JP7411496B2

JP7411496B2 - turbo compressor

Info

Publication number: JP7411496B2
Application number: JP2020079603A
Authority: JP
Inventors: 直芳庄山; 洪志孫; 文紀河野; 大松井
Original assignee: Panasonic Corp; Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Current assignee: Panasonic Corp; Panasonic Holdings Corp
Priority date: 2020-04-28
Filing date: 2020-04-28
Publication date: 2024-01-11
Anticipated expiration: 2040-04-28
Also published as: JP2021173256A

Description

本開示は、ターボ圧縮機に関する。 The present disclosure relates to turbo compressors.

特許文献１は、ターボ圧縮機を開示している。特許文献１のターボ圧縮機は、滑り軸受と、回転軸と、を備えている。滑り軸受は、回転軸を取り囲む軸受面を有している。回転軸は、互いに接続された軸方向流路及び遠心加圧流路を有している。軸方向流路は、開口端を有し、回転軸の中心軸に沿って延びている。遠心加圧流路は、径方向に延びている。潤滑剤は、開口端から軸方向流路に流入し、軸方向流路を流れ、遠心加圧流路を流れ、遠心加圧流路から軸受面へと供給される。 Patent Document 1 discloses a turbo compressor. The turbo compressor of Patent Document 1 includes a sliding bearing and a rotating shaft. A sliding bearing has a bearing surface that surrounds a rotating shaft. The rotating shaft has an axial flow path and a centrifugal pressurization flow path that are connected to each other. The axial flow path has an open end and extends along the central axis of the rotating shaft. The centrifugal pressurized channel extends in the radial direction. The lubricant flows into the axial flow path from the open end, flows through the axial flow path, flows through the centrifugal pressure flow path, and is supplied from the centrifugal pressure flow path to the bearing surface.

米国特許第３１６３９９９号明細書US Patent No. 3,163,999

本開示は、回転軸の周囲の流路における冷媒の圧力分布を周方向について均一にするのに適した技術を提供する。 The present disclosure provides a technique suitable for making the pressure distribution of a refrigerant in a flow path around a rotating shaft uniform in the circumferential direction.

本開示は、
冷媒を圧縮するターボ圧縮機であって、
軸受と、
前記軸受によって支持される回転軸と、
液相状態にある前記冷媒を潤滑剤として前記軸受に供給するように前記回転軸の内部に設けられ、前記回転軸の軸方向に延びる軸方向流路と、前記軸方向流路から前記軸受に向かって延びる少なくとも１つの遠心加圧流路と、を含む供給流路と、
前記軸受及び前記回転軸の少なくとも一方に設けられ、前記遠心加圧流路の開口部が面している環状溝と、
を備えた、ターボ圧縮機を提供する。 This disclosure:
A turbo compressor that compresses refrigerant,
bearing and
a rotating shaft supported by the bearing;
an axial passage provided inside the rotating shaft and extending in the axial direction of the rotating shaft so as to supply the refrigerant in a liquid phase to the bearing as a lubricant; and an axial passage extending from the axial passage to the bearing. a supply channel including at least one centrifugal pressurized channel extending toward the
an annular groove provided in at least one of the bearing and the rotating shaft, and facing the opening of the centrifugal pressurizing flow path;
We provide turbo compressors with

本開示に係る技術は、回転軸の周囲の流路における冷媒の圧力分布を周方向について均一にするのに適している。 The technology according to the present disclosure is suitable for making the pressure distribution of the refrigerant in the flow path around the rotating shaft uniform in the circumferential direction.

図１は、ターボ圧縮機の断面図である。FIG. 1 is a cross-sectional view of a turbo compressor. 図２Ａは、軸受の周辺の拡大断面図である。FIG. 2A is an enlarged sectional view of the periphery of the bearing. 図２Ｂは、環状溝の周辺の拡大断面図である。FIG. 2B is an enlarged cross-sectional view of the vicinity of the annular groove. 図２Ｃは、環状溝の周辺の拡大断面図である。FIG. 2C is an enlarged cross-sectional view of the periphery of the annular groove. 図２Ｄは、環状溝の周辺の拡大断面図である。FIG. 2D is an enlarged sectional view of the vicinity of the annular groove. 図２Ｅは、環状溝の周辺の拡大断面図である。FIG. 2E is an enlarged sectional view of the periphery of the annular groove. 図２Ｆは、遠心加圧流路を径方向に沿って観察した拡大図である。FIG. 2F is an enlarged view of the centrifugal pressurizing channel observed along the radial direction. 図２Ｇは、回転軸と軸受の間の隙間に設けられた流路の断面図である。FIG. 2G is a cross-sectional view of a flow path provided in the gap between the rotating shaft and the bearing. 図３Ａは、環状溝内部の流れ場を示す概念図である。FIG. 3A is a conceptual diagram showing the flow field inside the annular groove. 図３Ｂは、環状溝内部の圧力分布を示す概念図である。FIG. 3B is a conceptual diagram showing the pressure distribution inside the annular groove.

（本開示の基礎となった知見）
発明者らが本開示に想到するに至った当時、ターボ圧縮機に関する種々の検討がなされていた。例えば、特許文献１のターボ圧縮機は、滑り軸受と、回転軸と、を備えている。滑り軸受は、回転軸を取り囲む軸受面を有している。回転軸は、互いに接続された軸方向流路及び遠心加圧流路を有している。軸方向流路は、開口端を有し、回転軸の中心軸に沿って延びている。遠心加圧流路は、径方向に延びている。 (Findings that formed the basis of this disclosure)
At the time the inventors came up with the present disclosure, various studies regarding turbo compressors were being made. For example, the turbo compressor of Patent Document 1 includes a sliding bearing and a rotating shaft. A sliding bearing has a bearing surface that surrounds a rotating shaft. The rotating shaft has an axial flow path and a centrifugal pressurization flow path that are connected to each other. The axial flow path has an open end and extends along the central axis of the rotating shaft. The centrifugal pressurized channel extends in the radial direction.

特許文献１のターボ圧縮機では、潤滑剤は、軸方向流路を流れ、次に、遠心加圧流路を流れ、次に、軸受面に供給される。外部から回転軸に潤滑剤を低圧で供給した場合であっても、潤滑剤が遠心作用により加圧され、軸受面における液膜圧力が増加する。これにより、キャビテーションが軽減される。 In the turbo compressor of Patent Document 1, the lubricant flows through the axial flow path, then through the centrifugal pressure flow path, and then is supplied to the bearing surface. Even when lubricant is supplied from the outside to the rotating shaft at low pressure, the lubricant is pressurized by centrifugal action, increasing the liquid film pressure on the bearing surface. This reduces cavitation.

しかしながら、特許文献１のターボ圧縮機には、回転軸の周囲の流路における流体の圧力分布を周方向について均一にする観点から、改善の余地がある。 However, the turbo compressor of Patent Document 1 has room for improvement from the viewpoint of making the pressure distribution of the fluid in the flow path around the rotating shaft uniform in the circumferential direction.

（本開示に係る一態様の概要）
本開示の第１態様に係るターボ圧縮機は、
冷媒を圧縮するターボ圧縮機であって、
軸受と、
前記軸受によって支持される回転軸と、
液相状態にある前記冷媒を潤滑剤として前記軸受に供給するように前記回転軸の内部に設けられ、前記回転軸の軸方向に延びる軸方向流路と、前記軸方向流路から前記軸受に向かって延びる少なくとも１つの遠心加圧流路と、を含む供給流路と、
前記軸受及び前記回転軸の少なくとも一方に設けられ、前記遠心加圧流路の開口部が面している環状溝と、
を備える。 (Summary of one aspect of the present disclosure)
The turbo compressor according to the first aspect of the present disclosure includes:
A turbo compressor that compresses refrigerant,
bearing and
a rotating shaft supported by the bearing;
an axial passage provided inside the rotating shaft and extending in the axial direction of the rotating shaft so as to supply the refrigerant in a liquid phase to the bearing as a lubricant; and an axial passage extending from the axial passage to the bearing. a supply channel including at least one centrifugal pressurized channel extending toward the
an annular groove provided in at least one of the bearing and the rotating shaft, and facing the opening of the centrifugal pressurizing flow path;
Equipped with

第１態様に係る技術は、回転軸の周囲の流路における冷媒の圧力分布を周方向について均一にするのに適している。 The technique according to the first aspect is suitable for making the pressure distribution of the refrigerant in the flow path around the rotating shaft uniform in the circumferential direction.

本開示の第２態様において、例えば、第１態様に係るターボ圧縮機は、
前記軸受と前記回転軸との間に設けられた軸受隙間と、
前記回転軸の径方向に関して前記軸受隙間の寸法よりも大きい寸法を有し、前記環状溝を含む環状隙間と、をさらに備えていてもよく、
前記遠心加圧流路は、前記環状隙間に開口していてもよく、
前記環状隙間は、前記軸受隙間と連通していてもよい。 In the second aspect of the present disclosure, for example, the turbo compressor according to the first aspect:
a bearing gap provided between the bearing and the rotating shaft;
It may further include an annular gap having a dimension larger than the dimension of the bearing gap in the radial direction of the rotating shaft and including the annular groove,
The centrifugal pressurizing flow path may be open to the annular gap,
The annular gap may communicate with the bearing gap.

第２態様によれば、冷媒を、遠心加圧流路と、環状隙間と、軸受隙間と、の順に流すことができる。 According to the second aspect, the refrigerant can flow through the centrifugal pressurizing flow path, the annular gap, and the bearing gap in this order.

本開示の第３態様において、例えば、第２態様に係るターボ圧縮機では、
前記少なくとも１つの遠心加圧流路は、特定遠心加圧流路を含んでいてもよく、
前記特定遠心加圧流路の流路断面積をＳ１と定義し、前記軸方向に平行かつ前記回転軸の中心軸を含む断面における前記環状隙間の断面積をＳ２と定義したとき、
Ｓ２＜Ｓ１の関係が満たされていてもよい。 In the third aspect of the present disclosure, for example, in the turbo compressor according to the second aspect,
The at least one centrifugal pressurization channel may include a specific centrifugal pressurization channel,
When the flow path cross-sectional area of the specific centrifugal pressurizing flow path is defined as S1, and the cross-sectional area of the annular gap in a cross section parallel to the axial direction and including the central axis of the rotating shaft is defined as S2,
The relationship S2<S1 may be satisfied.

