WO2014192434A1 - ターボ圧縮機およびそれを用いたターボ冷凍機 - Google Patents

ターボ圧縮機およびそれを用いたターボ冷凍機 Download PDF

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WO2014192434A1
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axial
impeller
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turbo compressor
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長谷川　泰士
上田　憲治
明正 横山
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三菱重工業株式会社
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    • F01D11/08—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages for sealing space between rotor blade tips and stator
    • F01D11/14—Adjusting or regulating tip-clearance, i.e. distance between rotor-blade tips and stator casing
    • F01D11/20—Actively adjusting tip-clearance
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    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F25B1/04—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with compressor of rotary type
    • F25B1/053—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with compressor of rotary type of turbine type

Definitions

  • the present invention relates to a turbo compressor provided with an open type impeller and a rotating shaft supported by a magnetic bearing, and a turbo refrigerator using the same.
  • Patent Document 1 a turbo compressor applied to a turbo refrigerator, a turbo compressor having a rotary shaft supported by magnetic bearings is conventionally known.
  • a rotary shaft is supported by a radial magnetic bearing and a thrust magnetic bearing, a balance piston is provided on the rotary shaft, and a thrust acting on the thrust magnetic bearing by adjusting a high pressure introduced into the piston chamber. It is disclosed that the force is reduced and the thrust magnetic bearing is miniaturized.
  • Patent Document 2 discloses that the inlet vane opening degree is narrowed when the current value supplied to the thrust magnetic bearing reaches the current value corresponding to the allowable maximum load.
  • a bypass circuit for bypassing a portion of the refrigerant gas compressed by the first stage impeller for cooling the motor, cooling the motor, and returning it to the suction side of the second stage impeller. And the pressure difference of the refrigerant gas reduces the thrust force acting on the thrust magnetic bearing.
  • a thrust direction displacement sensor is provided on the rear surface of the impeller, the sensor detects the displacement of the rotation shaft in the thrust direction, and the suction force of the thrust magnetic bearing is controlled by the output signal. It is disclosed.
  • Patent No. 2755714 gazette Patent No. 2809346 gazette Unexamined-Japanese-Patent No. 5-223090 Japanese Patent Application Laid-Open No. 7-83193
  • the present invention has been made in view of such circumstances, and in a turbo compressor provided with an open type impeller, the clearance between the shroud and the impeller is minimized during operation to improve the efficiency and the blades. It is an object of the present invention to provide a turbo compressor and a turbo refrigerator using the same, which is intended to expand a safe operating area in which contact between a car and a shroud does not occur.
  • a first aspect of the present invention is a turbocompressor comprising an open type impeller having a shroud provided on the casing side and a rotating shaft supported by a radial magnetic bearing and a thrust magnetic bearing, wherein the pressure of the compressor is The axial support position of the rotary shaft by the thrust magnetic bearing is varied based on the axial thrust load and load calculation means for calculating the axial thrust load generated by the distribution, and the gap between the impeller and the shroud is It is a turbo compressor provided with the control part which consists of an axial direction support position control means to control to a target clearance.
  • the axial thrust load generated by the pressure distribution of the compressor which changes in the operating state, is calculated by the load calculation means based on the measurement value of the pressure or temperature such as suction or discharge of the compressor.
  • the axial support position of the rotary shaft by the thrust magnetic bearing is varied by adjusting the current value distributed and supplied to the thrust magnetic bearing by the axial support position control means based on the above, and the gap between the impeller and the shroud
  • the performance of the turbo compressor can be improved and the safe operating area is expanded by minimizing the gap between the impeller and the shroud and reducing the compressed gas leakage from the gap to enhance the compression efficiency. be able to.
  • the axial support position control means detects an axial support position of the rotating shaft by the thrust magnetic bearing when the operating condition in which the axial thrust load changes suddenly is detected by the impeller.
  • the shroud may be provided with a function of performing correction control at a position where the gap between the shroud and the shroud is larger than the target gap with respect to each other.
  • the gap between the impeller and the shroud can be operated avoiding contact with each other.
  • the operation can be performed while correcting to the minimum clearance, that is, the clearance larger than the target clearance. Therefore, when the compressor is in transient operation, the turbo compressor can be operated by giving priority to contact avoidance between the impeller and the shroud, and the risk of performance deterioration and damage due to the contact can be reduced to expand the safe operation area.
  • the control unit detects the temperature of the required portion to The amount of change in the gap between the impeller and the shroud is calculated from the amount of change in axial length due to thermal expansion and the amount of change in the axial direction of the casing that sets the relative positional relationship between the shroud and the impeller. It may have a first correction means for correcting the axial support position.
  • the means for detecting the axial position of the rotating shaft is, for example, a gap sensor between the thrust disk and the thrust magnetic bearing provided at the end on the non-compressor side of the rotating shaft
  • the rotating shaft And thermal expansion of the casing will affect the clearance control between the impeller and the shroud, but the temperature of the rotating shaft or the required portion of the bearing, casing, etc. supporting the rotating shaft by the first correction means
  • the temperature can be detected to calculate the amount of change in axial length of the rotary shaft, and based on that, the axial support position of the rotary shaft can be corrected. Therefore, the clearance between the impeller and the shroud can be properly controlled regardless of the installation position of the axial position detection means of the rotation shaft, and the freedom regarding the installation position of the detection means can be secured.
  • control unit detects a change in load and / or a change in coolant temperature, and calculates the axial thrust load, or based on a preset correlation function. You may provide the 2nd correction means which correct
  • the axial thrust load can be detected by detecting a change in load (a change in chilled water inlet temperature in the case of a refrigerator) and / or a change in coolant temperature, which is a direct cause of sudden changes in axial thrust load.
  • the axial support position of the rotary shaft is corrected by the second correction means based on a correlation function which is calculated or set beforehand, and the gap between the impeller and the shroud is operated while avoiding mutual contact. It is possible to make the gap larger than the target gap, which is the smallest gap to be obtained. Therefore, the clearance between the impeller and the shroud can be promptly controlled to a clearance larger than the target clearance, and the contact between the impeller and the shroud can be reliably avoided to operate safely.
  • control unit corrects the axial support position of the rotation shaft using a control amount change of an inlet vane opening degree of a compressor and / or a change of a rotational speed control amount of the impeller. May be provided.
  • the inlet vane opening of the compressor and the number of rotations of the impeller change with changes in load and temperature of the cooling water.
  • the axial support position of the rotary shaft can be corrected by the third correction means, and the gap between the impeller and the shroud can be controlled to a gap larger than the minimum gap capable of avoiding mutual contact.
  • the axial support position of the rotation shaft can be corrected without time delay. Therefore, the clearance between the impeller and the shroud can be promptly controlled to a clearance which is larger than the minimum clearance for contact with each other, and the contact between the impeller and the shroud can be reliably avoided to ensure safe operation.
  • an outer diameter of a rear surface of the impeller is provided in addition to a gap sensor for detecting an axial support position of the rotation shaft in proximity to the rotation shaft and / or the thrust magnetic bearing.
  • a second gap sensor may be provided to detect the axial position from the side, and fourth correction means may be provided to correct the axial support position of the rotation shaft using the detection signal.
  • the deformation of the impeller due to the centrifugal force at high speed rotation and the deformation due to the gas force are detected by the second gap sensor, and the axial support position of the rotating shaft is corrected by the fourth correction means based thereon.
  • the gap on the outer diameter side of the impeller can be controlled to an appropriate gap.
  • expansion of the gap on the outer diameter side of the impeller has a large effect on performance reduction and increase in energy consumption, while deformation due to centrifugal force and gas force at high speed rotation are also large, so the outer diameter of the impeller
  • Making the gap on the side an appropriate gap is useful in suppressing the performance degradation of the compressor and the increase in energy consumption, thereby minimizing the gap between the impeller and the shroud, and the gas leakage from the gap To improve the efficiency and improve the performance of the turbo compressor.
  • a second aspect of the present invention is a turbo refrigerator including a turbo compressor, a condenser, a throttle device, and an evaporator, wherein the turbo compressor is any one of the above-described turbo compressors. Machine.
  • the turbo compressor of the turbo refrigerator including the turbo compressor, the condenser, the expansion device, and the evaporator is any of the above-described turbo compressors, the compression with high efficiency is achieved.
  • the machine it is possible to improve the capacity as a turbo refrigerator, improve the COP, expand the safe operation area that does not generate contact between the impeller and the shroud, and so on. can do.
  • the axial thrust load generated by the pressure distribution of the compressor which changes in the operating state is calculated based on the measured value of pressure or temperature such as suction or discharge of the compressor.
  • the gap between the shrouds to the target gap By controlling the gap between the shrouds to the target gap, the gap between the two can be controlled to the smallest gap that can be operated without contact with each other, thus minimizing the gap between the impeller and the shroud, By reducing compressed gas leakage from the gap and enhancing compression efficiency, the performance of the turbo compressor can be improved, and a safe operating area It can be large.
  • FIG. 1 is an overall configuration diagram of a turbo compressor according to an embodiment of the present invention. It is a block diagram around the impeller of the said turbo compressor. It is a timing chart figure showing an example of dynamic control of the above-mentioned turbo compressor.
