess (93) and the back surface (91) of the impeller (90). The axial width s1 of the first gap (94) is relatively small in the rear gap (92). The first gap (94) constitutes an axial seal portion (95). The axial seal portion (95) seals between the back surface (91) of the impeller (90) and the first wall portion (24) in the radial direction. The axial seal part (95), together with the radial seal part (40), allows gas handled by the compressor (10) to pass from the impeller chamber (28) to the motor chamber (32) through the insertion hole (34) in the first wall part (24). Suppress leakage.

圧縮機（10）の過渡的な条件下では、シャフト（62）に径方向への力が作用し、インペラ（90）がシャフト（62）と共に径方向へ変位することがある。このとき、インペラ（90）の背面（91）と第１壁部（24）とがシャフト（62）の軸心（X）と直交する方向において対向すると、両者（90,24）が接触するおそれがある。また、インペラ（90）の背面（91）と第１壁部（24）とが接触しなくても、両者（90,24）の間の隙間が狭まるため、インペラ（90）の背面（91）での風損Ｗが増大する。 Under transient conditions of the compressor (10), a radial force acts on the shaft (62), and the impeller (90) may be displaced radially along with the shaft (62). At this time, if the back surface (91) of the impeller (90) and the first wall (24) face each other in a direction perpendicular to the axis (X) of the shaft (62), there is a risk that the two (90, 24) will come into contact with each other. There is. In addition, even if the back surface (91) of the impeller (90) and the first wall portion (24) do not come into contact, the gap between them (90, 24) narrows, so that the back surface (91) of the impeller (90) Windage loss W increases.

このことから、第１隙間（94）は、シャフト（62）の軸心（X）と直交する方向、つまり径方向に平面的に広がる。インペラ（90）の背面（91）と第１壁部（24）とは、第１隙間（94）を介し、軸方向において互いに対向する。このため、圧縮機（10）の過渡的な条件下で、インペラ（90）がシャフト（62）と共に径方向へ変位しても、第１隙間（94）が狭まらず、インペラ（90）の背面（91）と第１壁部（24）とが接触することを避けられる。 From this, the first gap (94) expands planarly in the direction perpendicular to the axis (X) of the shaft (62), that is, in the radial direction. The back surface (91) of the impeller (90) and the first wall portion (24) face each other in the axial direction with the first gap (94) interposed therebetween. Therefore, even if the impeller (90) is displaced in the radial direction together with the shaft (62) under transient conditions of the compressor (10), the first gap (94) does not narrow, and the impeller (90) Contact between the back surface (91) and the first wall portion (24) can be avoided.

第２隙間（96）は、インペラ（90）の外周側に対応する位置に設けられる。第２隙間（96）は、インペラ（90）の背面（91）と凹部（93）の底面との間に環状に形成される。第２隙間（96）の軸方向幅ｓ２は、背面隙間（96）において相対的に大きい。つまり、第２隙間（96）の軸方向幅ｓ２は、第１隙間（94）の軸方向幅ｓ１よりも大きい。そして、インペラ（90）の半径をインペラ半径ｒとしたとき、インペラ半径ｒに対する背面隙間（92）の軸方向幅ｓの比（ｓ／ｒ）は、第２隙間（96）で０．００８≦ｓ／ｒ≦０．５の関係を満たす。 The second gap (96) is provided at a position corresponding to the outer peripheral side of the impeller (90). The second gap (96) is formed in an annular shape between the back surface (91) of the impeller (90) and the bottom surface of the recess (93). The axial width s2 of the second gap (96) is relatively large in the back side gap (96). That is, the axial width s2 of the second gap (96) is larger than the axial width s1 of the first gap (94). When the radius of the impeller (90) is the impeller radius r, the ratio (s/r) of the axial width s of the back clearance (92) to the impeller radius r is 0.008≦ at the second clearance (96). The relationship s/r≦0.5 is satisfied.

