WO2014207796A1 - ターボ冷凍機 - Google Patents

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refrigerant
gas
centrifugal compressor
impeller
economizer
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古賀　淳
上田　憲治
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三菱重工業株式会社
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    • F25B43/006—Accumulators
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    • F04D29/582—Cooling; Heating; Diminishing heat transfer specially adapted for elastic fluid pumps
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    • F25B2400/23—Separators

Definitions

  • the present invention relates to a turbo refrigerator using a centrifugal compressor.
  • turbo refrigerator As the refrigerator, a turbo refrigerator using a centrifugal compressor is known.
  • This turbo refrigerator is used in a wide variety of applications such as large-scale air conditioning in buildings and cooling facilities in chemical plants.
  • due to an increase in awareness of environmental problems there is a demand for higher performance by improving the refrigerating capacity of this turbo refrigerator.
  • a gas-liquid separator is arranged between two decompression devices (expansion valve and capillary tube) connected in series, and the first decompression After the gas phase and the liquid phase are separated from the refrigerant that has passed through the apparatus, only the liquid phase is introduced into the second decompression device to perform decompression.
  • the improvement of the refrigerating capacity R which is the enthalpy difference of the refrigerant
  • Patent Document 1 the structure disclosed in Patent Document 1 is limited to a screw compressor, and an example applied to a centrifugal compressor provided with an impeller is not shown.
  • a gas-liquid separator is provided in a flow path disposed between the impellers between the compressor stages.
  • the gas-liquid separator was used to improve the refrigerating capacity by blowing in the gas phase of the refrigerant separated in (1). For this reason, the number of gas-liquid separators to be installed is one less than the number of compressor stages, and no further improvement in refrigeration capacity using the gas-liquid separator could be expected.
  • the present invention has been made in view of such circumstances, and provides a turbo chiller with improved refrigeration capacity and improved performance while suppressing costs.
  • the turbo refrigerator includes a centrifugal compressor, a condenser, a plurality of decompressors, an evaporator, a gas-liquid separator, and an inflow path.
  • a centrifugal compressor compresses a refrigerant by rotation of an impeller having a plurality of blades.
  • the condenser cools the compressed refrigerant.
  • the decompressor depressurizes the refrigerant from the condenser to form a gas-liquid two-phase, and a greater number than the number of stages of the centrifugal compressor is connected in series.
  • the evaporator evaporates the refrigerant that has passed through the plurality of decompressors.
  • the gas-liquid separator is disposed one by one between these pressure reducers, and separates the refrigerant into two phases.
  • the inflow path allows the gas phase separated from the refrigerant to flow between a front edge and a rear edge between adjacent blades in at least one of the gas-liquid separators.
  • the gas phase separated from the refrigerant is blown from the inflow path between the front edge and the rear edge of the blade. For this reason, it is not always necessary to blow the gas phase separated from the refrigerant by the gas-liquid separator between the impellers that are located between the stages of the centrifugal compressor. Furthermore, even if the number of stages of the centrifugal compressor is a single stage or multiple stages, the gas-liquid separator can be reliably installed without being influenced by the number of stages of the centrifugal compressor. Depending on the gas-liquid separator, the refrigerant can be brought into a liquid phase only state, so that the pressure can be reduced again by the pressure reducer.
  • a refrigeration cycle that is a single-stage compression single-stage expansion cycle can be a single-stage compression two-stage expansion cycle. Therefore, compared with the case where the gas phase is not separated from the refrigerant by the gas-liquid separator, the enthalpy difference of the refrigerant before and after passing through the evaporator can be increased, and the refrigerating capacity can be improved. Furthermore, by blowing the gas phase separated from the refrigerant by the gas-liquid separator into the centrifugal compressor, the temperature of the refrigerant in the compressor can be reduced, and the compression efficiency can be improved.
  • the inflow path may cause the gas phase to flow into a front edge side of an intermediate portion between a front edge and a rear edge of the blade.
  • the inflow path allows the gas phase to flow in this way, and in particular, the stall region generated on the front edge side around the impeller blade can be accelerated, and the surge suppression effect is improved. This leads to an expansion of the compressor operating range. Therefore, further performance improvement is possible.
  • the inflow path may allow the gas phase to flow in a flow direction of the refrigerant on a meridian surface of the impeller.