第３態様は、エロージョンを抑制するのに適している。 The third aspect is suitable for suppressing erosion.

本開示の第４態様において、例えば、第２又は第３態様に係るターボ圧縮機では、
前記少なくとも１つの遠心加圧流路は、複数の遠心加圧流路を含んでいてもよく、
前記複数の遠心加圧流路のそれぞれの流路断面積の合計値を前記複数の遠心加圧流路の数で割ることによって得られる値をＳ_AVEと定義し、前記軸方向に平行かつ前記回転軸の中心軸を含む断面における前記環状隙間の断面積をＳ２と定義したとき、
Ｓ２＜Ｓ_AVEの関係が満たされていてもよい。 In the fourth aspect of the present disclosure, for example, in the turbo compressor according to the second or third aspect,
The at least one centrifugal pressurization channel may include a plurality of centrifugal pressurization channels,
The value obtained by dividing the total cross-sectional area of each of the plurality of centrifugal pressurizing channels by the number of the plurality of centrifugal pressurizing channels is defined as S _AVE , which is parallel to the axial direction and the rotation axis. When the cross-sectional area of the annular gap in the cross section including the central axis of is defined as S2,
The relationship S2<S _AVE may be satisfied.

第４態様は、エロージョンを抑制するのに適している。 The fourth aspect is suitable for suppressing erosion.

本開示の第５態様において、例えば、第２から第４態様のいずれか１つに係るターボ圧縮機では、
前記軸方向に平行かつ前記回転軸の中心軸を含む断面における前記環状隙間の断面積をＳ２と定義し、前記軸受隙間の流路断面積を前記少なくとも１つの遠心加圧流路の数で割ることによって得られる値をＳ３と定義したとき、
Ｓ３＜Ｓ２の関係が満たされていてもよい。 In the fifth aspect of the present disclosure, for example, in the turbo compressor according to any one of the second to fourth aspects,
A cross-sectional area of the annular gap in a cross-section parallel to the axial direction and including the central axis of the rotating shaft is defined as S2, and the flow passage cross-sectional area of the bearing gap is divided by the number of the at least one centrifugal pressurizing flow passage. When the value obtained by is defined as S3,
The relationship S3<S2 may be satisfied.

第５態様は、エロージョンを抑制するのに適している。 The fifth aspect is suitable for suppressing erosion.

本開示の第６態様において、例えば、第１から第５態様のいずれか１つに係るターボ圧縮機では、
前記少なくとも１つの遠心加圧流路は、特定遠心加圧流路を含んでいてもよく、
前記環状溝の開口部の前記軸方向に関する寸法をＨＧと定義し、前記特定遠心加圧流路の開口部の前記軸方向に関する寸法をＨＰと定義したとき、
ＨＧ＞ＨＰの関係が満たされていてもよい。 In the sixth aspect of the present disclosure, for example, in the turbo compressor according to any one of the first to fifth aspects,
The at least one centrifugal pressurization channel may include a specific centrifugal pressurization channel,
When the dimension of the opening of the annular groove in the axial direction is defined as HG, and the dimension of the opening of the specific centrifugal pressurizing flow path in the axial direction is defined as HP,
The relationship HG>HP may be satisfied.

第６態様は、回転軸の周囲の流路における冷媒の圧力分布を周方向について均一にするのに適している。 The sixth aspect is suitable for making the pressure distribution of the refrigerant in the flow path around the rotating shaft uniform in the circumferential direction.

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つに係るターボ圧縮機では、
前記少なくとも１つの遠心加圧流路は、特定遠心加圧流路を含んでいてもよく、
前記環状溝の開口部の前記軸方向に関する寸法をＨＧと定義し、前記特定遠心加圧流路の開口部の前記軸方向に関する寸法をＨＰと定義したとき、
ＨＧ／ＨＰ≦２の関係が満たされていてもよい。 In the seventh aspect of the present disclosure, for example, in the turbo compressor according to any one of the first to sixth aspects,
The at least one centrifugal pressurization channel may include a specific centrifugal pressurization channel,
When the dimension of the opening of the annular groove in the axial direction is defined as HG, and the dimension of the opening of the specific centrifugal pressurizing flow path in the axial direction is defined as HP,
The relationship HG/HP≦2 may be satisfied.

第７態様は、エロージョンを抑制するのに適している。 The seventh aspect is suitable for suppressing erosion.

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つに係るターボ圧縮機では、
前記環状溝は、溝面によって規定されていてもよく、
前記溝面は、前記回転軸の周方向に沿って延びる底面と、前記底面から前記回転軸の径方向に沿って延び互いに向かい合う一対の側面と、を含んでいてもよい。 In the eighth aspect of the present disclosure, for example, in the turbo compressor according to any one of the first to seventh aspects,
The annular groove may be defined by a groove surface,
The groove surface may include a bottom surface extending along the circumferential direction of the rotating shaft, and a pair of side surfaces extending from the bottom surface along the radial direction of the rotating shaft and facing each other.

第８態様は、ターボ圧縮機の信頼性を確保するのに適している。 The eighth aspect is suitable for ensuring reliability of the turbo compressor.

本開示の第９態様において、例えば、第１から第８態様のいずれか１つに係るターボ圧縮機では、
前記軸受に、前記環状溝が設けられていてもよい。 In the ninth aspect of the present disclosure, for example, in the turbo compressor according to any one of the first to eighth aspects,
The annular groove may be provided in the bearing.

第９態様によれば、回転軸に環状溝を設けることによる回転軸の曲げ固有値の低下を回避できる。 According to the ninth aspect, it is possible to avoid a decrease in the bending characteristic value of the rotating shaft due to providing the annular groove on the rotating shaft.

本開示の第１０態様に係る冷凍サイクル装置は、
前記冷媒を蒸発させる蒸発器と、
前記蒸発器で蒸発した前記冷媒を圧縮する、第１から第９態様のいずれか１つに係るターボ圧縮機と、
前記ターボ圧縮機で圧縮された前記冷媒を凝縮させる凝縮器と、
を備える。 The refrigeration cycle device according to the tenth aspect of the present disclosure includes:
an evaporator that evaporates the refrigerant;
A turbo compressor according to any one of the first to ninth aspects, which compresses the refrigerant evaporated in the evaporator;
a condenser that condenses the refrigerant compressed by the turbo compressor;
Equipped with

第１０態様によれば、第１態様等の利点を有する冷凍サイクル装置を構成できる。 According to the tenth aspect, a refrigeration cycle device having the advantages of the first aspect and the like can be configured.

以下、図面を参照しながら、実施の形態を詳細に説明する。但し、必要以上に詳細な説明は省略する場合がある。例えば、既によく知られた事項の詳細説明、又は、実質的に同一の構成に対する重複説明を省略する場合がある。これは、以下の説明が必要以上に冗長になるのを避け、当業者の理解を容易にするためである。 Hereinafter, embodiments will be described in detail with reference to the drawings. However, more detailed explanation than necessary may be omitted. For example, detailed explanations of well-known matters or redundant explanations of substantially the same configurations may be omitted. This is to avoid making the following description unnecessarily redundant and to facilitate understanding by those skilled in the art.

なお、添付図面及び以下の説明は、当業者が本開示を十分に理解するために提供されるのであって、これらにより特許請求の範囲に記載の主題を限定することを意図していない。 The accompanying drawings and the following description are provided to enable those skilled in the art to fully understand the present disclosure, and are not intended to limit the subject matter recited in the claims.

以下では、液相状態にある冷媒を、液相冷媒と称することがある。冷媒は、作動流体とも称されうる。 Below, a refrigerant in a liquid phase state may be referred to as a liquid phase refrigerant. Refrigerant may also be referred to as working fluid.

（実施の形態１）
以下、図１から図３Ｂを用いて、実施の形態１を説明する。 (Embodiment 1)
Embodiment 1 will be described below using FIGS. 1 to 3B.

［１－１．構成］
［１－１－１．ターボ圧縮機の構成］
図１は、実施の形態１におけるターボ圧縮機１００の断面図である。ターボ圧縮機１００は、回転軸１と、翼車２と、モータ回転子３と、を備えている。回転軸１に、翼車２と、モータ回転子３と、が固定されている。回転軸１と、翼車２と、モータ回転子３とにより、一体となって回転する回転体が構成されている。 [1-1. composition]
[1-1-1. Configuration of turbo compressor]
FIG. 1 is a sectional view of a turbo compressor 100 in the first embodiment. The turbo compressor 100 includes a rotating shaft 1, a blade wheel 2, and a motor rotor 3. A blade wheel 2 and a motor rotor 3 are fixed to a rotating shaft 1. The rotating shaft 1, the impeller 2, and the motor rotor 3 constitute a rotating body that rotates as a unit.

翼車２は、例えば、遠心型、斜流型又は軸流型等の速度型の流体機械を構成する翼車である。 The impeller 2 is, for example, a impeller that constitutes a speed type fluid machine such as a centrifugal type, mixed flow type, or axial flow type.

図１の例では、ターボ圧縮機１００を用いた冷凍サイクル装置１０１が構成されている。冷凍サイクル装置１０１は、蒸発器８０と、吸入空間９と、ターボ圧縮機１００と、凝縮器９０と、を備えている。冷凍サイクル装置１０１では、冷媒が流れる。 In the example of FIG. 1, a refrigeration cycle device 101 using a turbo compressor 100 is configured. The refrigeration cycle device 101 includes an evaporator 80, a suction space 9, a turbo compressor 100, and a condenser 90. In the refrigeration cycle device 101, a refrigerant flows.

以下、軸方向５１、径方向５２及び周方向５３という用語を用いることがある。軸方向５１は、回転軸１の中心軸Ｏが延びる方向である。径方向５２は、軸方向５１に垂直な方向である。周方向５３は、中心軸Ｏを中心に回転する方向である。 Hereinafter, the terms axial direction 51, radial direction 52, and circumferential direction 53 may be used. The axial direction 51 is the direction in which the central axis O of the rotating shaft 1 extends. The radial direction 52 is a direction perpendicular to the axial direction 51. The circumferential direction 53 is a direction of rotation around the central axis O.