すなわち、インペラ半径ｒに対する第２隙間（96）の軸方向幅ｓ２の比（ｓ２／ｒ）が、０．００８以上且つ０．５以下に設定される。当該比（ｓ２／ｒ）が０．００８未満であると、インペラ（90）の風損Ｗが比較的大きくなる。一方、当該比（ｓ２／ｒ）が０．５よりも大きくても、当該比（ｓ２／ｒ）が０．５以下の場合に比べて、インペラ（90）の風損Ｗを低減する効果の更なる増大が期待できない。これらのことから、インペラ半径ｒに対する第２隙間（96）の軸方向幅ｓ２の比（ｓ２／ｒ）は、上記の関係を満たすように設定される。 That is, the ratio (s2/r) of the axial width s2 of the second gap (96) to the impeller radius r is set to 0.008 or more and 0.5 or less. When the ratio (s2/r) is less than 0.008, the windage loss W of the impeller (90) becomes relatively large. On the other hand, even if the ratio (s2/r) is larger than 0.5, the effect of reducing the windage loss W of the impeller (90) is lower than when the ratio (s2/r) is 0.5 or less. Further increase cannot be expected. For these reasons, the ratio (s2/r) of the axial width s2 of the second gap (96) to the impeller radius r is set so as to satisfy the above relationship.

インペラ半径ｒに対する第２隙間（96）の軸方向幅ｓ２の比（ｓ２／ｒ）は、０．０２以上であることが好ましい。このことは、インペラ（90）の風損Ｗを低減する観点で有利である。同じ観点から、インペラ半径ｒに対する第２隙間（96）の軸方向幅ｓ２の比（ｓ２／ｒ）は、０．０６以上であることがさらに好ましい。さらに、当該比（ｓ２／ｒ）は、０．１以上であることがよりいっそう好ましい。そして、上記の観点から、当該比（ｓ２／ｒ）は、０．１２５以上であることが望ましい。 The ratio (s2/r) of the axial width s2 of the second gap (96) to the impeller radius r is preferably 0.02 or more. This is advantageous in terms of reducing windage loss W of the impeller (90). From the same viewpoint, it is more preferable that the ratio (s2/r) of the axial width s2 of the second gap (96) to the impeller radius r is 0.06 or more. Furthermore, it is even more preferable that the ratio (s2/r) is 0.1 or more. From the above viewpoint, it is desirable that the ratio (s2/r) is 0.125 or more.

図８に破線で示すように、水を摩擦対象とした場合について、円板の半径（ｒ）に対する当該円板の軸方向における隙間（ｓ）の比（以下、半径隙間比という）（ｓ／ｒ）と、当該円板を回転させたときの摩擦損失係数との関係（曲線を示す関数）が知られる。円板の摩擦損失係数が高いほど、円板の回転に伴うエネルギー損失が大きい。このような関係は、レイノルズ数Ｒｅごとに求められ、図８に一点鎖線で示すように、レイノルズ数Ｒｅが高いほど、円板の摩擦損失係数が最小値をとる半径隙間比が小さくなる傾向を示す。 As shown by the broken line in FIG. 8, when water is the object of friction, the ratio of the gap (s) in the axial direction of the disk to the radius (r) of the disk (hereinafter referred to as radial gap ratio) (s/ r) and the friction loss coefficient when the disc is rotated (a function showing a curve) is known. The higher the friction loss coefficient of the disc, the greater the energy loss associated with the rotation of the disc. Such a relationship is found for each Reynolds number Re, and as shown by the dashed line in Fig. 8, the higher the Reynolds number Re, the smaller the radius gap ratio at which the friction loss coefficient of the disk takes the minimum value. show.