  • the inflow path does not disturb the smoothness of the main flow when the gas phase is mixed with the main flow of the refrigerant flowing through the impeller by allowing the gas phase to flow in in this way. . Therefore, it is possible to reduce the mixing loss and further improve the impeller performance.
  • the inflow path has guide vanes provided in parallel to the blades on an inner peripheral surface of the inflow path. May be.
  • an end of the blade side of the inflow path may have a diameter increasing toward a downstream side.
  • the gas phase can be blown into the impeller in a state where the flow velocity of the gas phase is reduced. Therefore, when the gas phase is mixed with the main flow in the impeller, the smoothness of the main flow is not hindered, and the mixing loss can be reduced to prevent the impeller from deteriorating in performance.
  • the number of installed units is not limited by the number of centrifugal compressor stages, and the gas-liquid separator can be installed. Is possible. Therefore, it is possible to improve the refrigerating capacity while reducing the number of stages of the centrifugal compressor and suppressing the cost, and the performance can be improved.
  • FIG. 1 is an overall system diagram showing a turbo refrigerator according to a first embodiment of the present invention. It is sectional drawing which shows the impeller periphery regarding the centrifugal compressor in the turbo refrigerator which concerns on 1st embodiment of this invention. It is a whole perspective view of an impeller regarding a centrifugal compressor in a turbo refrigerator concerning a first embodiment of the present invention. It is a figure which simplifies and shows a refrigerating cycle about a turbo refrigerator concerning a first embodiment of the present invention. It is sectional drawing which shows an impeller periphery regarding the centrifugal compressor in the turbo refrigerator which concerns on 1st embodiment of this invention, Comprising: The case where an impeller is a closed type is shown.
  • FIG. 10 is a view of a centrifugal compressor in a turbo chiller according to a second embodiment of the present invention when an inflow path is viewed from the outside in the radial direction, and shows a cross section along line AA in FIG.
  • the turbo chiller 1A is a cooling device that uses a turbo compressor such as a centrifugal compressor, and is used for an air conditioner in a large-scale facility such as an office building.
  • a turbo compressor such as a centrifugal compressor
  • the turbo chiller 1 depressurizes the refrigerant W from the centrifugal compressor 10 that compresses the refrigerant W, the condenser 11 that cools the compressed refrigerant W, and the condenser 11.
  • a first expansion valve (decompressor) 12 and an economizer (gas-liquid separator) 14 that separates the refrigerant W from the first expansion valve 12 into gas-liquid two phases are provided.
  • the centrifugal chiller 1A includes an inflow path 16 that allows the gas phase W1 from the economizer 14 to flow into the centrifugal compressor 10, and a second expansion valve (decompressor) that depressurizes the liquid phase from the economizer 14 again. 13 and an evaporator 15 for evaporating the refrigerant W from the second expansion valve 13.
  • R134a hydrofluorocarbon
  • R134a hydrofluorocarbon
  • the centrifugal compressor 10 is attached to a rotating shaft 5 that is rotatable about an axis P.
  • the centrifugal compressor 10 includes an impeller 18 that can rotate about the axis P together with the rotary shaft 5, and a casing 17 that covers the impeller 18 from the outside in the radial direction of the axis P.
  • the rotary shaft 5 is axially coupled to an electric motor (not shown) and is rotatable about the axis P.
  • the impeller 18 has a radial direction of the axis P as the upstream surface into which the refrigerant W flows, which is one side (the upper side in FIG. 3) in the axis P direction, flows from the upstream side to the downstream side.
  • the disk 20 has a curved surface that gradually increases in diameter from the inside to the outside, and a plurality of blades 21 (in this embodiment, 17 blades) that are provided so as to rise from the curved surface.
  • the impeller 18 is an open type without a shroud.
  • a main flow path FC through which the refrigerant W can flow from the upstream side to the downstream side.
  • the casing 17 is a member that covers the impeller 18 from the outside in the radial direction with a gap between the casing 17 and the impeller 18.
  • the centrifugal compressor 10 is a single-stage compressor that performs adiabatic compression of the refrigerant W by one impeller 18.
  • the condenser 11 cools the refrigerant W compressed by the centrifugal compressor 10 by performing heat exchange with cooling water or the like, so that the refrigerant W is in a liquid state.
  • the first expansion valve 12 adiabatically expands and depressurizes the liquid refrigerant W from the condenser 11 to evaporate a part of the liquid, thereby bringing the refrigerant W into a gas-liquid two-phase state.