  • FIG. 1 shows the overall configuration of a turbo compressor according to an embodiment of the present invention.
  • the turbo compressor 1 is applied to a turbo refrigerator, a turbo heat pump, etc. (hereinafter, collectively referred to as a turbo refrigerator), and constitutes a known refrigeration cycle together with a condenser, a throttling device, and an evaporator. It is responsible for the function of circulating the inside of the refrigeration cycle by compressing low pressure refrigerant gas into high pressure refrigerant gas.
  • the turbo compressor 1 here is rotated by the motor 2 and the rotary shaft 5 for rotating the two-stage impellers 3 and 4 is paired with the pair of front and rear radial magnetic bearings 7 and 8 installed on the casing 6 side.
  • the turbo compressor 1 is supported by a pair of thrust magnetic bearings 9 and 10 disposed opposite to each other.
  • the motor 2 includes a rotor 2A and a stator 2B, is fixedly installed at a central portion of the casing 6 on the motor chamber 6A side, and a substantially central portion of the rotating shaft 5 is fixedly connected to the rotor 2A. .
  • a thrust disk 11 is fixedly installed at a rear end portion of the rotating shaft 5, and a pair of thrust magnetic bearings 9 and 10 are disposed opposite to each other with a predetermined gap interposed between the thrust disk 11.
  • the pair of thrust magnetic bearings 9 and 10 generate a magnetic attraction force by the current supplied to the coil, and the thrust disk 11 is positioned at the center to support the thrust load applied to the rotating shaft 5 ing. Therefore, by controlling the distribution of the current supplied to each coil and controlling the magnetic attraction force of each bearing 9, 10 with respect to the thrust disk 11, the axial support position of the rotating shaft 5 can be controlled to an arbitrary position. Is possible.
  • the low-pressure refrigerant gas sucked from the suction port 14 via the inlet vane 15 is incorporated by the low-stage compression section 12 into a two-stage compression mechanism including the high-stage compression section 13 in which 4 is disposed.
  • the high-pressure refrigerant gas is compressed, and the discharged gas is sucked by the high-stage compression unit 13 so that the high-pressure refrigerant gas is compressed in two stages.
  • the impellers 3 and 4 are directly connected to the front end side of the rotating shaft 5 and are rotationally driven by the motor 2.
  • the first stage impeller 3 and the second stage impeller 4 are so-called open-type impellers in which the shrouds 16 and 17 are separated from the impellers 3 and 4 and provided on the casing 6 side.
  • a minute gap S is provided between each of the impellers 3 and 4 and the shrouds 16 and 17.
  • an auxiliary bearing radial bearing
  • the bearing rigidity is generally lower than that of a rolling bearing or a sliding bearing, and the bearing gap (maximum operating gap) is large.
  • the gap S between the impellers 3 and 4 and the shrouds 16 and 17 tends to be set large.
  • the clearance S affects the leakage of the compressed gas and affects the compression efficiency, it is desirable to make it as small as possible. Therefore, in the present embodiment, in order to make the gap S as small as possible, the following configuration is adopted.
  • the axial thrust load Ft applied to the rotation shaft 5 is calculated by the pressure distribution of the low-stage compression section 12 and the high-stage compression section 13, and the axial thrust load Ft is used.
  • the gap S between the first stage impeller 3 and the second stage impeller 4 and the shrouds 16 and 17 is set as a target gap S1 (e.g. It can be controlled to 1 mm). It is assumed that the target gap S1 is set to the minimum gap where the gap S between the impellers 3 and 4 and the shrouds 16 and 17 can be operated while avoiding mutual contact.
  • the axial thrust load Ft of the turbo compressor 1 can be calculated by the following. As shown in FIG. 2, pressure sensors 18, 19, 20 and 21 are respectively provided on the suction side, discharge side, suction side and discharge side of the second stage impeller 4 of the first stage impeller 3, and their detected values are P1f. : 1st stage impeller suction pressure [MPa] P1b: 1-stage impeller discharge pressure [MPa] P2f: 2-stage impeller suction pressure [MPa] P2b: 2-stage impeller discharge pressure [MPa] I assume.
  • D1f 1-stage impeller front side diameter [mm]
  • D1o 1-stage impeller outer diameter [mm]
  • D1b 1-stage impeller rear side diameter [mm]
  • D2f Two-stage impeller front side diameter [mm]
  • D2o Two-stage impeller outer diameter [mm]
  • D2b 2-stage impeller rear seal outer diameter [mm]
  • F1 f 1-stage impeller front side thrust load [N]
  • F1b 1-stage impeller rear side thrust load [N]
  • F2f 2-stage impeller front side thrust load [N]
  • F2b 2-stage impeller front side thrust load [N]
  • Ft Axial thrust load [N] [pi]: When assuming the circumferential ratio, the thrust loads [N] F1 f, F1 b, F2 f and F2 b can be calculated from the following equations (1) to (4).
  • F1f [. Pi. * D1f2 * Pvane1 / 4 + .pi. / 2 * (D1o-D1f) * ⁇ (P1b-Pvane1) * (D1o3-D1f3) / 3 + (Pvane1 * D1o-P1b * D1f) * (D1o2-D1f2) / 2 ⁇ ] / 100 * 9.80665 ⁇ ⁇ ⁇ (1)
  • F1b ⁇ * P1b * (D1 o2 ⁇ D1 b2) / 4 ⁇ /100*9.80665 (2)
  • F2f [ ⁇ * P1f * (D2f2-D1f2) / 4 + ⁇ / 2 * (D2o-D2f) * ⁇ (P2b-P2f) * (D2o3-D2f3) / 3 + (P2f * D2o-P2b * D2f) * (D2o2- D2f2) / 2 ⁇ ] / 100 * 9.80665 (3)
  • F2b ⁇ * Ptank * D2rr2 / 4 + ⁇ * P2b / 4 * (D2o2 + D2rr2) ⁇ / 100 * 9.80665 (4)
  • the axial thrust load [N] Ft of the turbo compressor 1 can be calculated by the following equation (5) as the sum of the equations (1) to (4).
  • Ft F1f + F1b + F2f + F2b (5)
  • the control unit 22 of the turbo compressor 1 calculates the axial thrust load [N] Ft applied to the rotating shaft 5 by the above equations (1) to (5) based on the detection values of the pressure sensors 18, 19, 20, 21.
  • the load calculation means 23 By controlling the load calculation means 23 to be calculated and the current value distributed and supplied to the thrust magnetic bearings 9 and 10 based on the calculated value, the axial support position of the rotating shaft 5 by the thrust magnetic bearings 9 and 10 is variably controlled
  • axial direction support position control means 24 for controlling the gap S between the impellers 3 and 4 and the shrouds 16 and 17 to the target gap S1.
  • the target gap S1 is set to the minimum gap which can drive the gaps S between the impellers 3 and 4 and the shrouds 16 and 17 while avoiding contact with each other.
  • the axial support position control means 24 detects each operating wheel 3, 3, when an operating condition in which the axial thrust load [N] Ft suddenly changes is detected, that is, when it is determined that the turbo compressor 1 is in a transient operating state.
  • a gap S2 (for example, 0.2 mm) larger than the target gap S1 (0.1 mm), which is the smallest gap that can be operated by avoiding the contact between the gaps S and 4 and the shrouds 16 and 17 It is configured to have a function of correcting and controlling the axial support position of the rotary shaft 5 at the position where
  • the clearance S between the impellers 3 and 4 and the shrouds 16 and 17 is smaller than at other transient operation states (A) to (E).
  • the correction control is performed to a much larger gap S3. That is, in the present embodiment, as shown in FIG. 3, the maximum control width of the axial support position of the rotary shaft 5 is in the range from the maximum control width of the shaft (front) to the maximum control width of the shaft (rear).
  • the clearance S between the impellers 3 and 4 and the shrouds 16 and 17 is the target clearance S1 at the maximum control width of the axis (forward)
  • the impeller 3 at the maximum control width (rear) of the axis is set to be the clearance S2 when the clearance S is the maximum clearance S3 and in the middle thereof.
  • Gap sensors (thrust direction displacement sensors) 25, 26 and 27 are disposed at the front end position of the rotary shaft 5 and at a pair of thrust magnetic bearings 9 and 10 positions. While the gap sensor 25 directly detects the front end position of the rotary shaft 5 to detect the axial support position, the gap sensors 26 and 27 have a pair of thrust magnetic bearings 9 and 10 and a thrust. The axial support position of the rotary shaft 5 is detected from the gap between the disks 11.
  • gap sensors 26 and 27 for detecting the gap between the pair of thrust magnetic bearings 9 and 10 and the thrust disk 11 are respectively installed as reference gaps of 0.3 mm
  • the thrust disk 11, that is, the rotary shaft 5 is moved forward by 0.1 mm, and each gap It is supported at an axial position of 0.2 mm on the side and 0.4 mm on the rear side.
  • the thrust disk 11 is supported at the center position where each gap is a reference gap of 0.3 mm on the front side and 0.3 mm on the rear side.
  • the thrust disk 11 is supported at an axial position with a gap of 0.4 mm on the front side and 0.2 mm on the rear side.