上述した円板の半径隙間比と摩擦損失係数との関係は、以下の先行文献１に記載される。また、当該関係を求めるための試験方法は、以下の先行文献２に記載される。
・先行文献１：Roughness Effects on Frictional Resistance of Enclosed Rotating Disks(Nece, R. E., and Daily, J. W., 1960, ASME J. Basic Eng., 82, pp. 553-560)
・先行文献２：Versuche uber Scheibenreibung(Von Prof. Dr.-Ing. Kurt Pantell, Berlin, Forschung auf dem Gebiete des Ingenieurwesens, Band 16 Dusseldorf 1949/50 Nr. 4)
本願の発明者らは、冷媒ガスを摩擦対象とした場合について、新たに試験を実施することで、円板の半径隙間比（ｓ／ｒ）と摩擦損失係数（風損係数）との関係を求めた。試験としては、円筒状のケーシングに円板を回転自在に収容し、ケーシング内に冷媒ガスを充填した状態で、円板をフリーランで回転させ、回転数の減速具合を計測し、その減速具合から円板の摩擦損失係数（風損係数）を計算する間接計測の方法を実施した。 The relationship between the radius gap ratio of the disc and the friction loss coefficient described above is described in Prior Document 1 below. Further, a test method for determining the relationship is described in Prior Document 2 below.
・Prior document 1: Roughness Effects on Frictional Resistance of Enclosed Rotating Disks (Nece, RE, and Daily, JW, 1960, ASME J. Basic Eng., 82, pp. 553-560)
・Prior document 2: Versuche uber Scheibenreibung (Von Prof. Dr.-Ing. Kurt Pantell, Berlin, Forschung auf dem Gebiete des Ingenieurwesens, Band 16 Dusseldorf 1949/50 Nr. 4)
The inventors of the present application conducted a new test for the case where refrigerant gas is the object of friction, and thereby investigated the relationship between the radius clearance ratio (s/r) of the disk and the friction loss coefficient (windage loss coefficient). I asked for it. In the test, a disk is rotatably housed in a cylindrical casing, and with the casing filled with refrigerant gas, the disk is rotated free-run, and the degree of deceleration of the rotational speed is measured, and the degree of deceleration is measured. We implemented an indirect measurement method to calculate the friction loss coefficient (windage loss coefficient) of the disc from the following.

この試験に使用した冷媒ガスは、レイノルズ数Ｒｅが１０^７のＲ３２であった。この試験では、円板として直径４０ｍｍの円板を用いた。また、円板のフリーランの回転数を５５０００ｒｐｍ、７５０００ｒｐｍとし、それら各回転数からの減速具合を計測した。そして、当該試験では、円板とケーシングとの軸方向における隙間（ｓ）を、半径隙間比（ｓ／ｒ）が０．００８、０．０２、０．１２５となる３点に調整し、これら３点で円板の摩擦損失係数を求めた。 The refrigerant gas used in this test was R32 with a Reynolds number Re of ¹⁰⁷ . In this test, a disk with a diameter of 40 mm was used. Further, the free run rotational speed of the disc was set to 55,000 rpm and 75,000 rpm, and the degree of deceleration from each of these rotational speeds was measured. In the test, the gap (s) in the axial direction between the disk and the casing was adjusted to three points with a radial gap ratio (s/r) of 0.008, 0.02, and 0.125. The friction loss coefficient of the disk was determined at three points.

本試験により、円板が冷媒ガス（Ｒ３２）の中に置かれる環境では、円板の半径隙間比（ｓ／ｒ）が０．００８よりも大きいほど、円板の摩擦損失係数が小さい値をとる傾向にあることが分かった。レイノルズ数Ｒｅが同じ１０^７の水を摩擦対象とする場合では、円板の半径隙間比（ｓ／ｒ）が０．００８付近で摩擦損失係数が最小値をとるが、冷媒ガス（Ｒ３２）を摩擦対象とする場合では、円板の半径隙間比（ｓ／ｒ）が０．００８よりも大きい側、さらには０．１２５よりも大きい側に、摩擦損失係数の最小値が存在することが判明した。 This test showed that in an environment where the disk is placed in refrigerant gas (R32), the larger the radius gap ratio (s/r) of the disk is than 0.008, the smaller the friction loss coefficient of the disk. It was found that there is a tendency to When the object of friction is water with the same Reynolds number Re of ¹⁰⁷ , the friction loss coefficient takes a minimum value when the radius gap ratio (s/r) of the disc is around 0.008, but when the refrigerant gas (R32) In the case of friction, it was found that the minimum value of the friction loss coefficient exists on the side where the radius clearance ratio (s/r) of the disk is larger than 0.008, and further on the side larger than 0.125. did.