  • the economizer 14 separates the refrigerant W, which is in a gas-liquid two-phase state in the first expansion valve 12, into a gas phase W1 and a liquid phase.
  • the inflow channel 16 allows the gas phase W1 separated from the gas-liquid two-phase refrigerant W by the economizer 14 to flow into the main channel FC in the impeller 18 of the centrifugal compressor 10.
  • the inflow path 16 is provided in the casing 17 of the centrifugal compressor 10 between a front edge 21a that is an upstream end of the blade 21 and a rear edge 21b that is a downstream end. ing.
  • the inflow path 16 includes an inflow port 22 that opens to a surface facing the impeller 18 side, and an inflow pipe 23 that connects the inflow port 22 and the economizer 14.
  • the inlet 22 is formed so as to penetrate the inside and outside of the casing 17. It is more preferable that the opening position of the inflow port 22 is formed closer to the front edge 21a than the intermediate part between the front edge 21a and the rear edge 21b of the blade 21.
  • the second expansion valve 13 adiabatically expands and depressurizes the refrigerant W which is separated from the gas phase W1 by the economizer 14 and becomes only the liquid phase.
  • the evaporator 15 evaporates the refrigerant W from the second expansion valve 13 by exchanging heat with water or the like to obtain a saturated vapor state.
  • the gaseous refrigerant W is first adiabatically compressed from the point A by the centrifugal compressor 10 and isentropic. It reaches point B in the state. Thereafter, the gas refrigerant W is cooled by the condenser 11 to be in a saturated liquid state, reaches a point C on the saturation curve, and further, the liquid refrigerant W is adiabatically expanded by the first expansion valve 12, and the gas-liquid two-phase And reaches point D.
  • the refrigerant W that has passed through the first expansion valve 12 is separated from the gas phase W1 by the economizer 14, and this gas phase W1 passes through the inlet 22 of the inlet 16 and the main channel FC of the impeller 18 in the centrifugal compressor 10. To be blown into. Accordingly, only the liquid phase of the refrigerant W is left, so that the refrigerant W is introduced into the second expansion valve 13 in a state of saturated liquid. That is, the point D in FIG. 4 reaches the point E on the saturation curve.
  • the second expansion valve 13 causes the refrigerant W, which is only in the liquid phase, that is, the liquid refrigerant W to be adiabatically expanded again to reach point F. From the point F, the liquid refrigerant W is evaporated by the evaporator 15 to be in a saturated vapor state, and reaches a point A on the saturation curve.
  • the gas phase W1 of the refrigerant W can be introduced into the main flow path FC of the impeller 18 from the inlet 22 formed in the casing 17 of the centrifugal compressor 10 through the inflow pipe 23 in the inflow path 16.
  • the economizer 14 can be installed. That is, an equal pressure change from point D to point E in FIG. 4 can be added to the refrigeration cycle.
  • a single-stage compression single-stage expansion cycle that does not separate the gas phase W1 from the refrigerant W can be a single-stage compression two-stage expansion cycle.
  • the enthalpy difference of the refrigerant W before and after passing through the evaporator 15 can be increased. That is, R> R1, and the refrigeration capacity can be improved.
  • the economizer 14 blows the gas phase W1 separated from the refrigerant W into the centrifugal compressor 10, the temperature of the refrigerant W in the centrifugal compressor 10 can be reduced, and thus the compression efficiency is improved. it can.
  • the opening position of the inflow port 22 is formed between the front edge 21a and the rear edge 21b of the blade 21, and preferably on the front edge 21a side of the intermediate portion between the front edge 21a and the rear edge 21b of the blade 21. ing. Therefore, the stall area generated on the front edge 21a side around the blade 21 can be increased. Therefore, the surge suppression effect is improved, leading to an expansion of the operating range of the centrifugal compressor 10.
  • the inlet 22 of the inflow passage 16 is provided between the front edge 21a and the rear edge 21b of the blade 21, preferably on the front edge 21a side, and the economizer 14 is connected to the main passage FC.
  • the economizer 14 can be installed also in the single-stage centrifugal compressor. Therefore, the centrifugal compressor 10 can be made into a single stage, that is, by reducing the number of stages, the refrigeration capacity can be improved while suppressing the cost, and further the compression efficiency can be improved, so that the performance can be improved.
  • the first expansion valve 12 and the second expansion valve 13 may be, for example, a capillary tube made of a metal capillary.