ターボ圧縮機１００は、軸受４と、軸受４ｂと、を備えている。軸方向５１に沿って、翼車２と、軸受４と、モータ回転子３と、軸受４ｂとが、この順に配置されている。 The turbo compressor 100 includes a bearing 4 and a bearing 4b. Along the axial direction 51, the impeller 2, the bearing 4, the motor rotor 3, and the bearing 4b are arranged in this order.

軸受４及び４ｂは、回転軸１を支持する。本実施の形態では、軸受４及び４ｂは、滑り軸受である。 Bearings 4 and 4b support rotating shaft 1. In this embodiment, bearings 4 and 4b are sliding bearings.

回転軸１の外周面４３は、回転軸１の軸滑り面として機能する。外周面４３を、軸滑り面４３と称することができる。 The outer circumferential surface 43 of the rotating shaft 1 functions as a shaft sliding surface of the rotating shaft 1. The outer circumferential surface 43 can be referred to as an axial sliding surface 43.

軸受４及び４ｂは、冷媒が介在した状態で回転軸１の外周面４３と向かい合う軸受面を有する。そして、軸受４及び４ｂは、自身の軸受面と回転軸１の外周面４３との間に液相冷媒が存在した状態で、回転軸１を支持する。 The bearings 4 and 4b have bearing surfaces that face the outer circumferential surface 43 of the rotating shaft 1 with a refrigerant interposed therebetween. The bearings 4 and 4b support the rotating shaft 1 in a state where the liquid phase refrigerant is present between their own bearing surfaces and the outer circumferential surface 43 of the rotating shaft 1.

冷媒は、例えば水である。軸受４の端面に、排出空間５が隣接している。排出空間５の内部に、液相冷媒が貯留される。排出空間５に貯留される冷媒の温度は、例えば、１５℃である。排出空間５に貯留された液相冷媒は、排出経路１２を通って凝縮器９０に導かれる。 The refrigerant is, for example, water. A discharge space 5 is adjacent to the end face of the bearing 4 . A liquid phase refrigerant is stored inside the discharge space 5 . The temperature of the refrigerant stored in the discharge space 5 is, for example, 15°C. The liquid phase refrigerant stored in the discharge space 5 is led to the condenser 90 through the discharge path 12.

冷凍サイクル装置１０１は、ポンプ７０を備えている。ポンプ７０は、例えば給水ポンプである。 The refrigeration cycle device 101 includes a pump 70. Pump 70 is, for example, a water supply pump.

図２Ａは、本実施の形態における軸受４の周辺の拡大断面図である。図２Ｂでは、図２Ａの一部がさらに拡大されている。回転軸１は、その内部に供給流路７を有している。供給流路７は、軸方向流路７１と、少なくとも１つの遠心加圧流路７２と、を含んでいる。軸方向流路７１は、軸方向５１に沿って延びている。具体的には、軸方向流路７１は、中心軸Ｏに沿って延びている。遠心加圧流路７２は、回転軸１の径方向５２の内側から外側に向かって延びている。遠心加圧流路７２は、軸方向流路７１と、回転軸１と軸受４の間の隙間と、を連通させている。 FIG. 2A is an enlarged sectional view of the vicinity of the bearing 4 in this embodiment. In FIG. 2B, a portion of FIG. 2A is further enlarged. The rotating shaft 1 has a supply channel 7 therein. The supply flow path 7 includes an axial flow path 71 and at least one centrifugal pressurization flow path 72 . The axial flow path 71 extends along the axial direction 51. Specifically, the axial flow path 71 extends along the central axis O. The centrifugal pressurizing flow path 72 extends from the inside of the rotating shaft 1 in the radial direction 52 toward the outside. The centrifugal pressurizing flow path 72 communicates the axial flow path 71 with the gap between the rotating shaft 1 and the bearing 4 .

遠心加圧流路７２の出口すなわち開口部７２оは、軸受４の軸受面４１に面している。軸受面４１は、環状溝４２を規定する溝面４２ｆと、基準面４７と、を含んでいる。遠心加圧流路７２の開口部７２оは、環状溝４２に面している。基準面４７は、溝面４２ｆに接続されている。基準面４７は、軸受４の軸受滑り面として機能する。基準面４７を、軸受滑り面４７と称することができる。 The outlet or opening 72 o of the centrifugal pressurizing channel 72 faces the bearing surface 41 of the bearing 4 . The bearing surface 41 includes a groove surface 42f that defines the annular groove 42 and a reference surface 47. The opening 72 о of the centrifugal pressurizing channel 72 faces the annular groove 42 . The reference surface 47 is connected to the groove surface 42f. The reference surface 47 functions as a bearing sliding surface of the bearing 4. The reference surface 47 can be referred to as a bearing sliding surface 47.

基準面４７と外周面４３との間には、軸受隙間１５が設けられている。換言すると、軸受隙間１５は、軸受滑り面４７と軸滑り面４３との間に設けられている。 A bearing gap 15 is provided between the reference surface 47 and the outer peripheral surface 43. In other words, the bearing gap 15 is provided between the bearing sliding surface 47 and the shaft sliding surface 43.

本実施の形態では、環状溝４２は、途切れることなく周方向５３に延びることによって、回転軸１をぐるりと取り囲んでいる。本実施の形態では、周方向５３のいずれの部分においても、環状溝４２の軸方向の寸法ＨＧは一定である。また、周方向５３のいずれの部分においても、周方向５３に垂直な断面における環状溝４２の断面形状は一定である。 In this embodiment, the annular groove 42 surrounds the rotation shaft 1 by extending in the circumferential direction 53 without interruption. In this embodiment, the axial dimension HG of the annular groove 42 is constant in any portion in the circumferential direction 53. Moreover, in any part of the circumferential direction 53, the cross-sectional shape of the annular groove 42 in a cross section perpendicular to the circumferential direction 53 is constant.

本実施の形態では、複数の遠心加圧流路７２が、軸方向流路７１から放射状に延びている。そして、それらの遠心加圧流路７２の各々が、１つの環状溝４２に向かって開口している。 In this embodiment, a plurality of centrifugal pressurizing channels 72 extend radially from the axial channel 71. Each of these centrifugal pressurizing channels 72 opens toward one annular groove 42 .

以下では、環状隙間４９という用語を用いることがある。環状隙間４９に、遠心加圧流路７２の開口部７２оが開口している。遠心加圧流路７２と、環状隙間４９と、軸受隙間１５とは、この順に連通している。 Below, the term annular gap 49 may be used. An opening 72 о of the centrifugal pressurizing channel 72 opens into the annular gap 49 . The centrifugal pressurizing channel 72, the annular gap 49, and the bearing gap 15 communicate with each other in this order.

本実施の形態では、環状隙間４９は、環状溝４２と、基準領域４８と、を含んでいる。図示の例では、環状隙間４９は、環状溝４２と、基準領域４８と、の組み合わせである。 In this embodiment, the annular gap 49 includes an annular groove 42 and a reference area 48 . In the illustrated example, the annular gap 49 is a combination of the annular groove 42 and the reference area 48 .

基準領域４８の径方向５２の寸法は、軸受隙間１５の径方向５２の寸法と同じである。環状隙間４９の径方向５２の寸法は、軸受隙間１５の径方向５２の寸法よりも大きい。具体的には、環状隙間４９の径方向５２の寸法は、軸受隙間１５の径方向５２の寸法よりも環状溝４２の分だけ大きい。 The dimension of the reference region 48 in the radial direction 52 is the same as the dimension of the bearing gap 15 in the radial direction 52. The dimension of the annular gap 49 in the radial direction 52 is larger than the dimension of the bearing gap 15 in the radial direction 52. Specifically, the dimension of the annular gap 49 in the radial direction 52 is larger than the dimension of the bearing gap 15 in the radial direction 52 by the amount of the annular groove 42 .

［１－２．動作］
以上のように構成された冷凍サイクル装置１０１について、以下、その動作を説明する。 [1-2. motion]
The operation of the refrigeration cycle device 101 configured as described above will be described below.

図１に示すように、冷媒は、蒸発器８０において、貯留され、蒸発する。次に、冷媒は、吸入空間９に移動する。次に、冷媒は、翼車２に吸い込まれ、圧縮される。次に、冷媒は、凝縮器９０へ吐出され、凝縮する。次に、凝縮して液相となった冷媒は、蒸発器８０に戻る。冷凍サイクル装置１０１では、このように冷媒が循環する。 As shown in FIG. 1, the refrigerant is stored and evaporated in the evaporator 80. Next, the refrigerant moves to the suction space 9. The refrigerant is then drawn into the impeller 2 and compressed. The refrigerant is then discharged to condenser 90 and condensed. Next, the refrigerant that has condensed into a liquid phase returns to the evaporator 80. In the refrigeration cycle device 101, the refrigerant circulates in this manner.

ポンプ７０は、凝縮器９０の液相から吸入した液相冷媒を、例えば１気圧まで加圧する。加圧された冷媒は、ターボ圧縮機１００に供給される。ターボ圧縮機１００では、加圧された冷媒は、回転軸１の内部に位置する供給流路７を通じて軸受４及び軸受４ａに供給される。 The pump 70 pressurizes the liquid phase refrigerant sucked from the liquid phase of the condenser 90 to, for example, 1 atmosphere. The pressurized refrigerant is supplied to the turbo compressor 100. In the turbo compressor 100, the pressurized refrigerant is supplied to the bearings 4 and 4a through the supply channel 7 located inside the rotating shaft 1.