  • the following correction means is provided to the control unit 22.
  • the gap sensors 26 and 27, which are means for detecting the axial position of the rotary shaft 5 are installed at positions away from the low-stage compression section 12 and the high-stage compression section 13. There is. In this case, it is conceivable that thermal expansion of the rotating shaft 5 affects the control of the gap S between the impellers 3 and 4 and the shrouds 16 and 17.
  • the temperature sensor 30, 31 detects the temperature of the rotary shaft 5 or the bearing 7, which supports the rotary shaft 5, and the casing 6, etc., and the axial length variation due to the thermal expansion of the rotary shaft 5
  • the amount of change in the tip clearance clearance between the impellers 3 and 4 and the shrouds 16 and 17 is calculated from the axial direction change amount of the casing 6 to set the relative positional relationship between the impellers 3 and 4 and Correction means (first correction means) 40 for correcting the axial support position of the rotary shaft 5 and correcting the axial support position of the rotary shaft 5 by the gap sensors 26, 27 It may be controlled to S1, S2 and S3.
  • the transient operation state of the turbo compressor 1 is detected by a sudden change of the axial thrust load [N] Ft, but with regard to the fluctuation of the load and / or the fluctuation of the coolant temperature, Whether the axial thrust load [N] Ft is calculated based on the detected values from the temperature sensors 32, 33 detecting the chilled water inlet temperature of the evaporator of the turbo refrigerator and the coolant inlet temperature of the condenser Or a correction means (second correction means) 50 for correcting the axial support position of the rotary shaft 5 based on a preset correlation function, and the second correction means 50 sets the gap S to the gap S2 It may be controlled.
  • the degree of opening of the inlet vane 15 of the compressor and / or the number of rotations of the impellers 3 and 4 are controlled to control the refrigeration capacity in accordance with fluctuations in load and fluctuations in coolant temperature.
  • Correction means for correcting the axial support position of the rotating shaft 5 using the change of the opening degree control amount of the inlet vane 15 and the change of the rotation speed control amount of the impellers 3 and 4 instead of the second correction means 50 The third correction means 60 may be provided, and the third correction means 60 may control the gap S to the gap S2.
  • the gap sensors 25, 26 and 27 are installed at the front end position of the rotating shaft 5 and the pair of thrust magnetic bearings 9 and 10, and the axial support position of the rotating shaft 5 is detected.
  • gap sensors (second gap sensors) 28 and 29 for detecting the axial position from the back side are provided at the outer diameter side position of the back of the impellers 3 and 4 and the detection is performed
  • the gap S may be controlled to the gap S2 by providing a correction means (fourth correction means) 70 for correcting the axial support position of the rotary shaft 5 by a signal.
  • detecting the amount of deformation on the outer diameter side of the impellers 3 and 4 to control the clearance S means that the clearance S on the outer diameter side is enlarged due to the deformation of the blades (impellers) of the impellers 3 and 4. Since the deformation due to the centrifugal force and the gas force during the high speed rotation of the impellers 3 and 4 are large while the influence on the performance decrease and the increase in the energy consumption is large, the clearance on the outer diameter side of the impellers 3 and 4 Controlling S to an appropriate gap can be useful for reducing gas leakage and suppressing the performance decrease of the compressor 1 and the increase of energy consumption.
  • the thrust magnetic bearings 9, 10 change the axial support position of the thrust disk 11, that is, the rotating shaft 5 by controlling the distribution of the current supplied to each coil, and between the impellers 3, 4 and the shrouds 16, 17
  • the gap S between the shrouds 16 and 17 can be controlled to the gap S2 (0.2 mm)
  • the gap S can be controlled to S1 (0.1 mm)
  • the gap S can be controlled to S3 (0.3 mm).
  • the axial thrust load Ft applied to the rotating shaft 5 is detected by the pressure sensors 18, 19, 20, 21 which detect the suction and discharge pressures of the impellers 3, 4 by the load calculation means 23 of the controller 22. Based on the equation (1) to (5), it can be calculated.
  • the turbo compressor 1 enters the transitional operation state of (A) to (E) above. As shown in FIG. 3, the thrust disk 11 is positioned at the center position by the thrust magnetic bearings 9 and 10, the gap S is S2, and the impellers 3 and 4 and the shrouds 16 and 17
  • the turbo compressor 1 can be operated with priority given to contact avoidance.
  • FIG. 3 is a timing chart showing an example of dynamic control during operation of the turbo compressor 1, and as also shown in this timing chart, an abnormality of the refrigerator which is one of the transient operation states
  • the thrust disk 11 is positioned on the rear side of the maximum control width so that the gap S can be controlled to a larger gap S3 (0.3 mm).
  • the axial thrust load Ft does not change suddenly and is stable, it is determined by the axial support position control means 24 that the turbo compressor 1 is in a stable operation state, and the thrust disk 11 is determined by the thrust magnetic bearings 9 and 10.
  • the target gap S1 (0.1 mm) Control to operate the turbo compressor 1.
  • the axial thrust load Ft generated by the pressure distribution of the turbo compressor 1 changing in the operating state is calculated based on the measurement values of the suction, discharge, etc. pressure of the turbo compressor 1.
  • the axial direction of the rotating shaft 5 by the thrust magnetic bearings 9 and 10 is calculated by adjusting the current value distributed and supplied to the thrust magnetic bearings 9 and 10 by the axial direction support position control means 24 calculated by the means 23 based on the value.
  • the performance of the turbo compressor 1 is improved by minimizing the clearance S between the impellers 3 and 4 and the shrouds 16 and 17 and reducing the compressed gas leakage from the clearance S to enhance the compression efficiency.
  • the axial support position control means 24 detects an operating condition in which the axial thrust load changes rapidly, the axial support position of the rotating shaft 5 by the thrust magnetic bearings 9 and 10 is determined by the impellers 3 and 4 and the shroud 16. 17 has a function of correcting and controlling the position where the gap S between them and S17 is a gap S2 larger than the target gap S1 with respect to mutual contact, the axial direction thrust load is suddenly changed by the axial direction support position control means 24
  • the clearance S between the shrouds 16 and 17 and the impellers 3 and 4 is a minimum clearance that can be operated while avoiding mutual contact, that is, a clearance S2 larger than the target clearance S1.
  • the turbo compressor 1 when the turbo compressor 1 is in transient operation, the turbo compressor 1 is operated with priority given to the contact avoidance between the impellers 3 and 4 and the shrouds 16 and 17 to reduce the risk of performance deterioration and damage due to contact. Safe driving area can be expanded.
  • the thermal expansion of the rotation shaft 5 is Affects the control of the clearance S between the shrouds 16 and 17 and the impellers 3 and 4, but the control unit 23 is provided with the first correction means 40, and the temperature of the rotating shaft 5 or the rotating shaft 5 Detects the temperature of the required part such as the bearing 7 and casing 6 supporting the shaft, and sets the amount of change in axial length due to thermal expansion of the rotating shaft 5 and the relative positional relationship between the shrouds 16 and 17 and the impellers 3 and 4 The amount of change in the tip clearance clearance between the impellers 3 and 4 and the shrouds 16 and 17 is calculated from the amount of change in the axial direction of the casing 6 and the axial support position of the rotating shaft 5 is corrected based thereon.
  • the axial direction of the rotating shaft 5 Regardless of the installation position of the means for detecting the position, the gap S between the impellers 3 and 4 and the shrouds 16 and 17 can be properly controlled, and accordingly, regarding the installation position of the gap sensors 26 and 27 which are detection means.
  • the degree of freedom can be secured.
  • control unit 22 detects a change in load and / or a change in coolant temperature with the cold water inlet temperature sensor 32 and the coolant inlet temperature sensor 33, and calculates the axial thrust load Ft or sets it in advance.
  • a second correction means 50 is provided for correcting the axial support position of the rotary shaft 5 based on the correlation function being used, and the load fluctuation (in the case of a refrigerator) which is a direct cause of the sudden change of the axial thrust load Ft.
  • the second correction means 50 calculates the axial thrust load Ft by detecting the fluctuation of the evaporator chilled water inlet temperature and / or the condenser cooling water inlet temperature, or based on a preset correlation function.
  • the axial support position of the rotary shaft 5 is corrected.
  • the gap S between the impellers 3 and 4 and the shrouds 16 and 17 is smaller than the target gap S1, which is the smallest gap that can be operated without contact with each other.
  • the clearance S between the impellers 3 and 4 and the shrouds 16 and 17 is promptly controlled to a clearance S2 larger than the target clearance S1, and the impellers 3 and 4 and the shroud 16 It is possible to drive safely by reliably avoiding contact with 17.
  • the control unit 22 corrects the axial support position of the rotary shaft 4 using the change in the opening degree control amount of the inlet vane 15 of the turbo compressor 1 and / or the change in the rotation speed control amount of the impellers 3 and 4
  • the gap S2 can be controlled to be larger than the minimum gap S1. In this case, since a load for moving the axial position simultaneously with the change of the control amount is applied, the axial support position of the rotary shaft 5 can be corrected without time delay.