  • the impeller 18 is an open type.
  • a closed type impeller 18A having a shroud 29 may be used, for example.
  • the inlet 22 of the inflow path 16 from the economizer 14 is formed in the diaphragm 28 outside the shroud 29 as shown in FIG.
  • the gas phase W1 is blown into the gap between the shroud 29 and the diaphragm 28, and is sucked from the upstream side through the seal 24 into the main flow path FC of the impeller 18A.
  • the economizer 14 described in the present embodiment is installed and the casing 17 of the centrifugal compressor 10 is installed. It is possible to introduce the gas phase W1 of the refrigerant W from the economizer 14 into the main flow path FC of the impeller 18.
  • the economizer 14 since it is not necessary to connect the inflow pipe 23 from the economizer 14 between the stages between the impellers 18, the economizer 14 is provided even when the centrifugal compressor 10 is a two-stage centrifugal compressor. Two can be provided. That is, the economizer 14 can be installed regardless of the number of stages, and the refrigeration capacity can be improved and the performance can be improved while suppressing the cost.
  • the centrifugal compressor 10 when the centrifugal compressor 10 is a two-stage centrifugal compressor, the inflow pipe 23 from one economizer 14 is connected to one impeller 18 inlet 22 and the other economizer.
  • the inflow pipe 23 from 14 may be connected between the stages between the impellers 18.
  • the invention is not limited to one economizer 14 and two expansion valves as described in the present embodiment.
  • two economizers 14 and three expansion valves 25, 26, 27 are provided, and the inflow pipes 23 from the two economizers 14 are connected to the inlet 22 of one impeller 18, and the economizer 14 is connected to the main flow path FC.
  • the gas phase W1 of the refrigerant W from may be introduced.
  • the inlet 22 is separated from the impeller 18 between the front edge 21a and the rear edge 21b of the blade 21 as shown in FIG. Form one or more. Then, one inlet 22 may be connected to one economizer 14 and the other inlet 22 may be connected to the other economizer 14.
  • the number of expansion valves is set to be one greater than the number of economizers 14, the number of economizers 14 installed does not depend on the number of stages of the centrifugal compressor 10. Therefore, the number of installed economizers 14 can be selected without being limited by the number of stages of the centrifugal compressor 10, and the performance can be further improved by further improving the refrigerating capacity by the economizer 14.
  • Such a configuration can also be applied to a two-stage centrifugal compressor and a multistage centrifugal compressor.
  • turbo chiller 1B according to a second embodiment of the present invention will be described.
  • symbol is attached
  • the centrifugal compressor 30 in the centrifugal compressor 30, the inflow path 36 from the economizer 14 to the impeller 18 is different from the inflow path 16 in the first embodiment.
  • the inflow path 36 includes an inflow port 42 formed in the casing 17 of the centrifugal compressor 30 and an inflow pipe 43 that connects the inflow port 42 and the economizer 14.
  • the formation position of the inflow port 42 is between the front edge 21a and the rear edge 21b of the blade 21, and preferably before the intermediate portion between the front edge 21a and the rear edge 21b of the blade 21. It is the edge 21a side.
  • each inflow path 36 has a guide vane 44 that extends over the entire height of the inflow port 42 on the inner peripheral surface 42 a before the opening in the inflow port 42.
  • the guide vane 44 is provided in parallel to the extending direction of the blade 21.
  • the inflow port 42 opens in the main flow path FC toward the flow direction of the refrigerant W on the meridian surface of the impeller 18. Specifically, as shown in FIG. 10, the opening of the inlet 42 is formed along the flow direction of the refrigerant W in order to allow the gas phase W ⁇ b> 1 to flow along the flow direction of the refrigerant W. In this case, the inflow port 42 may be smoothly turned before the opening (see FIG. 10), or may be turned in the middle of the inflow pipe 43.
  • the vapor phase W1 of the refrigerant W from the economizer 14 is blown into the main flow path FC in the impeller 18 through the inflow path 36.
  • the gas phase W1 of the refrigerant W from the economizer 14 is mixed with the refrigerant W flowing through the main channel FC.
  • the gas phase W1 of the refrigerant W from the economizer 14 flows in along the flow direction of the refrigerant W in the main channel FC on the meridian surface of the impeller 18.
  • the guide vanes 44 also flow in the circumferential direction along the flow direction of the refrigerant W in the main channel FC. Therefore, the smoothness of the flow of the refrigerant W in the main channel FC is not hindered, and the mixing loss to the refrigerant W in the main channel FC can be reduced.