具体的には、ターボ圧縮機１００では、図２Ａに示すように、ポンプ７０からの液相冷媒は、軸方向流路７１を流れる。次に、冷媒は、遠心加圧流路７２へ入る。遠心加圧流路７２において、冷媒は、回転軸１の回転による遠心作用により加速及び加圧される。このように加速及び加圧された冷媒は、軸受４に、具体的には環状溝４２に供給される。環状溝４２における液相冷媒は、基準面４７と外周面４３との間の軸受隙間１５を通って排出される。 Specifically, in the turbo compressor 100, the liquid phase refrigerant from the pump 70 flows through an axial flow path 71, as shown in FIG. 2A. The refrigerant then enters centrifugal pressurization channel 72 . In the centrifugal pressurizing channel 72, the refrigerant is accelerated and pressurized by centrifugal action caused by the rotation of the rotating shaft 1. The refrigerant thus accelerated and pressurized is supplied to the bearing 4, specifically to the annular groove 42. The liquid phase refrigerant in the annular groove 42 is discharged through the bearing gap 15 between the reference surface 47 and the outer peripheral surface 43.

図１から理解されるように、軸方向流路７１を流れる液相冷媒は、遠心加圧流路７２ｂにも入る。遠心加圧流路７２ｂにおいて、冷媒は、回転軸１の回転による遠心作用により加速及び加圧される。このように加速及び加圧された冷媒は、軸受４ｂに供給される。 As understood from FIG. 1, the liquid phase refrigerant flowing through the axial flow path 71 also enters the centrifugal pressurization flow path 72b. In the centrifugal pressurizing channel 72b, the refrigerant is accelerated and pressurized by centrifugal action caused by the rotation of the rotating shaft 1. The refrigerant thus accelerated and pressurized is supplied to the bearing 4b.

［１－３．効果等］
以上のように、本実施の形態において、ターボ圧縮機１００は、冷媒を圧縮する。ターボ圧縮機１００は、軸受４と、回転軸１と、供給流路７と、環状溝４２と、を備えている。回転軸１は、軸受４によって支持される。供給流路７は、回転軸１の内部に設けられている。供給流路７は、液相状態にある冷媒を潤滑剤として軸受４に供給する。供給流路７は、軸方向流路７１と、少なくとも１つの遠心加圧流路７２と、を含んでいる。軸方向流路７１は、回転軸１の軸方向５１に延びている。遠心加圧流路７２は、軸方向流路７１から軸受４に向かって延びている。環状溝４２は、軸受４及び回転軸１の少なくとも一方に設けられている。 [1-3. Effects, etc.]
As described above, in this embodiment, turbo compressor 100 compresses refrigerant. The turbo compressor 100 includes a bearing 4, a rotating shaft 1, a supply flow path 7, and an annular groove 42. The rotating shaft 1 is supported by a bearing 4. The supply channel 7 is provided inside the rotating shaft 1. The supply channel 7 supplies a refrigerant in a liquid phase to the bearing 4 as a lubricant. The supply flow path 7 includes an axial flow path 71 and at least one centrifugal pressurization flow path 72 . The axial flow path 71 extends in the axial direction 51 of the rotating shaft 1 . The centrifugal pressurizing flow path 72 extends from the axial flow path 71 toward the bearing 4 . The annular groove 42 is provided in at least one of the bearing 4 and the rotating shaft 1.

上記の構成によれば、軸受４と回転軸１との間に液相冷媒が存在しうるため、回転軸１が回転可能である。また、回転軸１の回転による遠心作用により、遠心加圧流路７２を流れる液相冷媒は、加速及び加圧されながら環状溝４２に供給される。環状溝４２に供給された後、液相冷媒は、軸受隙間１５を通って排出される。 According to the above configuration, the liquid phase refrigerant may exist between the bearing 4 and the rotating shaft 1, so that the rotating shaft 1 can rotate. Furthermore, due to the centrifugal action caused by the rotation of the rotating shaft 1, the liquid phase refrigerant flowing through the centrifugal pressurizing channel 72 is supplied to the annular groove 42 while being accelerated and pressurized. After being supplied to the annular groove 42, the liquid phase refrigerant is discharged through the bearing gap 15.

遠心作用による加速及び加圧によれば、軸受液膜圧力が増加し、キャビテーションが軽減される。この効果は、軸方向流路７１への冷媒の供給圧力が低い場合に、特に好適に現れうる。 Acceleration and pressurization by centrifugal action increase bearing liquid film pressure and reduce cavitation. This effect can appear particularly favorably when the supply pressure of the refrigerant to the axial flow path 71 is low.

上記の構成によれば、環状溝４２の作用により、遠心加圧流路７２の開口部７２о周辺のみに高圧領域が限られる事態を回避し易い。このことは、回転軸１の周囲の流路における液相冷媒の圧力分布を周方向５３について均一にする観点から有利である。 According to the above configuration, due to the action of the annular groove 42, it is easy to avoid a situation where the high pressure region is limited only around the opening 72о of the centrifugal pressurizing flow path 72. This is advantageous from the viewpoint of making the pressure distribution of the liquid phase refrigerant in the flow path around the rotating shaft 1 uniform in the circumferential direction 53.

本実施の形態において、少なくとも１つの遠心加圧流路７２は、特定遠心加圧流路７２を含んでいる。ここで、環状溝４２の開口部４２оの軸方向５１に関する寸法をＨＧと定義し、特定遠心加圧流路７２の開口部７２оの軸方向５１に関する寸法をＨＰと定義する。このとき、寸法ＨＧは、寸法ＨＰよりも大きい。ＨＧ＞ＨＰであることは、回転軸１の周囲の流路における液相冷媒の圧力分布を周方向５３について均一にするのに適している。 In this embodiment, at least one centrifugal pressurization channel 72 includes a specific centrifugal pressurization channel 72. Here, the dimension of the opening 42о of the annular groove 42 in the axial direction 51 is defined as HG, and the dimension of the opening 72о of the specific centrifugal pressurizing flow path 72 in the axial direction 51 is defined as HP. At this time, the dimension HG is larger than the dimension HP. The fact that HG>HP is suitable for making the pressure distribution of the liquid phase refrigerant in the flow path around the rotating shaft 1 uniform in the circumferential direction 53.

上述の特定遠心加圧流路７２は、任意の１つの遠心加圧流路７２を指す。上述の通り、冷媒は、例えば水である。 The above-mentioned specific centrifugal pressurization channel 72 refers to any one centrifugal pressurization channel 72. As mentioned above, the refrigerant is, for example, water.

本実施の形態では、少なくとも１つの遠心加圧流路７２は、複数の遠心加圧流路７２を含む。ここで、環状溝４２の開口部４２оの軸方向５１に関する寸法を、ＨＧと定義する。複数の遠心加圧流路７２のそれぞれの開口部７２оの軸方向５１に関する寸法の合計値を複数の遠心加圧流路７２の数で割ることによって得られる値を、Ｈ_AVEと定義する。このとき、寸法ＨＧは、寸法Ｈ_AVEよりも大きい。ＨＧ＞Ｈ_AVEであることは、回転軸１の周囲の流路における液相冷媒の圧力分布を周方向５３について均一にするのに適している。 In this embodiment, at least one centrifugal pressurization channel 72 includes a plurality of centrifugal pressurization channels 72. Here, the dimension of the opening 42о of the annular groove 42 in the axial direction 51 is defined as HG. The value obtained by dividing the total value of the dimensions in the axial direction 51 of the respective openings 72о of the plurality of centrifugal pressurization channels 72 by the number of the plurality of centrifugal pressurization channels 72 is defined as H _AVE . At this time, the dimension HG is larger than the dimension _HAVE . HG>H _AVE is suitable for making the pressure distribution of the liquid phase refrigerant in the flow path around the rotating shaft 1 uniform in the circumferential direction 53.

本実施の形態では、ターボ圧縮機１００は、軸受隙間１５と、環状隙間４９と、を備えている。軸受隙間１５は、軸受４と回転軸１との間に設けられている。環状隙間４９の径方向５２に関する寸法は、軸受隙間１５の径方向５２に関する寸法よりも大きい。環状隙間４９は、環状溝４２を含んでいる。遠心加圧流路７２は、環状隙間４９に開口している。環状隙間４９は、軸受隙間１５と連通している。このような構成によれば、冷媒を、遠心加圧流路７２と、環状隙間４９と、軸受隙間１５と、の順に流すことができる。 In this embodiment, the turbo compressor 100 includes a bearing gap 15 and an annular gap 49. The bearing gap 15 is provided between the bearing 4 and the rotating shaft 1. The dimension of the annular gap 49 in the radial direction 52 is larger than the dimension of the bearing gap 15 in the radial direction 52. The annular gap 49 includes an annular groove 42 . The centrifugal pressurizing channel 72 opens into the annular gap 49 . The annular gap 49 communicates with the bearing gap 15. According to such a configuration, the refrigerant can flow through the centrifugal pressurizing channel 72, the annular gap 49, and the bearing gap 15 in this order.

本実施の形態では、遠心加圧流路７２から流出した液相冷媒は、環状溝４２を周方向５３に流れながら、軸受隙間１５へと流出する。環状溝４２内部及びその周辺を液相冷媒が流れる様子と圧力分布を、図３Ａ及び図３Ｂにおいて模式的に示す。具体的には、図３Ａは、本実施の形態における環状溝４２内部の流れ場を示す概念図である。図３Ｂは、本実施の形態における環状溝４２内部の圧力分布を示す概念図である。図３Ａ及び図３Ｂにおいて、図中の縦長の長方形は、軸方向５１に関して寸法ＨＧを有する環状溝４２を外部より見た展開図である。 In the present embodiment, the liquid phase refrigerant flowing out of the centrifugal pressurizing flow path 72 flows into the bearing gap 15 while flowing in the annular groove 42 in the circumferential direction 53 . The manner in which the liquid phase refrigerant flows inside and around the annular groove 42 and the pressure distribution are schematically shown in FIGS. 3A and 3B. Specifically, FIG. 3A is a conceptual diagram showing the flow field inside the annular groove 42 in this embodiment. FIG. 3B is a conceptual diagram showing the pressure distribution inside the annular groove 42 in this embodiment. 3A and 3B, a vertically long rectangle in the figure is a developed view of the annular groove 42 having a dimension HG in the axial direction 51 as seen from the outside.