  • the opening degree of the inlet vanes 15 of the turbo compressor 1 and the rotation speed of the impellers 3 and 4 change at the time of fluctuation of load and fluctuation of cooling water temperature, but change of the control amount is caught and the impeller is promptly
  • the clearance S between 3, 4 and the shrouds 16, 17 is controlled to the clearance S2 which is larger than the minimum clearance S1 for mutual contact, and the contact with the impellers 3, 4 and the shrouds 16, 17 is reliably avoided to ensure safe operation. can do.
  • a second gap sensor 28, 29 for detecting the axial position from the rear side is provided at the outer diameter side position of the rear face of 3 and 4, and the axial support position of the rotating shaft is corrected using the detection signal
  • the correction means 70 is provided. Therefore, deformation due to centrifugal force and deformation due to gas force during high speed rotation of the impellers 3 and 4 are detected by the second gap sensor 28 and 29, and based on that, the axis of the rotating shaft 5 is detected by the fourth correction means 70. By correcting the direction support position, the gap S on the outer diameter side of the impellers 3 and 4 can be controlled to an appropriate gap.
  • expansion of the gap S on the outer diameter side of the impellers 3 and 4 has a large effect on performance reduction and increase in energy consumption, while deformation due to centrifugal force and gas force at high speed rotation are also large.
  • Providing the gap S on the outer diameter side of the vehicles 3 and 4 as the appropriate gap is useful for suppressing the performance decrease of the turbo compressor 1 and the increase of the energy consumption, whereby the impellers 3 and 4 and the shroud It is possible to minimize the gap S between 16, 17 and reduce the gas leakage from the gap S to enhance the efficiency and improve the performance of the turbo compressor 1.
  • the capacity of the turbo refrigerator can be improved and the COP can be improved, and the impellers 3, 4 and the shrouds 16, 17 It is possible to expand the safe operation area which does not generate the contact of H. Therefore, the performance of the turbo refrigerator can be further enhanced.
  • the present invention is not limited to the invention according to the above-described embodiment, and appropriate modifications can be made without departing from the scope of the invention.
  • an example of a two-stage turbo compressor provided with two stages of impellers has been described, but it can be similarly applied to a single-stage turbo compressor or a multistage turbo compressor having three or more stages.
  • the axial thrust load is calculated by detecting each pressure of suction / intermediate suction / discharge has been described, each temperature is detected and an axial thrust load is calculated from the saturation pressure. Of course you may do it.
  • the thrust disk 11 is provided at the rear end of the rotating shaft 5, it is disposed close to the compression unit between the motor 2 and the high-stage compression unit 13 or the like. It is also possible to omit the first correction means 40 in this case. Further, the specific setting values S1, S2, S3 of the gap S between the impellers 3, 4 and the shrouds 16, 17 illustrated in the above embodiment and the specific setting values of the gap sensors 26, 27 are assumed setting values Note that it is not an actual design value.

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Abstract

オープン型の羽根車を備えたターボ圧縮機にあって、シュラウドと羽根車間の隙間を最小化し、効率の向上および安全運転領域の拡大を図ったターボ圧縮機およびそれを用いたターボ冷凍機を提供することを目的とする。シュラウド（１６，１７）がケーシング（６）側に設けられているオープン型の羽根車（３，４）を備え、回転軸（５）がラジアル磁気軸受（７，８）およびスラスト磁気軸受（９，１０）により支持されているターボ圧縮機（１）において、該圧縮機（１）の圧力分布によって生じる軸方向スラスト荷重を算出する荷重算出手段（２３）と、その軸方向スラスト荷重に基づいてスラスト磁気軸受（９，１０）による回転軸（５）の軸方向支持位置を可変し、羽根車（３，４）とシュラウド（１６，１７）間の隙間（Ｓ）を目標隙間（Ｓ１）に制御する軸方向支持位置制御手段（２４）とからなる制御部（２２）を備えている。

Description

ターボ圧縮機およびそれを用いたターボ冷凍機
　本発明は、オープン型の羽根車を備え、回転軸が磁気軸受によって支持されているターボ圧縮機およびそれを用いたターボ冷凍機に関する。
　ターボ冷凍機に適用されるターボ圧縮機において、回転軸を磁気軸受により支持しているターボ圧縮機は従来から知られている。特許文献１には、回転軸をラジアル磁気軸受およびスラスト磁気軸受により支持するとともに、回転軸にバランスピストンを設け、そのピストン室に導入される高圧を加減することにより、スラスト磁気軸受に作用するスラスト力を小さくし、スラスト磁気軸受を小型化したものが開示されている。また、特許文献２には、スラスト磁気軸受に供給される電流値が許容最大負荷に対応する電流値に到達したとき、入口ベーン開度を絞るようにしたものが開示されている。