  • the performance can be improved while the cost is reduced by reducing the number of stages of the centrifugal compressor 30.
  • the formation direction of the inlet 42 of the inflow path 36 and the guide vane 44 can reduce the mixing loss when the gas phase W1 of the refrigerant W from the economizer 14 flows into the main flow path FC.
  • the performance of the impeller 18 can be further improved.
  • the guide vane 44 may not be provided if the formation direction of the inlet 42 is directed to the flow direction of the refrigerant W. Further, if the guide vane 44 is provided, the formation direction of the inflow port 42 does not have to face the flow direction of the refrigerant W.
  • turbo chiller 1C according to a third embodiment of the present invention will be described.
  • symbol is attached
  • the inflow path 56 from the economizer 14 to the impeller 18 is different from the inflow path 16 in the first embodiment and the inflow path 36 in the second embodiment.
  • the inflow path 56 includes an inflow port 62 formed in the casing 17 of the centrifugal compressor 50, and an inflow pipe 63 that connects the inflow port 62 and the economizer 14.
  • the inflow port 62 is formed between the front edge 21a and the rear edge 21b of the blade 21, preferably between the front edge 21a and the rear edge 21b of the blade 21. It is formed closer to the front edge 21a than the middle part.
  • the inflow path 56 has an enlarged diameter on the opening side that is the end of the inlet 62 on the blade 21 side. That is, the inflow path 56 has an enlarged diameter portion 64 that is recessed in a concave shape with a size larger than that of the inflow port 62 in the circumferential direction from the opening toward the middle of the inflow port toward the inside of the casing 17. .
  • the gas phase W1 of the refrigerant W from the economizer 14 is blown into the main flow path FC in the impeller 18 through the inflow path 56, and the refrigerant from the economizer 14 flows into the refrigerant W flowing through the main flow path FC.
  • a gas phase W1 of W is mixed.
  • the inflow channel 56 has the enlarged diameter portion 64, the cross-sectional area of the inflow port 62 increases on the opening side, and the gas phase W1 of the refrigerant W from the economizer 14 has a reduced flow rate. Will flow in. Therefore, the smoothness of the flow of the refrigerant W in the main channel FC is not hindered, and the mixing loss to the refrigerant W in the main channel FC can be reduced.
  • the performance can be improved while the cost is reduced by reducing the number of stages of the centrifugal compressor 50.
  • the expanded diameter portion 64 of the inflow path 56 can reduce the mixing loss when the gas phase W1 of the refrigerant W from the economizer 14 flows into the main flow path FC, thereby further improving the performance of the impeller 18. It becomes.
  • the enlarged diameter portion 64 is not concave, and the inner peripheral surface 62 a of the inflow port 62 gradually increases in diameter toward the opening. May be formed.
  • the inner peripheral surface 62a is smoothly expanded in diameter without the cross-sectional area of the inflow port 62 increasing rapidly. Therefore, it can be made to flow into main channel FC in the state where flow velocity was decreased more smoothly, suppressing that gas phase W1 of refrigerant W which blows out from inflow port 62 exfoliates.
  • the enlarged diameter portion 64 is not concave, and the inner peripheral surface 62 a is gradually toward the inlet 22 only on the rear edge side of the impeller 18. You may form by the curved surface which expands in diameter.
  • the gas phase W1 of the refrigerant W blown from the inlet 62 can be flowed into the main channel FC in a state where the flow velocity is smoothly reduced. Moreover, it can blow out from the inflow port 62 along the distribution direction of the refrigerant W flowing through the main channel FC.
  • the number of installed units is not limited by the number of centrifugal compressor stages, and the gas-liquid separator can be installed. Is possible. Therefore, it is possible to improve the refrigerating capacity while reducing the number of stages of the centrifugal compressor and suppressing the cost, and the performance can be improved.