図３Ａ及び図３Ｂは、回転軸１が図示上方向から下方向へ回転している状況を表している。回転軸１を基準とすると、周方向５３における図示下方向から上方向に回転する向きに、液相冷媒が流れることになる。 3A and 3B show a situation in which the rotating shaft 1 is rotating from the top to the bottom in the drawing. When the rotating shaft 1 is used as a reference, the liquid phase refrigerant flows in a rotation direction from the bottom to the top in the circumferential direction 53 in the drawing.

図３Ａでは、液相冷媒の流れが矢印６１により表されている。図３Ａから理解されるように、回転軸１を基準とすると、遠心加圧流路７２から流出した液相冷媒は、環状溝４２において上方に向かう方向から左右に逸れるように放射状に流れ、その後、軸受隙間１５へ吸い込まれる。 In FIG. 3A, the flow of liquid phase refrigerant is represented by arrows 61. As understood from FIG. 3A, when the rotation axis 1 is used as a reference, the liquid phase refrigerant flowing out from the centrifugal pressurizing channel 72 flows radially in the annular groove 42 so as to deviate from the upward direction to the left and right, and then, It is sucked into the bearing gap 15.

環状溝４２では、図３Ｂに示すような圧力分布が生じ得る。 In the annular groove 42, a pressure distribution as shown in FIG. 3B may occur.

環状溝４２における遠心加圧流路７２の周りから図示上方向に拡がる領域Ｒ１では、液相冷媒の圧力が高い。上述の液相冷媒の放射状の流れにより、液相冷媒は、軸受隙間１５に吸い込まれていく。この吸い込みに際して、液相冷媒の圧力は低下する。そのため、高圧領域Ｒ１の左右の幅は、図示上方向に進むにつれて狭くなる。その狭くなった高圧領域Ｒ１の左右に、液相冷媒の圧力が低い領域Ｒ２が生じる。領域Ｒ２において、キャビテーションが発生しうる。 The pressure of the liquid phase refrigerant is high in a region R1 in the annular groove 42 that expands upward in the drawing from around the centrifugal pressurizing channel 72. Due to the radial flow of the liquid refrigerant described above, the liquid refrigerant is sucked into the bearing gap 15. During this suction, the pressure of the liquid refrigerant decreases. Therefore, the width of the high-pressure region R1 on the left and right sides becomes narrower as it moves upward in the drawing. Regions R2 where the pressure of the liquid phase refrigerant is low are generated on the left and right sides of the narrowed high pressure region R1. Cavitation may occur in region R2.

キャビテーションに由来する気泡は、キャビテーション領域Ｒ２から図示上方向に進行し、高圧領域Ｒ１とキャビテーション領域Ｒ２の間の境界領域Ｒ３に到達しうる。境界領域Ｒ３では、液相冷媒の圧力が高い。このため、キャビテーション領域Ｒ２から境界領域Ｒ３にかけて、液相冷媒の圧力は急増する。圧力の急増により、キャビテーションは急激に消滅する。別の言い方をすると、キャビテーションに由来する気泡が圧壊する。キャビテーションの急激な消滅あるいは気泡の圧壊により、衝撃力が生じうる。このため、境界領域Ｒ３において、エロージョンが発生しうる。 Bubbles originating from cavitation may proceed upward in the drawing from the cavitation region R2 and reach the boundary region R3 between the high pressure region R1 and the cavitation region R2. In the boundary region R3, the pressure of the liquid phase refrigerant is high. Therefore, the pressure of the liquid phase refrigerant rapidly increases from the cavitation region R2 to the boundary region R3. Due to the sudden increase in pressure, cavitation disappears rapidly. In other words, bubbles originating from cavitation collapse. Shock forces can be generated due to the rapid extinction of cavitation or the collapse of bubbles. Therefore, erosion may occur in the boundary region R3.

上述のように、環状溝４２は、回転軸１の周囲の流路における液相冷媒の圧力分布を周方向５３について均一にするというメリットをもたらしうる。この均一化作用を得る観点からは、環状溝４２の軸方向５１の寸法ＨＧを大きくすればよいあるいは環状溝４２の断面積を大きくすればよいようにも思われる。しかし、上述のように、環状溝４２には、エロージョンを引き起こしうるというデメリットもある。本発明者らによる検討によれば、寸法ＨＧが大きい場合あるいは環状溝４２の断面積が大きい場合に、回転軸１の外周面４３及び／又は軸受４の軸受面４１にエロージョンが発生し易い。 As described above, the annular groove 42 can provide the advantage of making the pressure distribution of the liquid phase refrigerant in the flow path around the rotating shaft 1 uniform in the circumferential direction 53. From the viewpoint of obtaining this uniformity effect, it seems that the dimension HG of the annular groove 42 in the axial direction 51 may be increased or the cross-sectional area of the annular groove 42 may be increased. However, as mentioned above, the annular groove 42 also has the disadvantage of causing erosion. According to studies by the present inventors, when the dimension HG is large or when the cross-sectional area of the annular groove 42 is large, erosion is likely to occur on the outer circumferential surface 43 of the rotating shaft 1 and/or the bearing surface 41 of the bearing 4.

詳細については今後のさらなる検討を待つ必要があるが、環状溝４２の軸方向５１の寸法ＨＧが大きい場合あるいは環状溝４２の断面積が大きい場合に、環状溝４２の内部にキャビテーション領域Ｒ２と高圧領域Ｒ１が交互に分布し易いと考えられる。そして、この分布が生じると、キャビテーション領域Ｒ２から高圧領域Ｒ１に向かって流れるキャビテーションの気泡が圧力上昇に伴い境界領域Ｒ３で圧壊し、圧壊による衝撃力が発生すると考えられる。このようなメカニズムで境界領域Ｒ３においてエロージョンが発生するという仮定は、本発明者らによる後述の検証実験の結果に整合する。 Although the details will have to wait for further study in the future, if the dimension HG in the axial direction 51 of the annular groove 42 is large or if the cross-sectional area of the annular groove 42 is large, cavitation region R2 and high pressure may occur inside the annular groove 42. It is considered that the regions R1 are likely to be distributed alternately. When this distribution occurs, it is thought that cavitation bubbles flowing from the cavitation region R2 toward the high pressure region R1 collapse in the boundary region R3 as the pressure increases, and an impact force is generated due to the collapse. The assumption that erosion occurs in the boundary region R3 by such a mechanism is consistent with the results of a verification experiment conducted by the present inventors, which will be described later.

ターボ圧縮機１００を冷凍サイクル装置１０１に組み込んだ場合、蒸発器８０から、冷媒としての冷媒が、蒸気の状態で蒸気ターボ圧縮機１００に供給されうる。これに由来する蒸気キャビテーションが生じる状況にあっては、上記圧壊及びエロージョンが発生し易いと考えられる。 When the turbo compressor 100 is incorporated into the refrigeration cycle device 101, refrigerant as a refrigerant can be supplied from the evaporator 80 to the vapor turbo compressor 100 in a vapor state. In a situation where vapor cavitation resulting from this occurs, it is considered that the above-mentioned crushing and erosion are likely to occur.

この点、本実施の形態では、エロージョンを抑制するのに適した構成が採用されている。 In this regard, this embodiment employs a configuration suitable for suppressing erosion.

具体的には、本実施の形態では、少なくとも１つの遠心加圧流路７２は、特定遠心加圧流路７２を含んでいる。ここで、環状溝４２の開口部４２оの軸方向５１に関する寸法を、ＨＧと定義する。特定遠心加圧流路７２の開口部７２оの軸方向５１に関する寸法を、ＨＰと定義する。このとき、寸法ＨＰに対する寸法ＨＧの比率ＨＧ／ＨＰは、２以下である。この程度に比率ＨＧ／ＨＰが小さいことは、エロージョンを抑制するのに適している。 Specifically, in this embodiment, at least one centrifugal pressurization channel 72 includes a specific centrifugal pressurization channel 72. Here, the dimension of the opening 42о of the annular groove 42 in the axial direction 51 is defined as HG. The dimension of the opening 72о of the specific centrifugal pressurizing flow path 72 in the axial direction 51 is defined as HP. At this time, the ratio HG/HP of the dimension HG to the dimension HP is 2 or less. Having the ratio HG/HP as small as this is suitable for suppressing erosion.

本実施の形態では、少なくとも１つの遠心加圧流路７２は、複数の遠心加圧流路７２を含んでいる。ここで、環状溝４２の開口部４２оの軸方向５１に関する寸法を、ＨＧと定義する。複数の遠心加圧流路７２のそれぞれの開口部７２оの軸方向５１に関する寸法の合計値を複数の遠心加圧流路７２の数で割ることによって得られる値を、Ｈ_AVEと定義する。このとき、寸法Ｈ_AVEに対する寸法ＨＧの比率ＨＧ／Ｈ_AVEは、２以下である。この程度に比率ＨＧ／Ｈ_AVEが小さいことは、エロージョンを抑制するのに適している。 In this embodiment, at least one centrifugal pressurization channel 72 includes a plurality of centrifugal pressurization channels 72. Here, the dimension of the opening 42о of the annular groove 42 in the axial direction 51 is defined as HG. The value obtained by dividing the total value of the dimensions in the axial direction 51 of the respective openings 72о of the plurality of centrifugal pressurization channels 72 by the number of the plurality of centrifugal pressurization channels 72 is defined as H _AVE . At this time, the ratio HG/H _AVE of the dimension HG to the dimension H _AVE is 2 or less. Having the ratio HG/H _AVE as small as this is suitable for suppressing erosion.

本実施の形態では、少なくとも１つの遠心加圧流路７２は、特定遠心加圧流路７２を含んでいる。ここで、特定遠心加圧流路７２の流路断面積を、Ｓ１と定義する。軸方向５１に平行かつ回転軸１の中心軸Ｏを含む断面における環状隙間４９の断面積を、Ｓ２と定義する。このとき、面積Ｓ２は、面積Ｓ１よりも小さい。Ｓ２＜Ｓ１であることは、エロージョンを抑制するのに適している。 In this embodiment, at least one centrifugal pressurization channel 72 includes a specific centrifugal pressurization channel 72 . Here, the channel cross-sectional area of the specific centrifugal pressurizing channel 72 is defined as S1. The cross-sectional area of the annular gap 49 in a cross section parallel to the axial direction 51 and including the central axis O of the rotating shaft 1 is defined as S2. At this time, area S2 is smaller than area S1. S2<S1 is suitable for suppressing erosion.