－実施形態の特徴－
この実施形態の圧縮機（10）では、インペラ（90）の比速度Ｎｓが０．１未満に設定される。このような低比速度設計のインペラ（90）は、小容量且つ高ヘッドの性能を実現するのに有利である。そして、この圧縮機（10）では、インペラ半径ｒに対する背面隙間（92）のうち第２隙間（96）の軸方向幅ｓの比（ｓ／ｒ）が、第２隙間（96）で０．００８以上且つ０．５以下である。そのことで、インペラ（90）の背面（91）が臨む第２隙間（96）をインペラ半径ｒに応じて適切な軸方向幅ｓとすることができる。これにより、インペラ（90）の背面（91）での風損Ｗを低減できる。その結果、低比速度Ｎｓに設計された圧縮機（10）において、圧縮効率を高めることができる。 -Features of the embodiment-
In the compressor (10) of this embodiment, the specific speed Ns of the impeller (90) is set to less than 0.1. The impeller (90) having such a low specific speed design is advantageous in achieving small capacity and high head performance. In this compressor (10), the ratio (s/r) of the axial width s of the second gap (96) in the back gap (92) to the impeller radius r is 0. 008 or more and 0.5 or less. Thereby, the second gap (96) facing the back surface (91) of the impeller (90) can be made to have an appropriate axial width s according to the impeller radius r. Thereby, windage loss W at the back surface (91) of the impeller (90) can be reduced. As a result, compression efficiency can be increased in the compressor (10) designed to have a low specific speed Ns.

この実施形態の圧縮機（10）では、インペラ（90）の背面（91）の内周側に対応する第１隙間（94）が、アキシャルシール部（95）を構成する。このアキシャルシール部（95）は、インペラ（90）の背面（91）と第１壁部（24）との間をシールする。それにより、圧縮機（10）で扱うガスが、インペラ（90）の背面側にある背面隙間（92）を通じて、第１壁部（24）に設けられた挿通孔（34）の内周面とシャフト（62）との間から漏れるのを抑制できる。したがって、圧縮機（10）でのガスの漏れによる損失（漏れ損）を低減できる。 In the compressor (10) of this embodiment, the first gap (94) corresponding to the inner peripheral side of the back surface (91) of the impeller (90) constitutes an axial seal portion (95). This axial seal portion (95) seals between the back surface (91) of the impeller (90) and the first wall portion (24). As a result, the gas handled by the compressor (10) passes through the back gap (92) on the back side of the impeller (90) and reaches the inner peripheral surface of the insertion hole (34) provided in the first wall (24). It is possible to suppress leakage from between the shaft (62) and the shaft (62). Therefore, loss due to gas leakage (leakage loss) in the compressor (10) can be reduced.

また、この実施形態の圧縮機（10）では、インペラ（90）の背面（91）の外周側に対応する第２隙間（96）の軸方向幅ｓ２は、第１隙間（94）の軸方向幅ｓ１よりも大きい。そして、第２隙間（96）の軸方向幅ｓ２におけるインペラ半径ｒに対する比（ｓ２／ｒ）は、０．００８以上且つ０．５以下である。インペラ（90）の外周側の方が内周側よりも、回転速度が高く、インペラ（90）の背面（91）での風損Ｗが大きい。よって、インペラ（90）の背面（91）での風損Ｗを効果的に低減できる。 Furthermore, in the compressor (10) of this embodiment, the axial width s2 of the second gap (96) corresponding to the outer peripheral side of the back surface (91) of the impeller (90) is the same as the axial width s2 of the first gap (94). It is larger than the width s1. The ratio (s2/r) of the axial width s2 of the second gap (96) to the impeller radius r is 0.008 or more and 0.5 or less. The rotational speed is higher on the outer circumferential side of the impeller (90) than on the inner circumferential side, and the windage loss W at the back surface (91) of the impeller (90) is larger. Therefore, windage loss W at the back surface (91) of the impeller (90) can be effectively reduced.

この実施形態の圧縮機（10）では、第１隙間（94）がシャフト（62）の軸心（X）と直交する方向に平面的に広がる。このような第１隙間（94）を形成するインペラ（90）の背面（91）と第１壁部（24）とは、軸方向において互いに対向する。これにより、インペラ（90）がシャフト（62）と共に径方向へ変位しても、インペラ（90）の背面（91）と第１壁部（24）とは接触せず、且つ第１隙間（94）が狭まらずに済む。したがって、圧縮機（10）の信頼性を高め、過渡的な条件下においても、インペラ（90）の背面（91）での風損Ｗが増加するのを抑制できる。 In the compressor (10) of this embodiment, the first gap (94) expands in a plane in a direction perpendicular to the axis (X) of the shaft (62). The back surface (91) of the impeller (90) and the first wall portion (24) that form such a first gap (94) face each other in the axial direction. As a result, even if the impeller (90) is displaced in the radial direction together with the shaft (62), the back surface (91) of the impeller (90) and the first wall (24) do not come into contact with each other, and the first gap (94) ) will not be narrowed. Therefore, the reliability of the compressor (10) can be improved, and an increase in windage loss W at the back surface (91) of the impeller (90) can be suppressed even under transient conditions.