  • Turbo refrigerator 30 Centrifugal compressor 36 ... Inflow path 42 ... Inlet 42a ... Inner peripheral surface 43 ... Inflow pipe 44 ... Guide Vane 1C ... turbo refrigerator 50 ... centrifugal compressor 56 ... inflow path 62 ... inflow port 62a ... inner peripheral surface 63 ... inflow pipe 64 ... expanded diameter portion

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Abstract

　ターボ冷凍機（１Ａ）は、複数のブレード（２１）を有するインペラ（１８）の回転により、冷媒（Ｗ）を圧縮する遠心圧縮機（１０）と、圧縮された冷媒（Ｗ）を冷却する凝縮器（１１）と、凝縮器（１１）からの冷媒（Ｗ）を減圧して気液二相とする直列接続された第一膨張弁（１２）及び第二膨張弁（１３）と、第二膨張弁（１３）からの冷媒（Ｗ）を蒸発させる蒸発器（１５）と、これら第一膨張弁（１２）及び第二膨張弁（１３）の間に配置され、冷媒（Ｗ）を気液二相に分離するエコノマイザ（１４）と、エコノマイザ（１４）において冷媒（Ｗ）から分離された気相（Ｗ１）が、インペラ（１８）の隣接するブレード間の主流路（ＦＣ）において、ブレード（２１）の前縁（２１ａ）と後縁（２１ｂ）との間に流入可能とする流入路（１６）とを備える。

Description

ターボ冷凍機
　本発明は、遠心圧縮機を用いたターボ冷凍機に関するものである。
　冷凍機には、遠心圧縮機を用いたターボ冷凍機が知られている。このターボ冷凍機は、ビルの大型空調や、化学プラントにおける冷却設備等、多岐にわたって使用されている。
そして、近年、環境問題への意識の高まりから、このターボ冷凍機においても冷凍能力の向上による高性能化が求められている。
　また、高性能化が求められている一方で、コストダウンの観点からは、圧縮機の段数を低減することが必要とされている。従って、コストダウンのために圧縮機段数を低減したとしても冷凍能力は維持しなければならず、即ち、冷凍能力のさらなる向上の必要性が増している。
　ここで、特許文献１に開示されているＣＯ２冷凍サイクル装置では、直列に接続した二つの減圧装置（膨張弁とキャピラリチューブ）の間に、気液分離器を配置し、一つ目の減圧装置を通過した冷媒から気相と液相とを分離した後に液相のみを二つ目の減圧装置へ導入して減圧を行なっている。
このようにすることで、蒸発器前後の冷媒のエンタルピー差である冷凍能力Ｒの向上を図っている。
特開２００６－２９２２２９号公報
　しかしながら、特許文献１に開示された構造は、スクリュー圧縮機に限定されたものであり、インペラを備えた遠心圧縮機に適用した例は示されていない。
　ここで、これまで、複数のインペラを有する多段遠心圧縮機を圧縮機に適用したターボ冷凍機においては、圧縮機の段間であるインペラ同士の間に配された流路に、気液分離器で分離された冷媒の気相を吹き込むことで、気液分離器によって冷凍能力の向上を図っていた。このため、気液分離器の設置数量は、圧縮機の段数よりも一つ少ない数量となってしまい、気液分離器を用いた冷凍能力の向上については、これ以上は望めなかった。
　さらに、上述のように、気液分離器からの冷媒の気相をインペラ同士の間の流路に吹き込んでいるため、例えば一つのインペラによって圧縮を行なう単段遠心圧縮機を圧縮機に採用する場合には、気液分離器で分離された冷媒の気相を吹き込むことができない。従って、単段遠心圧縮機に対して気液分離器を適用することが困難であった。このため、単段遠心圧縮機を用いた冷凍機においては、気液分離器を用いて冷凍能力の向上を図ることは難しかった。
　このように、気液分離器を用いる際には、その設置数量が圧縮機の段数に制限されてしまい、圧縮機の段数を低減しながらの冷凍能力向上は困難であった。
　本発明はこのような事情を考慮してなされたものであり、コストを抑制しながら冷凍能力を向上して、性能向上を図ったターボ冷凍機を提供する。