具体的には、Ｓ２＜Ｓ１である場合、液相冷媒が遠心加圧流路７２から溝４２へと供給されるに際して、流路拡大による液相冷媒の圧力低下が発生し難い。これにより、環状溝４２におけるキャビテーションが抑制され、キャビテーション気泡の圧壊に伴う外周面４３及び／又は軸受面４１のエロージョンが抑制されうると考えられる。 Specifically, when S2<S1, when the liquid phase refrigerant is supplied from the centrifugal pressurizing channel 72 to the groove 42, the pressure of the liquid phase refrigerant is unlikely to decrease due to channel expansion. It is thought that this suppresses cavitation in the annular groove 42 and suppresses erosion of the outer circumferential surface 43 and/or the bearing surface 41 due to collapse of cavitation bubbles.

ここで、本実施の形態における、流路断面積Ｓ１について、具体的に説明する。流路断面積Ｓ１は、遠心加圧流路７２の、当該遠心加圧流路７２が延びる方向に垂直な断面の面積である。 Here, the channel cross-sectional area S1 in this embodiment will be specifically explained. The channel cross-sectional area S1 is the area of a cross section of the centrifugal pressurizing channel 72 perpendicular to the direction in which the centrifugal pressurizing channel 72 extends.

図２Ｆは、本実施の形態における遠心加圧流路７２を径方向５２に沿って観察した拡大図である。図２Ｆに示す例では、径方向５２に沿って観察したとき、遠心加圧流路７２は、直径ＨＰの円形状である。そのため、遠心加圧流路７２の流路断面積Ｓ１は、Ｓ１＝π×ＨＰ²／４により与えられる。 FIG. 2F is an enlarged view of the centrifugal pressurizing flow path 72 according to the present embodiment, observed along the radial direction 52. In the example shown in FIG. 2F, the centrifugal pressurizing channel 72 has a circular shape with a diameter HP when observed along the radial direction 52. Therefore, the channel cross-sectional area S1 of the centrifugal pressurizing channel 72 is given by S1=π×HP ² /4.

本実施の形態では、遠心加圧流路７２は、軸方向流路７１から径方向５２に直線状に延びている。ただし、遠心加圧流路７２は、非直線状に延びていてもよい。一変形例に係る遠心加圧流路７２は、軸方向流路７１からスパイラル状に延びるという態様で、軸方向流路７１から離れていく。この変形例において、「遠心加圧流路７２の、当該遠心加圧流路７２が延びる方向に垂直な断面の面積」という表現における断面は、軸方向流路７１から離れていくにつれて向きが変わっていく。ただし、この変形例においても、「遠心加圧流路７２の、当該遠心加圧流路７２が延びる方向に垂直な断面の面積」を観念できる。 In this embodiment, the centrifugal pressurizing flow path 72 extends linearly from the axial flow path 71 in the radial direction 52 . However, the centrifugal pressurizing channel 72 may extend non-linearly. The centrifugal pressurizing flow path 72 according to a modified example extends away from the axial flow path 71 in a spiral manner. In this modification, the cross section in the expression "the area of the cross section of the centrifugal pressurizing flow path 72 perpendicular to the direction in which the centrifugal pressurizing flow path 72 extends" changes direction as it moves away from the axial flow path 71. . However, even in this modification, "the area of the cross section of the centrifugal pressurizing flow path 72 perpendicular to the direction in which the centrifugal pressurizing flow path 72 extends" can be considered.

本実施の形態における、面積Ｓ２について、図２Ａ及び図２Ｂを参照しながら説明する。軸方向５１に平行かつ中心軸Ｏを含む断面における環状溝４２の断面積を、ＳＧと定義する。環状溝４２の開口部４２оの軸方向５１に関する寸法を、ＨＧと定義する。軸受４と回転軸１との間の軸受隙間１５の径方向５２に関する寸法をＷＣと定義する。このとき、面積Ｓ２は、Ｓ２＝ＳＧ＋ＨＧ×ＷＣにより与えられる。 The area S2 in this embodiment will be explained with reference to FIGS. 2A and 2B. The cross-sectional area of the annular groove 42 in a cross section parallel to the axial direction 51 and including the central axis O is defined as SG. The dimension of the opening 42о of the annular groove 42 in the axial direction 51 is defined as HG. The dimension of the bearing gap 15 between the bearing 4 and the rotating shaft 1 in the radial direction 52 is defined as WC. At this time, the area S2 is given by S2=SG+HG×WC.

なお、図２Ｂに示す例では、ＨＧは、環状隙間４９の軸方向５１に関する寸法でもあり、また、基準領域４８の軸方向５１に関する寸法でもある。ＨＧ×ＷＣは、軸方向５１に平行かつ中心軸Ｏを含む断面における基準領域４８の断面積である。 In the example shown in FIG. 2B, HG is also the dimension of the annular gap 49 in the axial direction 51, and also the dimension of the reference region 48 in the axial direction 51. HG×WC is the cross-sectional area of the reference region 48 in a cross section parallel to the axial direction 51 and including the central axis O.

回転軸１の外径を、φ１とする。具体的には、径φ１は、外周面４３の直径である。軸受４の内径を、φ２とする。具体的には、径φ２は、基準面４７の直径である。環状溝４２の開口部４２оは、直径φ２の円筒面に含まれていると言える。環状溝４２は、開口部４２оから径方向５２外側に後退した溝面４２ｆによって規定される。断面積ＳＧは、軸方向５１に平行かつ中心軸Ｏを含む断面における、開口部４２оと溝面４２ｆの間の面積である。寸法ＨＧは、上記断面における、開口部４２оの長さである。寸法ＷＣは、上記断面における、外周面４３と基準面４７の間の径方向５２の距離である。具体的には、寸法ＷＣは、ＷＣ＝（φ２－φ１）／２により与えられる。 The outer diameter of the rotating shaft 1 is assumed to be φ1. Specifically, the diameter φ1 is the diameter of the outer peripheral surface 43. The inner diameter of the bearing 4 is assumed to be φ2. Specifically, the diameter φ2 is the diameter of the reference surface 47. It can be said that the opening 42о of the annular groove 42 is included in a cylindrical surface having a diameter φ2. The annular groove 42 is defined by a groove surface 42f that recedes outward in the radial direction 52 from the opening 42о. The cross-sectional area SG is the area between the opening 42о and the groove surface 42f in a cross section parallel to the axial direction 51 and including the central axis O. The dimension HG is the length of the opening 42о in the above cross section. The dimension WC is the distance in the radial direction 52 between the outer peripheral surface 43 and the reference surface 47 in the above-mentioned cross section. Specifically, the dimension WC is given by WC=(φ2−φ1)/2.

図２Ｂに示す例では、環状溝４２は、溝面４２ｆによって規定されている。溝面４２ｆは、底面４２ｂと、一対の側面４２ｓと、を含んでいる。底面４２ｂは、回転軸１の周方向５３に沿って延びている。一対の側面４２ｓは、底面４２ｂから、回転軸１の径方向５２に沿って延びている。一対の側面４２ｓは、互いに向かい合っている。このような形状の環状溝４２は、形成し易い。環状溝４２を形成し易いことは、ターボ圧縮機１００を量産するに際して品質バラツキを抑え易いというメリットをもたらしうる。このことは、ターボ圧縮機１００の信頼性を確保する観点から有利である。 In the example shown in FIG. 2B, the annular groove 42 is defined by a groove surface 42f. The groove surface 42f includes a bottom surface 42b and a pair of side surfaces 42s. The bottom surface 42b extends along the circumferential direction 53 of the rotating shaft 1. The pair of side surfaces 42s extend along the radial direction 52 of the rotating shaft 1 from the bottom surface 42b. A pair of side surfaces 42s face each other. The annular groove 42 having such a shape is easy to form. The ease of forming the annular groove 42 may have the advantage of making it easier to suppress quality variations when mass producing the turbo compressor 100. This is advantageous from the viewpoint of ensuring reliability of the turbo compressor 100.

図２Ｂに示す例では、環状溝４２が、上記のような底面４２ｂ及び側面４２ｓによって規定されている。このため、環状溝４２の径方向５２の寸法（すなわち深さ）をＷＧとしたとき、面積ＳＧは、ＳＧ＝ＨＧ×ＷＧにより与えられる。よって、面積Ｓ２は、Ｓ２＝ＳＧ＋ＨＧ×ＷＣ＝ＨＧ×（ＷＧ＋ＷＣ）により与えられる。 In the example shown in FIG. 2B, the annular groove 42 is defined by the bottom surface 42b and side surface 42s as described above. Therefore, when the dimension (namely, depth) of the annular groove 42 in the radial direction 52 is WG, the area SG is given by SG=HG×WG. Therefore, the area S2 is given by S2=SG+HG×WC=HG×(WG+WC).

ただし、環状溝４２の形状は特に限定されない。例えば、回転軸１の中心軸Ｏを含む断面において、溝面４２ｆは、図２Ｃに示すようにＶ字形状を有していてもよく、湾曲形状を有していてもよい。図２Ｃに示すように上記断面において溝面４２ｆがＶ字形状を有している場合は、面積ＳＧは、ＳＧ＝ＨＧ×ＷＧ／２により与えられる。よって、面積Ｓ２は、Ｓ２＝ＳＧ＋ＨＧ×ＷＣ＝ＨＧ×（ＷＧ／２＋ＷＣ）により与えられる。上述の通り、ＷＧは、環状溝４２の径方向５２の寸法すなわち環状溝４２の深さである。 However, the shape of the annular groove 42 is not particularly limited. For example, in a cross section including the central axis O of the rotating shaft 1, the groove surface 42f may have a V-shape as shown in FIG. 2C, or may have a curved shape. As shown in FIG. 2C, when the groove surface 42f has a V-shape in the cross section, the area SG is given by SG=HG×WG/2. Therefore, the area S2 is given by S2=SG+HG×WC=HG×(WG/2+WC). As described above, WG is the dimension of the annular groove 42 in the radial direction 52, that is, the depth of the annular groove 42.