　さらに、特許文献３には、１段目の羽根車で圧縮した冷媒ガスの一部をモータの冷却用にバイパスさせ、モータを冷却した後、２段目の羽根車の吸込み側に戻すバイパス回路を設け、その冷媒ガスの圧力差によって、スラスト磁気軸受に作用するスラスト力を軽減するようにしたものが開示されている。特許文献４には、羽根車の背面にスラスト方向変位センサを設け、そのセンサで回転軸のスラスト方向の変位を検出し、その出力信号によりスラスト磁気軸受の吸引力を制御するようにしたものが開示されている。
特許第２７５５７１４号公報 特許第２８０９３４６号公報 特開平５－２２３０９０号公報 特開平７－８３１９３号公報
　シュラウドがケーシング側に設けられているオープン型の羽根車を備えたターボ圧縮機においては、回転軸を磁気軸受で支持した場合、軸受剛性が転がり軸受や滑り軸受に比べて低く、軸受隙間（最大稼働隙間）が大きくなることから、羽根車とシュラウド間の隙間やシール隙間を大き目にすることによって、羽根車とシュラウドの接触によりチップクリアランスが拡大することによる性能の低下や損傷の起点となるリスクを回避していた。特に、軸受剛性が低いと、圧縮機の起動・停止時や負荷変動時のように軸受荷重が急変したときに、回転軸の変動量が大きくなり、羽根車とシュラウドの接触によりチップクリアランスが拡大することによる性能の低下や損傷のリスクが高くなるため、それを見越して上記隙間を予め大きくする傾向があった。
　一方、ターボ圧縮機において、消費エネルギーを少なくし、効率を高くして性能の向上を図るには、上記隙間を小さくしてガス漏れを低減する必要がある。このような羽根車とシュラウド間の隙間に関する相反する問題に対処するため、羽根車とシュラウドとの接触を回避しながら、如何にしてその隙間を最小化するかが課題となっていた。
　本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであって、オープン型の羽根車を備えたターボ圧縮機にあって、シュラウドと羽根車間の隙間を運転時に最小化し、効率の向上および羽根車とシュラウドの接触を発生させない安全運転領域の拡大を図ったターボ圧縮機およびそれを用いたターボ冷凍機を提供することを目的とする。
　上記した課題を解決するために、本発明のターボ圧縮機およびそれを用いたターボ冷凍機は、以下の手段を採用する。
　本発明の第１の態様は、シュラウドがケーシング側に設けられているオープン型の羽根車を備え、回転軸がラジアル磁気軸受およびスラスト磁気軸受により支持されているターボ圧縮機において、圧縮機の圧力分布によって生じる軸方向スラスト荷重を算出する荷重算出手段と、その軸方向スラスト荷重に基づいて前記スラスト磁気軸受による前記回転軸の軸方向支持位置を可変し、前記羽根車と前記シュラウド間の隙間を目標隙間に制御する軸方向支持位置制御手段とからなる制御部を備えているターボ圧縮機である。
　この構成によれば、運転状態で変化する圧縮機の圧力分布によって生じる軸方向スラスト荷重を、圧縮機の吸込み、吐出等の圧力または温度の計測値に基づいて荷重算出手段により算出し、その値に基づいて軸方向支持位置制御手段によりスラスト磁気軸受に分配供給する電流値を調節することによって、スラスト磁気軸受による回転軸の軸方向支持位置を可変し、羽根車とシュラウド間の隙間を目標隙間に制御することにより、両者間の隙間を互いの接触を回避して運転し得る最小の隙間に制御することができる。従って、羽根車とシュラウド間の隙間を最小化し、その隙間からの圧縮ガス漏れを低減して圧縮効率を高めることにより、ターボ圧縮機の性能を向上することができるとともに、安全運転領域を拡大することができる。
　また、第１の態様において、前記軸方向支持位置制御手段は、前記軸方向スラスト荷重が急変する運転条件を検知した時、前記スラスト磁気軸受による前記回転軸の軸方向支持位置を、前記羽根車と前記シュラウド間の隙間が互いの接触に対して前記目標隙間よりも大きい隙間となる位置に補正制御する機能を備えていてもよい。
　この構成によれば、軸方向支持位置制御手段により軸方向スラスト荷重が急変するような過渡運転条件が検知された場合、羽根車とシュラウド間の隙間を、互いの接触を回避して運転し得る最小の隙間、すなわち目標隙間よりも大きい隙間に補正して運転することができる。従って、圧縮機が過渡運転時には、羽根車とシュラウドとの接触回避を優先してターボ圧縮機を運転し、接触による性能低下や損傷のリスクを低減して安全運転領域を拡大することができる。
　さらに、第１の態様において、前記制御部は、前記回転軸の軸方向位置を検知する手段が圧縮部から離れた位置に設置されている場合、所要部位の温度を検知して前記回転軸の熱膨張による軸長変化量と、前記シュラウドと前記羽根車の相対的位置関係を設定する前記ケーシングの軸方向変化量とから前記羽根車と前記シュラウド間の隙間の変化量を演算し、それに基づいて軸方向支持位置を補正する第１の補正手段を備えていてもよい。
　この構成によれば、回転軸の軸方向位置を検知する手段が、例えば回転軸の反圧縮機側の端部に設けられたスラストディスクとスラスト磁気軸受間のギャップセンサとされた場合、回転軸およびケーシングの熱膨張が羽根車とシュラウド間の隙間制御に対して影響を及ぼすことになるが、第１補正手段により回転軸の温度あるいは回転軸を支持している軸受、ケーシング等の所要部位の温度を検知して回転軸の軸長変化量を演算し、それに基づいて回転軸の軸方向支持位置を補正することができる。従って、回転軸の軸方向位置検出手段の設置位置に関係なく、適正に羽根車とシュラウド間の隙間を制御することができ、検出手段の設置位置に関しての自由度を確保することができる。
　さらに、第１の態様において、前記制御部は、負荷の変動および／または冷却水温度の変動を検知し、前記軸方向スラスト荷重を演算するか、もしくは予め設定されている相関関数に基づいて前記回転軸の軸方向支持位置を補正する第２の補正手段を備えていてもよい。
　この構成によれば、軸方向スラスト荷重が急変する直接の原因である負荷の変動（冷凍機の場合、冷水入口温度の変動）および／または冷却水温度の変動を検知して軸方向スラスト荷重を演算するか、もしくは予め設定されている相関関数に基づいて、第２補正手段により回転軸の軸方向支持位置を補正し、羽根車とシュラウド間の隙間を、互いの接触を回避して運転し得る最小の隙間である目標隙間よりも大きい隙間とすることができる。従って、羽根車とシュラウド間の隙間を、速やかに目標隙間よりも大きい隙間に制御し、羽根車とシュラウドとの接触を確実に回避して安全に運転することができる。
　さらに、第１の態様において、前記制御部は、圧縮機の入口ベーン開度の制御量変化および／または前記羽根車の回転数制御量の変化を用いて前記回転軸の軸方向支持位置を補正する第３の補正手段を備えていてもよい。
　この構成によれば、負荷の変動や冷却水温度の変動に伴い、圧縮機の入口ベーン開度や羽根車の回転数（＝圧縮機の回転数）が変化するが、その制御量の変化を用いて第３補正手段により回転軸の軸方向支持位置を補正し、羽根車とシュラウド間の隙間を、互いの接触を回避することが可能な最小隙間よりも大きい隙間に制御することができる。この場合、制御量変化と同時にする軸方向位置を移動する荷重がかかるため、時間遅れなく、回転軸の軸方向支持位置を補正することができる。従って、速やかに羽根車とシュラウド間の隙間を互いの接触に対する最小隙間よりも大きくなる隙間に制御し、羽根車とシュラウドとの接触を確実に回避して安全運転することができる。
　さらに、第１の態様において、前記回転軸の軸方向支持位置を検知するギャップセンサを、前記回転軸および／または前記スラスト磁気軸受に近接して設置する以外に、前記羽根車の背面の外径側から軸方向位置を検出する第２のギャップセンサ設け、その検知信号を用いて前記回転軸の軸方向支持位置を補正する第４の補正手段を備えていてもよい。
　この構成によれば、高速回転時の遠心力による羽根車の変形およびガス力による変形を第２ギャップセンサにより検知し、それに基づいて第４の補正手段により回転軸の軸方向支持位置を補正することにより、羽根車の外径側の隙間を適正な隙間に制御することができる。つまり、羽根車の外径側の隙間の拡大は性能低下や消費エネルギーの増加に与える影響が大きい一方、高速回転時の遠心力による変形およびガス力による変形も大きいことから、羽根車の外径側の隙間を適正隙間とすることは、圧縮機の性能低下や消費エネルギーの増加を抑制する上で有益であり、これによって、羽根車とシュラウド間の隙間を最小化し、その隙間からのガス漏れを低減して効率を高め、ターボ圧縮機の性能向上を図ることができる。
　本発明の第２の態様は、ターボ圧縮機、凝縮器、絞り装置、蒸発器から構成されるターボ冷凍機において、前記ターボ圧縮機が、上述のいずれかのターボ圧縮機とされているターボ冷凍機である。
　この構成によれば、ターボ圧縮機、凝縮器、絞り装置、蒸発器から構成されるターボ冷凍機のターボ圧縮機が上述のいずれかのターボ圧縮機とされているため、高効率化された圧縮機を搭載することにより、ターボ冷凍機として能力の向上やＣＯＰの向上、羽根車とシュラウドの接触を発生させない安全運転領域の拡大等を図ることができ、従って、ターボ冷凍機をより高性能化することができる。
　本発明のターボ圧縮機およびターボ冷凍機によると、運転状態で変化する圧縮機の圧力分布によって生じる軸方向スラスト荷重を、圧縮機の吸込み、吐出等の圧力または温度の計測値に基づいて荷重算出手段により算出し、その値に基づいて軸方向支持位置制御手段によりスラスト磁気軸受に分配供給する電流値を調節することによって、スラスト磁気軸受による回転軸の軸方向支持位置を可変し、羽根車とシュラウド間の隙間を目標隙間に制御することにより、両者間の隙間を互いの接触を回避して運転し得る最小の隙間に制御することができるため、羽根車とシュラウド間の隙間を最小化し、その隙間からの圧縮ガス漏れを低減して圧縮効率を高めることにより、ターボ圧縮機の性能を向上することができるとともに、安全運転領域を拡大することができる。