　（１）本発明の第一の態様によれば、ターボ冷凍機は、遠心圧縮機と、凝縮器と、複数の減圧器と、蒸発器と、気液分離器と、流入路とを備える。遠心圧縮機は、複数のブレードを有するインペラの回転により、冷媒を圧縮する。凝縮器は、圧縮された前記冷媒を冷却する。減圧器は、前記凝縮器からの前記冷媒を減圧して気液二相とするとともに、前記遠心圧縮機の段数よりも多い数量が直列接続されている。蒸発器は、これら複数の減圧器を通過した前記冷媒を蒸発させる。気液分離器は、これら減圧器同士の間に一つずつ配置され、前記冷媒を気液二相に分離する。流入路は、前記気液分離器のうちの少なくとも一つにおいて、前記冷媒から分離された気相を、隣接する前記ブレード間の前縁と後縁との間に流入させる。
　上記した構成によれば、少なくとも一つの気液分離器において、冷媒から分離された気相が、流入路からブレードの前縁と後縁との間に吹き込まれる。このため、必ずしも遠心圧縮機の段間となるインペラ同士の間に、気液分離器で冷媒から分離された気相を吹き込む必要が無い。さらに、遠心圧縮機の段数が単段または多段であったとしても、遠心圧縮機の段数に左右されることなく、確実に気液分離器を設置できる。
　そして、気液分離器によっては、冷媒を液相のみの状態とすることができるため、再度、減圧器で減圧を行なうことが可能となる。即ち、例えば冷凍サイクルが単段圧縮単段膨張サイクルであったものを、単段圧縮二段膨張サイクルとすることができる。従って、気液分離器によって冷媒から気相を分離しない場合と比較して、蒸発器通過前後の冷媒のエンタルピー差を大きくすることができ、冷凍能力の向上が可能となる。さらに、気液分離器によって冷媒から分離された気相を遠心圧縮機内に吹き込むことで、圧縮機内の冷媒の温度を低減でき、圧縮効率の向上も可能となる。
　（２）上記（１）のターボ冷凍機において、前記流入路は、前記ブレードの前縁と後縁との中間部よりも前縁側に前記気相を流入させてもよい。
　上記した構成によれば、流入路が、このように気相を流入させることによって、特に、インペラのブレード周りの前縁側で発生する失速領域を増速でき、サージの抑制効果の向上によって、遠心圧縮機の作動範囲の拡大につながる。従って、さらなる性能向上が可能となる。
　（３）上記（１）又は（２）のターボ冷凍機において、前記流入路は、前記インペラの子午面における前記冷媒の流通方向に前記気相を流入させてもよい。
　上記した構成によれば、流入路が、このように気相を流入させることで、インペラ内を流通する冷媒の主流に気相が混合される際に主流の流れの円滑性を妨げることがない。よって、混合ロスを低減して、インペラのさらなる性能向上が可能となる。
　（４）上記（１）から（３）いずれか一に記載のターボ冷凍機において、前記流入路は、該流入路の内周面に、前記ブレードに平行に設けられたガイドベーンを有していてもよい。
　上記した構成によれば、このようなガイドベーンによって、気液分離器からの気相が流入路を通じて吹き込まれ、インペラ内の冷媒の主流に混合する際に、主流の流れの方向に沿って、周方向に同一方向に流入することとなる。従って、主流の流れの円滑性を妨げることがなく、混合ロスを低減してインペラの性能向上が可能となる。
　（５）上記（１）から（４）いずれか一に記載のターボ冷凍機において、前記流入路は、前記ブレード側の端部が、下流側に向かって拡径していてもよい。
　上記した構成によれば、流入路がブレード側で拡径していることで、気相の流速を減少させた状態で、気相をインペラ内へ吹き込むことができる。従って、インペラ内の主流に気相が混合される際に、主流の流れの円滑性を妨げることがなく、混合ロスを低減してインペラの性能低下を防止することができる。
　上記したターボ冷凍機によると、隣接するブレード間の前縁と後縁との間に流入路を設けることで、遠心圧縮機の段数によって設置数量が制限されることなく、気液分離器の設置が可能となる。従って、遠心圧縮機の段数を低減してコストを抑制しながら冷凍能力を向上でき、性能向上が可能となる。