本実施の形態では、少なくとも１つの遠心加圧流路７２は、複数の遠心加圧流路７２を含んでいる。ここで、複数の遠心加圧流路７２のそれぞれの流路断面積の合計値を複数の遠心加圧流路７２の数で割ることによって得られる値をＳ_AVEと定義する。軸方向５１に平行かつ回転軸１の中心軸Ｏを含む断面における環状隙間４９の断面積をＳ２と定義する。このとき、面積Ｓ２は、値Ｓ_AVEよりも小さい。Ｓ２＜Ｓ_AVEであることは、エロージョンを抑制するのに適している。 In this embodiment, at least one centrifugal pressurization channel 72 includes a plurality of centrifugal pressurization channels 72. Here, the value obtained by dividing the total value of the cross-sectional area of each of the plurality of centrifugal pressurization channels 72 by the number of the plurality of centrifugal pressurization channels 72 is defined as S _AVE . The cross-sectional area of the annular gap 49 in a cross section parallel to the axial direction 51 and including the central axis O of the rotating shaft 1 is defined as S2. At this time, the area S2 is smaller than the value _SAVE . S2<S _AVE is suitable for suppressing erosion.

軸方向５１に平行かつ回転軸１の中心軸Ｏを含む断面における環状隙間４９の断面積を、Ｓ２と定義する。軸受隙間１５の流路断面積を少なくとも１つの遠心加圧流路７２の数で割ることによって得られる値を、Ｓ３と定義する。このとき、本実施の形態では、値Ｓ３は、面積Ｓ２よりも小さい。Ｓ３＜Ｓ２であることは、エロージョンを抑制するのに適している。 The cross-sectional area of the annular gap 49 in a cross section parallel to the axial direction 51 and including the central axis O of the rotating shaft 1 is defined as S2. The value obtained by dividing the passage cross-sectional area of the bearing gap 15 by the number of at least one centrifugal pressurizing passage 72 is defined as S3. At this time, in this embodiment, the value S3 is smaller than the area S2. S3<S2 is suitable for suppressing erosion.

軸受隙間１５の流路断面積は、具体的には、軸方向５１に垂直な断面における、軸受隙間１５が構成する流路の面積である。本実施の形態では、軸受隙間１５の流路断面積は、軸方向５１に垂直な断面における基準面４７と外周面４３の間の面積である。この流路断面積は、基準面４７とこの断面の交線によって囲まれた面積から、外周面４３とこの断面の交線によって囲まれた面積を差し引いた差分であるとも言える。値Ｓ３は、この流路断面積を遠心加圧流路７２の数で割った値である。 Specifically, the flow passage cross-sectional area of the bearing gap 15 is the area of the flow passage constituted by the bearing gap 15 in a cross section perpendicular to the axial direction 51. In this embodiment, the flow passage cross-sectional area of the bearing gap 15 is the area between the reference surface 47 and the outer circumferential surface 43 in a cross section perpendicular to the axial direction 51. It can also be said that this flow path cross-sectional area is the difference obtained by subtracting the area surrounded by the intersection line between the outer circumferential surface 43 and this cross section from the area surrounded by the intersection line between the reference plane 47 and this cross section. The value S3 is the value obtained by dividing this channel cross-sectional area by the number of centrifugal pressurizing channels 72.

図２Ｇは、本実施の形態における回転軸１と軸受４の間の隙間に設けられた流路の断面図である。具体的に、図２Ｇの左図は、図２Ａの位置Ｘで切った、軸方向５１に垂直な断面図である。図２Ｇの右図は、図２Ａの位置Ｙで切った、軸方向５１に垂直な断面図である。図２Ｇに示す例では、軸方向５１に垂直な断面において、軸受隙間１５は円環形状を有する。円環形状の内周円の直径は、φ１である。円環形状の外周円の直径は、φ２である。そのため、軸受隙間１５の流路断面積は、π×φ２²／４－π×φ１²／４により与えられる。遠心加圧流路７２の数をｎとしたとき、値Ｓ３は、Ｓ３＝π×（φ２²－φ１²）／（４×ｎ）により与えられる。 FIG. 2G is a cross-sectional view of a flow path provided in the gap between rotating shaft 1 and bearing 4 in this embodiment. Specifically, the left diagram in FIG. 2G is a cross-sectional view taken at position X in FIG. 2A and perpendicular to the axial direction 51. The right diagram in FIG. 2G is a cross-sectional view taken at position Y in FIG. 2A and perpendicular to the axial direction 51. In the example shown in FIG. 2G, the bearing gap 15 has an annular shape in a cross section perpendicular to the axial direction 51. The diameter of the inner circumferential circle of the annular shape is φ1. The diameter of the annular outer circumferential circle is φ2. Therefore, the flow passage cross-sectional area of the bearing gap 15 is given by π×φ2 ² /4−π×φ1 ² /4. When the number of centrifugal pressure channels 72 is n, the value S3 is given by S3=π×(φ2 ² −φ1 ² )/(4×n).

図２Ｇに示す例では、ｎ＝４である。ただし、遠心加圧流路７２の数ｎは特に限定されない。 In the example shown in FIG. 2G, n=4. However, the number n of centrifugal pressurizing channels 72 is not particularly limited.

本実施の形態では、軸受４に、環状溝４２が設けられている。この構成によれば、回転軸１に環状溝を設けることによる回転軸１の曲げ固有値の低下を回避できる。 In this embodiment, the bearing 4 is provided with an annular groove 42 . According to this configuration, it is possible to avoid a decrease in the bending characteristic value of the rotating shaft 1 due to the provision of the annular groove in the rotating shaft 1.

実際に、本実施の形態では、回転軸１における遠心加圧流路７２の開口部７２оが面する部分には、環状溝は設けられていない。具体的には、当該部分は、その周囲の部分と協働して、中心軸Ｏからの距離が等しい円筒面を構成している。 In fact, in this embodiment, no annular groove is provided in the portion of the rotating shaft 1 that faces the opening 72о of the centrifugal pressurizing channel 72. Specifically, this portion cooperates with the surrounding portions to form a cylindrical surface having the same distance from the central axis O.

ただし、図２Ｄに示すように、回転軸１に環状溝４２が設けられていてもよい。また、図２Ｅに示すように、軸受４及び回転軸１の両方に環状溝４２が設けられていてもよい。 However, as shown in FIG. 2D, the rotating shaft 1 may be provided with an annular groove 42. Further, as shown in FIG. 2E, an annular groove 42 may be provided in both the bearing 4 and the rotating shaft 1.

本実施の形態では、Ｓ３＜Ｓ２＜Ｓ１である。このことは、エロージョンを抑制するのに適している。 In this embodiment, S3<S2<S1. This is suitable for suppressing erosion.

本実施の形態では、流路断面積Ｓ１は、遠心加圧流路７２の開口部７２оの面積と同じである。そのため、Ｓ２＜Ｓ１、Ｓ３＜Ｓ２、Ｓ３＜Ｓ２＜Ｓ１等の文脈において、「流路断面積Ｓ１」を「開口部７２оの面積」に置き換えた説明も成立する。 In this embodiment, the channel cross-sectional area S1 is the same as the area of the opening 72о of the centrifugal pressurizing channel 72. Therefore, in the context of S2<S1, S3<S2, S3<S2<S1, etc., an explanation in which "channel cross-sectional area S1" is replaced with "area of opening 72о" also holds true.

本実施の形態では、冷凍サイクル装置１０１は、蒸発器８０と、ターボ圧縮機１００と、凝縮器９０と、を備える。蒸発器８０は、冷媒を蒸発させる。ターボ圧縮機１００は、蒸発器８０で蒸発した冷媒を圧縮する。凝縮器９０は、ターボ圧縮機１００で圧縮された冷媒を凝縮させる。このような構成では、飽和状態に近い冷媒がターボ圧縮機１００に供給され易く、エロージョンが発生し易い。別の言い方をすると、このような構成では、エロージョンを抑制できるという効果が好適に発揮され易い。 In this embodiment, refrigeration cycle device 101 includes an evaporator 80, a turbo compressor 100, and a condenser 90. Evaporator 80 evaporates the refrigerant. The turbo compressor 100 compresses the refrigerant evaporated in the evaporator 80. The condenser 90 condenses the refrigerant compressed by the turbo compressor 100. In such a configuration, refrigerant in a nearly saturated state is likely to be supplied to the turbo compressor 100, and erosion is likely to occur. In other words, with such a configuration, the effect of suppressing erosion is likely to be suitably exhibited.

上記の「ターボ圧縮機１００は、蒸発器８０で蒸発した冷媒を圧縮する」及び「凝縮器９０は、ターボ圧縮機１００で圧縮された冷媒を凝縮させる。」という表現について、説明する。これらの表現は、冷凍サイクル装置１０１において圧縮機としてターボ圧縮機１００のみが存在する形態を包含することを意図したものである。さらに、これらの表現は、冷凍サイクル装置１０１において蒸発器８０、複数の圧縮機及び凝縮器９０をこの順に冷媒が循環し、上記複数の圧縮機がターボ圧縮機１００を含む形態も包含することを意図した表現である。 The above expressions "turbo compressor 100 compresses the refrigerant evaporated by evaporator 80" and "condenser 90 condenses the refrigerant compressed by turbo compressor 100" will be explained. These expressions are intended to include a configuration in which only the turbo compressor 100 is present as a compressor in the refrigeration cycle device 101. Furthermore, these expressions also include a configuration in which refrigerant circulates through an evaporator 80, a plurality of compressors, and a condenser 90 in this order in the refrigeration cycle device 101, and the plurality of compressors include the turbo compressor 100. This is an intended expression.