本発明の一実施形態に係るターボ圧縮機の全体構成図である。 上記ターボ圧縮機の羽根車周りの構成図である。 上記ターボ圧縮機の動的制御の一例を示すタイミングチャート図である。
　以下に、本発明にかかる一実施形態について、図１ないし図３を参照して説明する。
　図１には、本発明の一実施形態に係るターボ圧縮機の全体構成図が示されている。
　ターボ圧縮機１は、ターボ冷凍機、ターボヒートポンプ等（以下、総称してターボ冷凍機という。）に適用されるものであり、凝縮器、絞り装置、蒸発器と共に公知の冷凍サイクルを構成し、低圧の冷媒ガスを高圧の冷媒ガスに圧縮することによって冷凍サイクル内を循環させる機能を担うものである。
　ここでのターボ圧縮機１は、モータ２により回転され、２段の羽根車３，４を回転する回転軸５が、ケーシング６側に設置された前後一対のラジアル磁気軸受７，８と、互いに対向配置された一対のスラスト磁気軸受９，１０とによって支持されたターボ圧縮機１とされている。モータ２は、ロータ２Ａとステータ２Ｂを備え、ケーシング６のモータ室６Ａ側の中央部位に固定設置されており、そのロータ２Ａに回転軸５の略中央部が固定連結された構成とされている。
　回転軸５の後端部には、スラストディスク１１が固定設置され、このスラストディスク１１を挟んで、一対のスラスト磁気軸受９，１０が所定のギャップを介して対向配置されている。この一対のスラスト磁気軸受９，１０は、コイルに供給される電流により磁気吸引力を発生し、その中央にスラストディスク１１を位置せしめることにより、回転軸５にかかるスラスト荷重を支持する構成とされている。従って、各コイルに供給される電流の分配を調整し、スラストディスク１１に対する各軸受９，１０の磁気吸引力を制御することにより、回転軸５の軸方向支持位置を任意の位置に制御することが可能とされている。
　ケーシング６の圧縮室６Ｂ側には、１段羽根車（単に、羽根車と称することもある。）３が配置された低段側圧縮部１２と、２段羽根車（単に、羽根車と称することもある。）４が配置された高段側圧縮部１３とからなる２段圧縮機構が内蔵され、吸入口１４から入口ベーン１５を介して吸込んだ低圧冷媒ガスを低段側圧縮部１２により圧縮し、その吐出ガスを高段側圧縮部１３により吸込み、高圧冷媒ガスに２段圧縮する構成とされている。各羽根車３，４は、回転軸５の前端側に直結され、モータ２によって回転駆動されるようになっている。
　また、１段羽根車３および２段羽根車４は、シュラウド１６，１７が各羽根車３，４から分離され、それがケーシング６側に設けられた、いわゆるオープン型の羽根車とされており、それぞれの羽根車３，４とシュラウド１６，１７間に微小隙間Ｓが設けられるように配設されている。
　なお、ラジアル磁気軸受７，８により回転軸５を支持しているターボ圧縮機では、ラジアル磁気軸受７，８が故障した場合や停止時に回転軸５を支持する、補助軸受（ラジアル軸受）が設けられているが、本実施形態では、記載が省略されているものとする。
　回転軸５を磁気軸受７ないし１０で支持した構成のターボ圧縮機１においては、一般に転がり軸受や滑り軸受に比べて軸受剛性が低く、軸受隙間（最大稼働隙間）が大きくなることから、各羽根車３，４とシュラウド１６，１７の接触を避けるため、各羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓを大きく設定する傾向があった。しかるに、隙間Ｓは圧縮ガスの漏れに影響し、圧縮効率を左右することから、可及的に小さくすることが望ましい。そこで、本実施形態においては、隙間Ｓを出来る限り小さくするために、以下の構成を採用している。
　つまり、本実施形態においては、低段側圧縮部１２および高段側圧縮部１３の圧力分布によって生じ、回転軸５にかかる軸方向スラスト荷重Ｆｔを算出し、その軸方向スラスト荷重Ｆｔに基づいてスラスト磁気軸受９，１０による回転軸５の軸方向支持位置を可変することにより、１段羽根車３および２段羽根車４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓを目標隙間Ｓ１（例えば、０．１ｍｍ）に制御できるようにしている。この目標隙間Ｓ１は、各羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓを互いの接触を回避して運転し得る最小の隙間に設定されているものとする。
　上記ターボ圧縮機１の軸方向スラスト荷重Ｆｔは、以下により算出することができる。
　図２に示されるように、１段羽根車３の吸込側、吐出側、２段羽根車４の吸込側、吐出側にそれぞれ圧力センサ１８，１９，２０，２１を設け、その検出値を
　Ｐ１ｆ：１段羽根車吸込圧力［ＭＰａ］
　Ｐ１ｂ：１段羽根車吐出圧力［ＭＰａ］
　Ｐ２ｆ：２段羽根車吸込圧力［ＭＰａ］
　Ｐ２ｂ：２段羽根車吐出圧力［ＭＰａ］
とする。
　また、
　Ｄ１ｆ：１段羽根車前面側径［ｍｍ］
　Ｄ１ｏ：１段羽根車外径［ｍｍ］
　Ｄ１ｂ：１段羽根車背面側径［ｍｍ］
　Ｄ２ｆ：２段羽根車前面側径［ｍｍ］
　Ｄ２ｏ：２段羽根車外径［ｍｍ］
　Ｄ２ｂ：２段羽根車背面シール外径［ｍｍ］
　Ｆ１ｆ：１段羽根車前面側スラスト荷重［Ｎ］
　Ｆ１ｂ：１段羽根車背面側スラスト荷重［Ｎ］
　Ｆ２ｆ：２段羽根車前面側スラスト荷重［Ｎ］
　Ｆ２ｂ：２段羽根車前面側スラスト荷重［Ｎ］
　Ｆｔ：軸方向スラスト荷重［Ｎ］
　π：円周率
としたとき、各スラスト荷重［Ｎ］Ｆ１ｆ、Ｆ１ｂ、Ｆ２ｆ、Ｆ２ｂは、下記（１）ないし（４）式から算出することができる。
　Ｆ１ｆ＝［π＊Ｄ１ｆ２＊Ｐｖａｎｅ1／４＋π／２＊（Ｄ１ｏ－Ｄ１ｆ）＊｛（Ｐ１ｂ－Ｐｖａｎｅ1）＊（Ｄ１ｏ３－Ｄ１ｆ３）／３＋（Ｐｖａｎｅ1＊Ｄ１ｏ－Ｐ１ｂ＊Ｄ１ｆ）＊（Ｄ１ｏ２－Ｄ１ｆ２）／２｝］／１００＊９．８０６６５　・・・（１）
　Ｆ１ｂ＝｛π＊Ｐ１ｂ＊（Ｄ１ｏ２－Ｄ１ｂ２）／４｝／１００＊９．８０６６５　・・・（２）
　Ｆ２ｆ＝［π＊Ｐ１ｆ＊（Ｄ２ｆ２－Ｄ１ｆ２）／４＋π／２＊（Ｄ２ｏ－Ｄ２ｆ）＊｛（Ｐ２ｂ－Ｐ２ｆ）＊（Ｄ２ｏ３－Ｄ２ｆ３）／３＋（Ｐ２ｆ＊Ｄ２ｏ－Ｐ２ｂ＊Ｄ２ｆ）＊（Ｄ２ｏ２－Ｄ２ｆ２）／２｝］／１００＊９．８０６６５　・・・（３）
　Ｆ２ｂ＝｛π＊Ｐｔａｎｋ＊Ｄ２ｒｒ２／４＋π＊Ｐ２ｂ／４＊（Ｄ２ｏ２＋Ｄ２ｒｒ２）｝／１００＊９．８０６６５　・・・（４）
　従って、ターボ圧縮機１の軸方向スラスト荷重［Ｎ］Ｆｔは、上記（１）ないし（４）式の合計値として、下記（５）式により算出することができる。
　Ｆｔ＝Ｆ１ｆ＋Ｆ１ｂ＋Ｆ２ｆ＋Ｆ２ｂ・・・（５）
　ターボ圧縮機１の制御部２２は、圧力センサ１８，１９，２０，２１の検出値に基づいて上記（１）ないし（５）式により、回転軸５にかかる軸方向スラスト荷重［Ｎ］Ｆｔを算出する荷重算出手段２３と、その算出値に基づいてスラスト磁気軸受９，１０に分配供給する電流値を制御することにより、スラスト磁気軸受９，１０による回転軸５の軸方向支持位置を可変制御し、各羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓを目標隙間Ｓ１に制御する軸方向支持位置制御手段２４と、を備えた構成とされている。なお、目標隙間Ｓ１は、上記したように、各羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓを互いの接触を回避して運転し得る最小の隙間に設定されている。
　また、軸方向支持位置制御手段２４は、軸方向スラスト荷重［Ｎ］Ｆｔが急変する運転条件が検知された時、すなわちターボ圧縮機１が過渡運転状態と判断された場合、各羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓが互いの接触を回避して運転し得る最小の隙間である目標隙間Ｓ１（０．１ｍｍ）に対して、それより大きな隙間Ｓ２（例えば、０．２ｍｍ）となる位置に回転軸５の軸方向支持位置を補正制御する機能を備えた構成とされている。
　過渡運転状態としては、
　（Ａ）圧縮機の起動または停止時
　（Ｂ）サージングの発生時
　（Ｃ）負荷の変動時
　（Ｄ）冷却水温度の変動時
　（Ｅ）回転数の急変時
　（Ｆ）冷凍機が異常停止時
等が想定され、これらの運転状態では、軸方向スラスト荷重Ｆｔが急変することから、その運転状態が検知されると、軸方向支持位置制御手段２４は、各羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓを、軸方向スラスト荷重Ｆｔの急変によって回転軸５の位置が変動しても両者が接触することがないように、目標隙間Ｓ１よりも大きい隙間Ｓ２に補正するようにしている。
　なお、本実施形態では、冷凍機の異常停止時（Ｆ）には、他の過渡運転状態時（Ａ）ないし（Ｅ）に比べ、羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓが一段と大きい隙間Ｓ３に補正制御される構成としている。つまり、本実施形態では、回転軸５の軸方向支持位置の最大制御幅を、図３に示されるように、軸の最大制御幅（前方）から軸の最大制御幅（後方）までの範囲とし、軸の最大制御幅（前方）のときに、各羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓが目標隙間Ｓ１となり、軸の最大制御幅（後方）のときに、羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓが最大隙間Ｓ３、その中間のときに、隙間Ｓ２となるように設定している。