この実施形態の圧縮機（10）では、シャフト（62）を支持するラジアル軸受（80）がフォイル軸受である。そうしたラジアル軸受（80）は、シャフト（62）との間にガス膜（GF）を形成することで、そのガス膜（GF）によりシャフト（62）を浮かせて非接触で回転可能に支持する。当該ラジアル軸受（80）は、シャフト（62）の回転に伴って生じる摩擦熱およびその軸受（80）の摩耗量を低減するのに有利である。 In the compressor (10) of this embodiment, the radial bearing (80) that supports the shaft (62) is a foil bearing. By forming a gas film (GF) between the radial bearing (80) and the shaft (62), the shaft (62) is suspended by the gas film (GF) and rotatably supported without contact. The radial bearing (80) is advantageous in reducing frictional heat generated as the shaft (62) rotates and the amount of wear on the bearing (80).

このようにフォイル軸受をラジアル軸受（80）として用いる圧縮機（10）では、過渡的な条件下で生じるシャフト（62）の径方向への変位が比較的大きい。よって、そうした圧縮機（10）においては特に、上述したように、インペラ（90）が径方向へ変位しても第１隙間（94）が狭まるのを避けられるので、第１隙間（94）が径方向に平面的に広がる構成が有効である。 In the compressor (10) that uses a foil bearing as the radial bearing (80) in this way, the radial displacement of the shaft (62) that occurs under transient conditions is relatively large. Therefore, especially in such a compressor (10), as described above, even if the impeller (90) is displaced in the radial direction, the first gap (94) can be prevented from narrowing. A configuration that extends planarly in the radial direction is effective.

この実施形態の圧縮機（10）では、シャフト（62）の最高回転数が３００００ｒｐｍ以上であって比較的高い。圧縮機（10）を所定の比速度Ｎｓとする場合、シャフト（62）の最大回転数が高いほど、圧縮機（10）の容量を小さくするか、またはヘッドを高くできる。よって、シャフト（62）の最高回転数が比較的高いことは、圧縮機（10）に小容量且つ高ヘッドの性能を実現するのに好適である。 In the compressor (10) of this embodiment, the maximum rotation speed of the shaft (62) is 30,000 rpm or more, which is relatively high. When the compressor (10) has a predetermined specific speed Ns, the higher the maximum rotation speed of the shaft (62), the smaller the capacity of the compressor (10) or the higher the head. Therefore, the relatively high maximum rotational speed of the shaft (62) is suitable for realizing a small capacity and high head performance in the compressor (10).

この実施形態の圧縮機（10）では、インペラ（90）が圧送する冷媒がＨＦＣ冷媒、ＨＦＯ冷媒、自然冷媒、またはそれらの混合冷媒である。これらの冷媒は、ガス密度が比較的高い。インペラ（90）の背面（91）での風損Ｗは、圧縮機（10）で扱う冷媒のガス密度に比例して高くなる。よって、本開示の技術は、ＨＦＣ冷媒、ＨＦＯ冷媒、自然冷媒、またはそれらの混合冷媒を扱う圧縮機（10）において有効である。 In the compressor (10) of this embodiment, the refrigerant pumped by the impeller (90) is an HFC refrigerant, an HFO refrigerant, a natural refrigerant, or a mixed refrigerant thereof. These refrigerants have relatively high gas densities. Windage loss W at the back surface (91) of the impeller (90) increases in proportion to the gas density of the refrigerant handled by the compressor (10). Therefore, the technology of the present disclosure is effective in a compressor (10) that handles HFC refrigerant, HFO refrigerant, natural refrigerant, or a mixed refrigerant thereof.

この実施形態の冷凍装置（1）では、上述した圧縮機（10）が冷媒回路（2）に用いられる。このことは、冷凍装置（1）で行われる冷凍サイクルの高効率化に寄与する。 In the refrigeration system (1) of this embodiment, the compressor (10) described above is used in the refrigerant circuit (2). This contributes to high efficiency of the refrigeration cycle performed in the refrigeration device (1).