供給ポンプ７０は、他の機器と共有されうる。そのような共有がなされる場合等においては、供給ポンプ７０から軸方向流路７１への冷媒の供給圧力を高くとれないことがある。しかしながら、冷媒の供給圧力を高くとれない場合であっても、本実施の形態によれば、回転軸１における外周面４３及び／又は軸受４における軸受面４１におけるエロージョンが抑制されうる。 Feed pump 70 may be shared with other equipment. In cases where such sharing is performed, it may not be possible to maintain a high supply pressure of the refrigerant from the supply pump 70 to the axial flow path 71. However, even if the refrigerant supply pressure cannot be kept high, according to the present embodiment, erosion on the outer circumferential surface 43 of the rotating shaft 1 and/or the bearing surface 41 of the bearing 4 can be suppressed.

［１－４．検証実験］
本発明者らは、Ｓ３＜Ｓ１＜Ｓ２となるように面積Ｓ１、面積Ｓ２及び値Ｓ３を設定したこと以外は図１から図２Ｂと同様の構成を有する、参考形態に係るターボ圧縮機を作製した。参考形態に係るターボ圧縮機を運転すると、視認できるエロージョンが、回転軸の外周面における環状溝と向かい合う部分辺りに生じた。 [1-4. Verification experiment]
The present inventors created a turbo compressor according to a reference embodiment having the same configuration as in FIGS. 1 to 2B except that the area S1, the area S2, and the value S3 were set so that S3<S1<S2. did. When the turbo compressor according to the reference embodiment was operated, visible erosion occurred around the portion facing the annular groove on the outer peripheral surface of the rotating shaft.

本発明者らは、Ｓ３＜Ｓ２＜Ｓ１となるように面積Ｓ１、面積Ｓ２及び値Ｓ３を設定することにより、図１から図２Ｂと同様の構成を有する本実施の形態に係るターボ圧縮機１００を作製した。本実施の形態に係るターボ圧縮機１００を運転しても、視認できるエロージョンは生じなかった。 The present inventors set the area S1, the area S2, and the value S3 so that S3<S2<S1, thereby creating a turbo compressor 100 according to the present embodiment having a configuration similar to that of FIGS. 1 to 2B. was created. Even when the turbo compressor 100 according to the present embodiment was operated, no visible erosion occurred.

（他の実施の形態）
以上のように、本出願において開示する技術の例示として、実施の形態１を説明した。しかしながら、本開示における技術は、これに限定されず、変更、置き換え、付加、省略等を行った実施の形態にも適用できる。また、上記実施の形態１で説明した各構成要素を組み合わせて、新たな実施の形態とすることも可能である。 (Other embodiments)
As mentioned above, Embodiment 1 has been described as an example of the technology disclosed in this application. However, the technology in the present disclosure is not limited to this, and can also be applied to embodiments in which changes, replacements, additions, omissions, etc. are made. Furthermore, it is also possible to create a new embodiment by combining the components described in the first embodiment.

例えば、図１の例では、回転軸１と軸受４２ｂとの間に、隙間が設けられている。回転軸１は、軸方向流路７１からこの隙間に冷媒を導くための遠心加圧流路７２ｂを有している。遠心加圧流路７２ｂは、軸受４２ｂの軸受面に開口している。図１の例では、この軸受面は、環状溝を有していない。ただし、この軸受面が環状溝４２と同様の環状溝を有し、その環状溝に向かって遠心加圧流路７２ｂが開口する形態も採用されうる。また、回転軸１における遠心加圧流路７２ｂの開口部付近に、図２Ｄの環状溝４２と同様の環状溝を設けてもよい。 For example, in the example of FIG. 1, a gap is provided between the rotating shaft 1 and the bearing 42b. The rotating shaft 1 has a centrifugal pressurizing flow path 72b for guiding the refrigerant from the axial flow path 71 to this gap. The centrifugal pressurizing flow path 72b opens to the bearing surface of the bearing 42b. In the example of FIG. 1, this bearing surface does not have an annular groove. However, a configuration may also be adopted in which this bearing surface has an annular groove similar to the annular groove 42 and the centrifugal pressurizing flow path 72b opens toward the annular groove. Furthermore, an annular groove similar to the annular groove 42 in FIG. 2D may be provided near the opening of the centrifugal pressurizing channel 72b in the rotating shaft 1.

本開示は、環状溝を有する軸受を備えた冷凍機用ターボ圧縮機に適用可能である。具体的には、水冷媒ターボ冷凍機、ＨＦＯ－１３４ａターボ冷凍機、ＨＦＯ１２３３ｚｄターボ冷凍機等に、本開示は適用可能である。 The present disclosure is applicable to a turbo compressor for a refrigerator that includes a bearing having an annular groove. Specifically, the present disclosure is applicable to water refrigerant centrifugal chillers, HFO-134a centrifugal chillers, HFO1233zd centrifugal chillers, and the like.

１回転軸
２翼車
３モータ回転子
４、４ｂ軸受
５排出空間
７供給流路
９吸入空間
１２排出経路
１５軸受隙間
４１軸受面
４２環状溝
４２ｆ溝面
４２ｂ底面
４２ｓ側面
４２о 開口部
４３外周面（軸滑り面）
４７基準面
４８基準領域
４９環状隙間
５１軸方向
５２径方向
５３周方向
７０ポンプ
７１軸方向流路
７２、７２ｂ遠心加圧流路
７２о 開口部
８０蒸発器
９０凝縮器
１００ターボ圧縮機
１０１冷凍サイクル装置
ｍ開口中心
Ｃ，Ｏ中心軸
Ｒ１、Ｒ２、Ｒ３領域 1 Rotating shaft 2 Impeller 3 Motor rotor 4, 4b Bearing 5 Discharge space 7 Supply channel 9 Suction space 12 Discharge route 15 Bearing gap 41 Bearing surface 42 Annular groove 42f Groove surface 42b Bottom surface 42s Side surface 42о Opening 43 Outer peripheral surface ( shaft sliding surface)
47 Reference surface 48 Reference area 49 Annular gap 51 Axial direction 52 Radial direction 53 Circumferential direction 70 Pump 71 Axial flow paths 72, 72b Centrifugal pressurization flow path 72о Opening 80 Evaporator 90 Condenser 100 Turbo compressor 101 Refrigeration cycle device m Opening center C, O Central axis R1, R2, R3 Area

Claims

A turbo compressor that compresses refrigerant,
bearing and
a rotating shaft supported by the bearing;
an axial passage provided inside the rotating shaft and extending in the axial direction of the rotating shaft so as to supply the refrigerant in a liquid phase to the bearing as a lubricant; and an axial passage extending from the axial passage to the bearing. a supply channel including at least one centrifugal pressurized channel extending toward the
an annular groove provided in at least one of the bearing and the rotating shaft, and facing the opening of the centrifugal pressurizing flow path;
a bearing gap provided between the bearing and the rotating shaft;
an annular gap having a dimension larger than a dimension of the bearing gap in the radial direction of the rotating shaft and including the annular groove;
Equipped with
The centrifugal pressurized flow path opens into the annular gap,
The annular gap communicates with the bearing gap,
The at least one centrifugal pressurization channel includes a specific centrifugal pressurization channel,
When the flow path cross-sectional area of the specific centrifugal pressurizing flow path is defined as S1, and the cross-sectional area of the annular gap in a cross section parallel to the axial direction and including the central axis of the rotating shaft is defined as S2,
The relationship S2<S1 is satisfied,
turbo compressor.

A turbo compressor that compresses refrigerant,
bearing and
a rotating shaft supported by the bearing;
an axial passage provided inside the rotating shaft and extending in the axial direction of the rotating shaft so as to supply the refrigerant in a liquid phase to the bearing as a lubricant; and an axial passage extending from the axial passage to the bearing. a supply channel including at least one centrifugal pressurized channel extending toward the
an annular groove provided in at least one of the bearing and the rotating shaft, and facing the opening of the centrifugal pressurizing flow path;
a bearing gap provided between the bearing and the rotating shaft;
an annular gap having a dimension larger than a dimension of the bearing gap in the radial direction of the rotating shaft and including the annular groove;
Equipped with
The centrifugal pressurized flow path opens into the annular gap,
The annular gap communicates with the bearing gap,
The at least one centrifugal pressurization channel includes a plurality of centrifugal pressurization channels,
The value obtained by dividing the total cross-sectional area of each of the plurality of centrifugal pressurizing channels by the number of the plurality of centrifugal pressurizing channels is defined as S _AVE , which is parallel to the axial direction and the rotation axis. When the cross-sectional area of the annular gap in the cross section including the central axis of is defined as S2,
The relationship S2<S _AVE is satisfied,
turbo compressor.

A cross-sectional area of the annular gap in a cross-section parallel to the axial direction and including the central axis of the rotating shaft is defined as S2, and the flow passage cross-sectional area of the bearing gap is divided by the number of the at least one centrifugal pressurizing flow passage. When the value obtained by is defined as S3,
The relationship S3<S2 is satisfied,
The turbo compressor according to claim 1 or 2 .

The at least one centrifugal pressurization channel includes a specific centrifugal pressurization channel,
When the dimension of the opening of the annular groove in the axial direction is defined as HG, and the dimension of the opening of the specific centrifugal pressurizing flow path in the axial direction is defined as HP,
The relationship HG>HP is satisfied,
A turbo compressor according to any one of claims 1 to 3 .

The at least one centrifugal pressurization channel includes a specific centrifugal pressurization channel,
When the dimension of the opening of the annular groove in the axial direction is defined as HG, and the dimension of the opening of the specific centrifugal pressurizing flow path in the axial direction is defined as HP,
The relationship HG/HP≦2 is satisfied,
A turbo compressor according to any one of claims 1 to 4 .

the annular groove is defined by a groove surface;
The groove surface includes a bottom surface extending along the circumferential direction of the rotating shaft, and a pair of side surfaces extending from the bottom surface along the radial direction of the rotating shaft and facing each other.
A turbo compressor according to any one of claims 1 to 5 .

the bearing is provided with the annular groove;
A turbo compressor according to any one of claims 1 to 6 .

an evaporator that evaporates the refrigerant;
The turbo compressor according to any one of claims 1 to 7 , which compresses the refrigerant evaporated in the evaporator.
a condenser that condenses the refrigerant compressed by the turbo compressor;
Equipped with
Refrigeration cycle equipment.