　そして、羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓを隙間Ｓ１，Ｓ２，Ｓ３に制御するため、スラスト磁気軸受９，１０により支持されている回転軸５の軸方向支持位置を検知するギャップセンサ（スラスト方向変位センサ）２５，２６，２７が、回転軸５の前端位置と、一対のスラスト磁気軸受９，１０位置とに設置されている。なお、ギャップセンサ２５は、回転軸５の前端位置を直接検知してその軸方向支持位置を検知するものであるのに対し、ギャップセンサ２６，２７は、一対のスラスト磁気軸受９，１０とスラストディスク１１間のギャップから回転軸５の軸方向支持位置を検知するものである。
　また、上記の隙間制御を可能にするため、例えば、一対のスラスト磁気軸受９，１０とスラストディスク１１間のギャップを検知するギャップセンサ２６，２７は、各々０．３ｍｍの基準ギャップとして設置されており、各羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓを目標隙間Ｓ１に制御する際、スラストディスク１１、すなわち回転軸５が前方側に０．１ｍｍ移動され、各々のギャップが、前方側が０．２ｍｍ、後方側が０．４ｍｍとなる軸方向位置に支持されるようにしている。
　同様に、隙間Ｓ２に制御する場合、各々のギャップが、前方側が０．３ｍｍ、後方側が０．３ｍｍの基準ギャップとなるセンター位置にスラストディスク１１が支持され、隙間Ｓ３に制御する場合、各々のギャップが、前方側が０．４ｍｍ、後方側が０．２ｍｍの軸方向位置にスラストディスク１１が支持される。これにより、各羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓを安定運転時には、目標隙間Ｓ１（０．１ｍｍ）に制御し、過渡運転時には、それより大きい隙間Ｓ２（０．２ｍｍ）に、また、過渡運転の１つである異常停止時には、更に大きい隙間Ｓ３（０．３ｍｍ）に制御できる構成としている。
　さらに、本実施形態では、上記制御部２２に対して、以下の補正手段を設けている。
　（１）上記の実施形態では、回転軸５の軸方向位置を検知する手段であるギャップセンサ２６，２７が、低段側圧縮部１２および高段側圧縮部１３から離れた位置に設置されている。この場合、各羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓの制御に際し、回転軸５の熱膨張が影響することが考えられる。
　そこで、回転軸５あるいはそれを支持する軸受７、更にはケーシング６等の所要部位の温度を温度センサ３０，３１により検知し、回転軸５の熱膨張による軸長変化量と、シュラウド１６，１７と羽根車３，４の相対的位置関係を設定するケーシング６の軸方向変化量とから羽根車３，４とシュラウド１６，１７間のチップクリアランス隙間の変化量を演算し、その演算値に基づいて回転軸５の軸方向支持位置を補正する補正手段（第１の補正手段）４０を設け、ギャップセンサ２６，２７による回転軸５の軸方向支持位置を補正することにより、上記隙間Ｓを隙間Ｓ１，Ｓ２，Ｓ３に制御するようにしてもよい。
　（２）また、上記実施形態では、ターボ圧縮機１の過渡運転状態を軸方向スラスト荷重［Ｎ］Ｆｔの急変により検知しているが、負荷の変動および／または冷却水温度の変動については、ターボ冷凍機の蒸発器の冷水入口温度、凝縮器の冷却水入口温度を検知している温度センサ３２，３３からの検出値を用い、それに基づいて軸方向スラスト荷重［Ｎ］Ｆｔを演算するか、もしくは予め設定されている相関関数に基づいて回転軸５の軸方向支持位置を補正する補正手段（第２の補正手段）５０を設け、その第２補正手段５０により上記隙間Ｓを隙間Ｓ２に制御するようにしてもよい。
　（３）さらに、負荷の変動や冷却水温度の変動に伴い、冷凍能力を制御するため、圧縮機の入口ベーン１５の開度および／または羽根車３，４の回転数が制御されるので、上記第２の補正手段５０に代え、入口ベーン１５の開度制御量の変化や羽根車３，４の回転数制御量の変化を用いて回転軸５の軸方向支持位置を補正する補正手段（第３の補正手段）６０を設け、その第３補正手段６０により上記隙間Ｓを隙間Ｓ２に制御するようにしてもよい。
　（４）また、上記実施形態では、ギャップセンサ２５，２６，２７を回転軸５の前端位置と、一対のスラスト磁気軸受９，１０位置に設置し、回転軸５の軸方向支持位置を検知しているが、これに加えて、羽根車３，４の背面の外径側位置に、その背面側から軸方向位置を検知するギャップセンサ（第２のギャップセンサ）２８，２９を設け、その検知信号で回転軸５の軸方向支持位置を補正する補正手段（第４の補正手段）７０を設けることにより、上記隙間Ｓを隙間Ｓ２に制御するようにしてもよい。
　上記の如く、羽根車３，４の外径側の変形量を検知して隙間Ｓを制御することは、羽根車３，４の羽根（インペラー）の変形による外径側の隙間Ｓの拡大が、性能低下や消費エネルギーの増加に与える影響が大きい一方、羽根車３，４の高速回転時の遠心力による変形およびガス力による変形が大きいことから、羽根車３，４の外径側の隙間Ｓを適正な隙間に制御することは、ガス漏れを低減し、圧縮機１の性能低下や消費エネルギーの増加を抑制する上で有益と云える。
　以上に説明の構成により、本実施形態によれば、以下の作用効果を奏する。
　ターボ圧縮機１が運転されることにより、１段羽根車３および２段羽根車４の吸込み側および吐出側において、それぞれ吸込み圧、吐出力が立ち、その圧力分布によって高圧側から低圧側に向う軸方向スラスト荷重Ｆｔが図２に示す矢印方向に発生し、それが回転軸５にかかることになる。この回転軸５にかかる軸方向スラスト荷重Ｆｔは、一対のスラスト磁気軸受９，１０を介して支持される。
　スラスト磁気軸受９，１０は、各コイルに供給される電流の分配を制御することによりスラストディスク１１、すなわち回転軸５の軸方向支持位置を可変し、羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓを制御可能とされており、図３に示されるように、スラスト磁気軸受９，１０間において、最大制御幅のセンター位置にスラストディスク１１が位置されたとき、各羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓを、隙間Ｓ２（０．２ｍｍ）に制御でき、最大制御幅の前方側にスラストディスク１１が位置されたとき、隙間ＳをＳ１（０．１ｍｍ）に制御できるようにされ、更に、最大制御幅の後方側にスラストディスク１１が位置されたときに、隙間ＳをＳ３（０．３ｍｍ）に制御できるようにされている。
　一方、回転軸５にかかる軸方向スラスト荷重Ｆｔは、制御部２２の荷重算出手段２３により羽根車３，４の吸込みおよび吐出圧力を検知する圧力センサ１８，１９，２０，２１からの検出値に基づき、上記（１）ないし（５）式により算出することができる。この軸方向スラスト荷重Ｆｔに基づいて、軸方向支持位置制御手段２４は、スラスト荷重Ｆｔが急変する運転条件を検知した時、ターボ圧縮機１が上記（Ａ）ないし（Ｅ）の過渡運転状態にあると判断し、図３に示されるように、スラスト磁気軸受９，１０によりスラストディスク１１をそのセンター位置に位置せしめ、上記隙間ＳをＳ２とし、羽根車３，４とシュラウド１６，１７との接触回避を優先してターボ圧縮機１を運転できるようにしている。
　図３は、上記ターボ圧縮機１の運転時における動的制御の一例を示すタイミングチャート図であり、このタイミングチャート図にも示されているとおり、過渡運転状態の１つである冷凍機の異常停止時（Ｆ）には、スラストディスク１１を最大制御幅の後方側に位置せしめ、隙間Ｓを更に大きい隙間Ｓ３（０．３ｍｍ）に制御できるようにしいる。
　さらに、軸方向スラスト荷重Ｆｔが急変せず安定しているときは、軸方向支持位置制御手段２４によりターボ圧縮機１が安定運転状態にあると判断し、スラスト磁気軸受９，１０によりスラストディスク１１を最大制御幅の前方側に位置せしめ、各羽根車３，４とシュラウド１６，１７の隙間Ｓを、互いの接触を回避して運転し得る最小の隙間である目標隙間Ｓ１（０．１ｍｍ）に制御してターボ圧縮機１を運転できるようにしている。
　斯くして、本実施形態によると、運転状態で変化するターボ圧縮機１の圧力分布によって生じる軸方向スラスト荷重Ｆｔを、ターボ圧縮機１の吸込み、吐出等の圧力の計測値に基づいて荷重算出手段２３により算出し、その値に基づいて軸方向支持位置制御手段２４によりスラスト磁気軸受９，１０に分配供給する電流値を調節することによって、スラスト磁気軸受９，１０による回転軸５の軸方向支持位置を可変し、羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓを目標隙間Ｓ１に制御することにより、その隙間Ｓを互いの接触を回避して運転し得る最小の隙間（目標隙間Ｓ１）に制御することができる。
　従って、各羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓを最小化し、その隙間Ｓからの圧縮ガス漏れを低減して圧縮効率を高めることにより、ターボ圧縮機１の性能を向上することができる。
　また、軸方向支持位置制御手段２４が、軸方向スラスト荷重が急変する運転条件を検知した時、スラスト磁気軸受９，１０による回転軸５の軸方向支持位置を、羽根車３，４とシュラウド１６，１７と間の隙間Ｓが互いの接触に対して目標隙間Ｓ１よりも大きい隙間Ｓ２となる位置に補正制御する機能を備えているため、軸方向支持位置制御手段２４によって軸方向スラスト荷重が急変するような過渡運転条件が検知された場合、シュラウド１６，１７と羽根車３，４間の隙間Ｓを、互いの接触を回避して運転し得る最小隙間、すなわち目標隙間Ｓ１よりも大きい隙間Ｓ２に補正して運転することができる。
　これにより、ターボ圧縮機１が過渡運転時には、羽根車３，４とシュラウド１６，１７との接触回避を優先してターボ圧縮機１を運転し、接触による性能低下や損傷のリスクを低減して安全運転領域を拡大することができる。