－第１変形例－
図９に示すように、この第１変形例の圧縮機（10）では、背面隙間（92）として、第１隙間（94）および第２隙間（96）が２箇所ずつ設けられる。 -First modification-
As shown in FIG. 9, in the compressor (10) of this first modification, two first gaps (94) and two second gaps (96) are provided as back gaps (92).

ケーシング（20）の第１壁部（24）には、凹部（93）として、第１凹部（93a）と、第２凹部（93b）とが形成される。第１凹部（93a）および第２凹部（93b）は、径方向に互いに間隔をあけて配置される。第１凹部（93a）は、インペラ（90）の外周端を含む部分に対応する位置に設けられる。第２凹部（93b）は、第１凹部（93a）よりも小径の環状に形成される。第２凹部（93b）は、第１凹部（93a）に対して第１壁部（24）の内周側に設けられる。 A first recess (93a) and a second recess (93b) are formed as recesses (93) in the first wall (24) of the casing (20). The first recess (93a) and the second recess (93b) are spaced apart from each other in the radial direction. The first recess (93a) is provided at a position corresponding to a portion including the outer peripheral end of the impeller (90). The second recess (93b) is formed in an annular shape with a smaller diameter than the first recess (93a). The second recess (93b) is provided on the inner peripheral side of the first wall (24) with respect to the first recess (93a).

第１壁部（24）において、第１凹部（93a）と第２凹部（93b）との間には、仕切り部（98）が設けられる。仕切り部（98）は、環状に形成される。仕切り部（98）は、第１凹部（93a）と第２凹部（93b）とを仕切る。インペラ（90）の背面（91）と仕切り部（98）との間の背面隙間（92）の軸方向幅ｓは、第１壁部（24）の第２凹部（93b）よりも内周側の部分と、インペラ（90）の背面（91）との間の背面隙間（92）の軸方向幅ｓと同じ幅とされる。 In the first wall (24), a partition (98) is provided between the first recess (93a) and the second recess (93b). The partition portion (98) is formed in an annular shape. The partition (98) partitions the first recess (93a) and the second recess (93b). The axial width s of the back surface gap (92) between the back surface (91) of the impeller (90) and the partition (98) is on the inner circumferential side of the second recess (93b) of the first wall (24). The width is the same as the axial width s of the back surface gap (92) between the portion and the back surface (91) of the impeller (90).

第１隙間（94）は、第１壁部（24）の第２凹部（93b）よりも内周側の部分と、インペラ（90）の背面（91）との間に形成される。第１隙間（94）は、インペラ（90）の背面（91）と仕切り部（98）との間にも形成される。第２隙間（96）は、インペラ（90）の背面（91）と、第１凹部（93a）の底面との間に形成される。第２隙間（96）は、インペラ（90）の背面（91）と、第２凹部（93b）の底面との間にも形成される。 The first gap (94) is formed between a portion of the first wall (24) on the inner peripheral side of the second recess (93b) and the back surface (91) of the impeller (90). The first gap (94) is also formed between the back surface (91) of the impeller (90) and the partition (98). The second gap (96) is formed between the back surface (91) of the impeller (90) and the bottom surface of the first recess (93a). The second gap (96) is also formed between the back surface (91) of the impeller (90) and the bottom surface of the second recess (93b).

－第２変形例－
図１０に示すように、この第２変形例の圧縮機（10）では、背面隙間（92）として、１つの第１隙間（94）と、２つの第２隙間（96）とが設けられる。 -Second modification-
As shown in FIG. 10, in the compressor (10) of this second modified example, one first gap (94) and two second gaps (96) are provided as the back gap (92).

ケーシング（20）の第１壁部（24）には、凹部（93）として、第１凹部（93a）と、第２凹部（93b）とが形成される。第１凹部（93a）および第２凹部（93b）は、上記第１変形例と同様に、径方向において仕切り部（98）を隔てて設けられる。第２凹部（93b）は、第１凹部（93a）に対して第１壁部（24）の内周側に設けられる。本例の第２凹部（93b）は、シャフト（62）側に開放される。 A first recess (93a) and a second recess (93b) are formed as recesses (93) in the first wall (24) of the casing (20). The first recess (93a) and the second recess (93b) are provided across the partition (98) in the radial direction, similarly to the first modification. The second recess (93b) is provided on the inner peripheral side of the first wall (24) with respect to the first recess (93a). The second recess (93b) in this example is open to the shaft (62) side.

第１隙間（94）は、インペラ（90）の背面（91）と仕切り部（98）との間に形成される。第２隙間（96）は、インペラ（90）の背面（91）と、第１凹部（93a）の底面との間に形成される。第２隙間（96）は、インペラ（90）の背面（91）と、第２凹部（93b）の底面との間にも形成される。第１隙間（94）が構成するアキシャルシール部（95）は、インペラ（90）の径方向における中程のみに設けられる。 The first gap (94) is formed between the back surface (91) of the impeller (90) and the partition (98). The second gap (96) is formed between the back surface (91) of the impeller (90) and the bottom surface of the first recess (93a). The second gap (96) is also formed between the back surface (91) of the impeller (90) and the bottom surface of the second recess (93b). The axial seal portion (95) constituted by the first gap (94) is provided only in the middle of the impeller (90) in the radial direction.

－第３変形例－
図１１に示すように、この第３変形例の圧縮機（10）では、ラジアル軸受（80）が磁気軸受である。ラジアル軸受（80）は、シャフト（62）を電磁力により浮かせて、非接触で回転可能に支持する。ラジアル軸受（80）は、ロータ（110）と、ステータ（112）とを備える。 -Third modification-
As shown in FIG. 11, in the compressor (10) of this third modification, the radial bearing (80) is a magnetic bearing. The radial bearing (80) suspends the shaft (62) by electromagnetic force and rotatably supports it without contact. The radial bearing (80) includes a rotor (110) and a stator (112).

ロータ（110）は、概ね円筒状に形成される。ロータ（110）には、シャフト（62）が挿通される。ロータ（110）は、シャフト（62）に固定される。ロータ（110）は、シャフト（62）と一体に回転する。ロータ（110）は、例えば強磁性体鋼板が積層されてなる。ステータ（112）は、概ね円筒状に形成される。ステータ（112）は、ロータ（110）と所定の距離をあけて配置される。ステータ（112）は、保持部材（116）に保持される。保持部材（116）は、環状に形成される。保持部材（116）は、ケーシング（20）の内壁に取り付けられる。ステータ（112）は、電磁石（114）を有する。 The rotor (110) is formed into a generally cylindrical shape. The shaft (62) is inserted through the rotor (110). The rotor (110) is fixed to the shaft (62). The rotor (110) rotates together with the shaft (62). The rotor (110) is made of, for example, laminated ferromagnetic steel plates. The stator (112) is formed into a generally cylindrical shape. The stator (112) is arranged at a predetermined distance from the rotor (110). The stator (112) is held by a holding member (116). The holding member (116) is formed in an annular shape. The holding member (116) is attached to the inner wall of the casing (20). The stator (112) has an electromagnet (114).

《その他の実施形態》
圧縮機（10）では、背面隙間（92）の一部または全体において、インペラ半径ｒに対する背面隙間（92）の軸方向幅ｓの比（ｓ／ｒ）が、０．００８≦ｓ／ｒ≦０．５の関係を満たしていればよい。《Other embodiments》
In the compressor (10), in part or all of the back gap (92), the ratio (s/r) of the axial width s of the back gap (92) to the impeller radius r is 0.008≦s/r≦. It is sufficient if the relationship of 0.5 is satisfied.

例えば、図１２に示すように、圧縮機（10）では、背面隙間（92）が第２隙間（96）によって構成されてもよい。この場合。ケーシング（20）の第１壁部（24）には、凹部（93）が、インペラ（90）の背面（91）に対応する部分の全域に亘って形成される。本例の凹部（93）は、シャフト（62）側に開放される。インペラ半径ｒに対する背面隙間（92）の軸方向幅ｓの比は、背面隙間（92）の全域において０．００８≦ｓ／ｒ≦０．５の関係を満たす。インペラ（90）の背面側には、アキシャルシール部（95）が設けられない。 For example, as shown in FIG. 12, in the compressor (10), the back gap (92) may be configured by the second gap (96). in this case. A recess (93) is formed in the first wall (24) of the casing (20) over the entire region corresponding to the back surface (91) of the impeller (90). The recess (93) in this example is open toward the shaft (62). The ratio of the axial width s of the back surface gap (92) to the impeller radius r satisfies the relationship 0.008≦s/r≦0.5 over the entire region of the back surface gap (92). An axial seal portion (95) is not provided on the back side of the impeller (90).