　また、本実施形態のように、回転軸５の軸方向位置を検知する手段であるギャップセンサ２６，２７が圧縮部１２，１３から離れた位置に設けられている場合、回転軸５の熱膨張がシュラウド１６，１７と羽根車３，４間の隙間Ｓの制御に対して影響を及ぼすことになるが、制御部２３に第１の補正手段４０を設け、回転軸５の温度あるいは回転軸５を支持している軸受７、ケーシング６等の所要部位の温度を検知し、回転軸５の熱膨張による軸長変化量と、シュラウド１６，１７と羽根車３，４の相対的位置関係を設定するケーシング６の軸方向変化量とから羽根車３，４とシュラウド１６，１７間のチップクリアランス隙間の変化量を演算し、それに基づいて回転軸５の軸方向支持位置を補正するようにしているため、回転軸５の軸方向位置を検出する手段の設置位置に関係なく、羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓを適正に制御することができ、従って、検出手段であるギャップセンサ２６，２７の設置位置に関しての自由度を確保することができる。
　さらに、上記制御部２２に対し、負荷の変動および／または冷却水温度の変動を冷水入口温度センサ３２、冷却水入口温度センサ３３で検知し、軸方向スラスト荷重Ｆｔを演算するか、もしくは予め設定されている相関関数に基づいて回転軸５の軸方向支持位置を補正する第２の補正手段５０を設け、軸方向スラスト荷重Ｆｔが急変する直接の原因である負荷の変動（冷凍機の場合、蒸発器冷水入口温度の変動）および／または凝縮器冷却水入口温度の変動を検知して軸方向スラスト荷重Ｆｔを演算するか、もしくは予め設定されている相関関数に基づいて、第２補正手段５０により回転軸５の軸方向支持位置を補正するようにしている。
　このため、負荷の変動および／または冷却水温度の変動時、羽根車３，４とシュラウド１６，１７の隙間Ｓを、互いの接触を回避して運転し得る最小の隙間である目標隙間Ｓ１よりも大きい隙間Ｓ２とすることができ、従って、羽根車３，４とシュラウド１６，１７の隙間Ｓを、速やかに目標隙間Ｓ１よりも大きい隙間Ｓ２に制御し、羽根車３，４とシュラウド１６，１７との接触を確実に回避して安全に運転することができる。
　また、制御部２２に、ターボ圧縮機１の入口ベーン１５の開度制御量の変化および／または羽根車３，４の回転数制御量の変化を用いて回転軸４の軸方向支持位置を補正する第３の補正手段６０を設けている。このため、負荷の変動や冷却水温度の変動に伴い、ターボ圧縮機１の入口ベーン１５の開度や羽根車３，４の回転数（＝圧縮機の回転数）が変化するが、その制御量の変化を用いて第３補正手段６０により回転軸５の軸方向支持位置を補正し、羽根車３，４とシュラウド１６，１７と間の隙間Ｓを、互いの接触を回避することが可能な最小隙間Ｓ１よりも大きい隙間Ｓ２に制御することができる。この場合、制御量変化と同時にする軸方向位置を移動する荷重がかかるため、時間遅れなく、回転軸５の軸方向支持位置を補正することができる。
　従って、負荷の変動や冷却水温度の変動時のターボ圧縮機１の入口ベーン１５の開度や羽根車３，４の回転数が変化するが、その制御量の変化を捉えて速やかに羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓを互いの接触に対する最小隙間Ｓ１よりも大きくなる隙間Ｓ２に制御し、羽根車３，４シュラウド１６，１７との接触を確実に回避して安全運転することができる。
　さらに、本実施形態においては、回転軸５の軸方向支持位置を検知するギャップセンサ２５，２６，２７を回転軸５および／またはスラスト磁気軸受９，１０に近接して設置する以外に、羽根車３，４の背面の外径側位置に、その背面側から軸方向位置を検知する第２のギャップセンサ２８，２９設け、その検知信号を用いて回転軸の軸方向支持位置を補正する第４の補正手段７０を設けた構成としている。このため、羽根車３，４の高速回転時の遠心力による変形およびガス力による変形を第２のギャップセンサ２８，２９により検知し、それに基づいて第４の補正手段７０により回転軸５の軸方向支持位置を補正することにより、羽根車３，４の外径側の隙間Ｓを適正な隙間に制御することができる。
　つまり、羽根車３，４の外径側の隙間Ｓの拡大は性能低下や消費エネルギーの増加に与える影響が大きい一方、高速回転時の遠心力による変形およびガス力による変形も大きいことから、羽根車３，４の外径側の隙間Ｓを適正隙間とすることは、ターボ圧縮機１の性能低下や消費エネルギーの増加を抑制する上で有益であり、これによって、羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓを最小化し、その隙間Ｓからのガス漏れを低減して効率を高め、ターボ圧縮機１の性能向上を図ることができる。
　また、ターボ冷凍機に対して、上述のように高効率化されたターボ圧縮機１を搭載することにより、ターボ冷凍機として能力の向上やＣＯＰの向上、羽根車３，４とシュラウド１６，１７の接触を発生させない安全運転領域の拡大を図ることができ、従って、ターボ冷凍機をより高性能化することができる。
　なお、本発明は、上記実施形態にかかる発明に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲において、適宜変形が可能である。例えば、上記実施形態では、羽根車を２段に設けた２段ターボ圧縮機の例について説明したが、単段ターボ圧縮機あるいは３段以上の多段ターボ圧縮機にも同様に適用できることは云うまでもない。
　また、上記実施形態では、吸込み／中間吸込み／吐出の各圧力を検出して軸方向スラスト荷重を算出する例について説明したが、それぞれの温度を検出し、その飽和圧力から軸方向スラスト荷重を算出するようにしてもよいことはもちろんである。
　さらに、上記実施形態では、スラストディスク１１を回転軸５の後方端に設けた例について説明したが、モータ２と高段側圧縮部１３との間等において、圧縮部に接近させて設置してもよく、この場合、第１の補正手段４０を省略することも可能である。また、上記した実施形態において例示した羽根車３，４とシュラウド１６，１７間の隙間Ｓの具体的設定値Ｓ１，Ｓ２，Ｓ３やギャップセンサ２６，２７の具体的設定値は、仮定の設定値であって、実際の設計値ではないことに留意されたい。
１　ターボ圧縮機
２　モータ
３　１段羽根車（羽根車）
４　２段羽根車（羽根車）
５　回転軸
６　ケーシング
７，８　ラジアル磁気軸受
９，１０　スラスト磁気軸受
１１　スラストディスク
１５　入口ベーン
１６，１７　シュラウド
１８，１９，２０，２１　圧力センサ
２２　制御部
２３　荷重算出手段
２４　軸方向支持位置制御手段
２５，２６，２７　ギャップセンサ
２８，２９　第２のギャップセンサ
３０，３１　温度センサ
３２　冷水入口温度センサ
３３　冷却水入口温度センサ
４０　第１の補正手段
５０　第２の補正手段
６０　第３の補正手段
７０　第４の補正手段
Ｆｔ　軸方向スラスト荷重
Ｓ　羽根車とシュラウド間の隙間
 
 
 
 
 
 
 
 

Claims (7)

  1. 　シュラウドがケーシング側に設けられているオープン型の羽根車を備え、回転軸がラジアル磁気軸受およびスラスト磁気軸受により支持されているターボ圧縮機において、
    　圧縮機の圧力分布によって生じる軸方向スラスト荷重を算出する荷重算出手段と、
    　その軸方向スラスト荷重に基づいて前記スラスト磁気軸受による前記回転軸の軸方向支持位置を可変し、前記羽根車と前記シュラウド間の隙間を目標隙間に制御する軸方向支持位置制御手段とからなる制御部を備えているターボ圧縮機。
  2. 　前記軸方向支持位置制御手段は、前記軸方向スラスト荷重が急変する運転条件を検知した時、前記スラスト磁気軸受による前記回転軸の軸方向支持位置を、前記羽根車と前記シュラウド間の隙間が互いの接触に対して前記目標隙間よりも大きい隙間となる位置に補正制御する機能を備えている請求項１に記載のターボ圧縮機。
  3. 　前記制御部は、前記回転軸の軸方向位置を検知する手段が圧縮部から離れた位置に設置されている場合、所要部位の温度を検知して前記回転軸の熱膨張による軸長変化量と、前記シュラウドと前記羽根車の相対的位置関係を設定する前記ケーシングの軸方向変化量とから前記羽根車と前記シュラウド間の隙間の変化量を演算し、それに基づいて軸方向支持位置を補正する第１の補正手段を備えている請求項１または２に記載のターボ圧縮機。
  4. 　前記制御部は、負荷の変動および／または冷却水温度の変動を検知し、前記軸方向スラスト荷重を演算するか、もしくは予め設定されている相関関数に基づいて前記回転軸の軸方向支持位置を補正する第２の補正手段を備えている請求項１ないし３のいずれかに記載のターボ圧縮機。
  5. 　前記制御部は、圧縮機の入口ベーン開度の制御量変化および／または前記羽根車の回転数制御量の変化を用いて前記回転軸の軸方向支持位置を補正する第３の補正手段を備えている請求項１ないし３のいずれかに記載のターボ圧縮機。
  6. 　前記回転軸の軸方向支持位置を検知するギャップセンサを、前記回転軸および／または前記スラスト磁気軸受に近接して設置する以外に、前記羽根車の外径位置に対して第２のギャップセンサ設け、その検知信号を用いて前記回転軸の軸方向支持位置を補正する第４の補正手段を備えている請求項１ないし５のいずれかに記載のターボ圧縮機。
  7. 　ターボ圧縮機、凝縮器、絞り装置、蒸発器から構成されるターボ冷凍機において、
    　前記ターボ圧縮機が、請求項１ないし６のいずれかに記載のターボ圧縮機とされているターボ冷凍機。
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
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