以上、実施形態および変形例を説明したが、特許請求の範囲の趣旨および範囲から逸脱することなく、形態や詳細の多様な変更が可能なことが理解されるであろう。また、以上の実施形態および変形例は、本開示の対象の機能を損なわない限り、適宜組み合わせたり、置換したりしてもよい。 Although the embodiments and modifications have been described above, it will be understood that various changes in form and details can be made without departing from the spirit and scope of the claims. Furthermore, the above embodiments and modifications may be combined or replaced as appropriate, as long as the functionality of the object of the present disclosure is not impaired.

以上説明したように、本開示は、遠心式圧縮機および冷凍装置について有用である。 As described above, the present disclosure is useful for centrifugal compressors and refrigeration devices.

1 冷凍装置
2 冷媒回路
10 圧縮機（遠心式圧縮機）
20 ケーシング
24 第１壁部（壁部）
24 挿通孔
62 シャフト
80 ラジアル軸受
90 インペラ
91 背面
92 背面隙間
94 第１隙間
95 アキシャルシール部（シール部）
96 第２隙間 1 Refrigeration equipment
2 Refrigerant circuit
10 Compressor (centrifugal compressor)
20 Casing
24 First wall (wall)
24 Insertion hole
62 shaft
80 radial bearing
90 impeller
91 Back
92 Back gap
94 1st gap
95 Axial seal part (seal part)
96 2nd gap

Claims

casing (20);
an impeller (90) housed in the casing (20);
a shaft (62) connected to the impeller (90);
The casing (20) has a wall (24) facing the back surface of the impeller (90),
The shaft (62) is inserted into an insertion hole (34) formed in the wall (24),
A centrifugal compressor in which a back surface gap (92) is formed between a back surface (91) of the impeller (90) and the wall portion (24),
A recess (93) is formed on a surface of the wall (24) facing the impeller (90),
The impeller (90) is located outside the recess (93),
The specific speed of the impeller (90) is set to less than 0.1,
When the width of the back surface gap (92) in the axial direction of the shaft (62) is the axial width s, and the radius of the impeller (90) is the impeller radius r, the back surface gap (92) with respect to the impeller radius r The ratio of the axial width s of the centrifugal compressor satisfies the relationship 0.008≦s/r≦0.5.

The centrifugal compressor according to claim 1,
A first gap (94) corresponding to the inner peripheral side of the back surface (91) of the impeller (90) out of the back surface gap (92) is located between the back surface (91) of the impeller (90) and the wall portion (24). It constitutes a sealing part (95) that seals between the
The axial width s of the second gap (96) corresponding to the outer peripheral side of the back surface (91) of the impeller (90) in the back surface gap (92) is equal to the axial width of the first gap (94). A centrifugal compressor, wherein the ratio (s/r) to the impeller radius r satisfies the above relationship.

The centrifugal compressor according to claim 2,
In a centrifugal compressor, the first gap (94) expands in a plane in a direction perpendicular to the axis (X) of the shaft (62).

The centrifugal compressor according to any one of claims 1 to 3,
further comprising a radial bearing (80) that supports the shaft (62) on an outer periphery;
In a centrifugal compressor, the radial bearing (80) is a foil bearing or a magnetic bearing.

The centrifugal compressor according to any one of claims 1 to 3,
A centrifugal compressor in which the shaft (62) has a maximum rotation speed of 30,000 rpm or more.

The centrifugal compressor according to any one of claims 1 to 3,
The impeller (90) pumps refrigerant,
The centrifugal compressor, wherein the refrigerant is an HFC refrigerant, an HFO refrigerant, a natural refrigerant, or a mixed refrigerant thereof.

A refrigeration device comprising a refrigerant circuit (2) that performs a refrigeration cycle,
A refrigeration system, wherein the refrigerant circuit (2) includes the centrifugal compressor (10) according to any one of claims 1 to 3.