本発明の第一実施形態に係るターボ冷凍機を示す全体系統図である。 本発明の第一実施形態に係るターボ冷凍機における遠心圧縮機に関し、インペラ周辺を示す断面図である。 本発明の第一実施形態に係るターボ冷凍機における遠心圧縮機に関し、インペラの全体斜視図である。 本発明の第一実施形態に係るターボ冷凍機に関し、冷凍サイクルを簡略化して示す図である。 本発明の第一実施形態に係るターボ冷凍機における遠心圧縮機に関し、インペラ周辺を示す断面図であって、インペラがクローズド型である場合を示すものである。 本発明の第一実施形態に係るターボ冷凍機の第一変形例を示す全体系統図である。 本発明の第一実施形態に係るターボ冷凍機の第二変形例を示す全体系統図である。 本発明の第一実施形態に係るターボ冷凍機の第三変形例を示す全体系統図である。 本発明の第一実施形態に係るターボ冷凍機の第三変形例のおける遠心圧縮機に関し、インペラ周辺を示す断面図である。 本発明の第二実施形態に係るターボ冷凍機における遠心圧縮機に関し、インペラ周辺を示す断面図である。 本発明の第二実施形態に係るターボ冷凍機における遠心圧縮機に関し、流入路を径方向外側から見た図であって、図１０のＡ－Ａ断面を示すものである。 本発明の第三実施形態に係るターボ冷凍機における遠心圧縮機に関し、インペラ周辺を示す断面図である。 本発明の第三実施形態に係るターボ冷凍機の第一変形例に係るターボ冷凍機における遠心圧縮機に関し、インペラ周辺を示す断面図である。 本発明の第三実施形態に係るターボ冷凍機の第二変形例に係るターボ冷凍機における遠心圧縮機に関し、インペラ周辺を示す断面図である。
　以下、本発明の第一実施形態に係るターボ冷凍機１Ａについて説明する。
　ターボ冷凍機１Ａは、遠心圧縮機等のターボ式の圧縮機を用いた冷却装置であり、オフィスビル等の大規模設備における空調装置に用いられるものである。
　そして、図１に示すように、このターボ冷凍機１Ａは、冷媒Ｗを圧縮する遠心圧縮機１０と、圧縮された冷媒Ｗを冷却する凝縮器１１と、凝縮器１１からの冷媒Ｗを減圧する第一膨張弁（減圧器）１２と、第一膨張弁１２からの冷媒Ｗを気液二相に分離するエコノマイザ（気液分離器）１４とを備えている。
　さらに、ターボ冷凍機１Ａは、エコノマイザ１４からの気相Ｗ１を、遠心圧縮機１０内へ流入可能とする流入路１６と、エコノマイザ１４からの液相を再度減圧する第二膨張弁（減圧器）１３と、第二膨張弁１３からの冷媒Ｗを蒸発させる蒸発器１５とを備えている。
　ここで、上記冷媒Ｗは、例えば、代替フロンのＲ１３４ａ（ハイドロフルオロカーボン）等が用いられる。
　図２に示すように、遠心圧縮機１０は、軸線Ｐ回りに回転可能とされた回転軸５に取り付けられている。遠心圧縮機１０は、回転軸５とともに軸線Ｐ回りに回転可能とされたインペラ１８と、インペラ１８を軸線Ｐの径方向外側から覆うケーシング１７とを備えている。
　回転軸５は、図示しない電動機等に軸結合され、軸線Ｐ回りに回転可能とされている。
　図３に示すように、インペラ１８は、軸線Ｐ方向の一方側（図３における上側）となる冷媒Ｗの流入する上流側の面が、上流側から下流側に向かうに従って、軸線Ｐの径方向内側から外側に漸次拡径する曲面とされたディスク２０と、この曲面から立ち上がるように設けられた複数（本実施形態では１７枚）の羽根状をなすブレード２１とを有している。
　また、本実施形態では、インペラ１８はシュラウドの無いオープン型となっている。
　そして、隣接するブレード２１同士の間は、冷媒Ｗが上流側から下流側へ流通可能な主流路ＦＣとされている。
　ケーシング１７は、インペラ１８との間に間隙をあけた状態でインペラ１８を径方向外側から覆う部材である。
　ここで、本実施形態では、遠心圧縮機１０は一つのインペラ１８によって冷媒Ｗの断熱圧縮を行なう単段圧縮機となっている。
　凝縮器１１は、遠心圧縮機１０で圧縮された冷媒Ｗを冷却水等によって熱交換させることで冷却し、冷媒Ｗを液体の状態にする。
　第一膨張弁１２は、凝縮器１１からの液体の冷媒Ｗを断熱膨張して減圧し、液体の一部を蒸発させることによって、冷媒Ｗを気液二相の状態にする。
　エコノマイザ１４は、第一膨張弁１２において気液二相の状態とされた冷媒Ｗを気相Ｗ１と液相とに分離する。
　流入路１６は、エコノマイザ１４によって気液二相の冷媒Ｗから分離された気相Ｗ１を、遠心圧縮機１０のインペラ１８における主流路ＦＣに流入可能とする。具体的には、流入路１６は、ブレード２１の上流側の端部となる前縁２１ａと、下流側の端部となる後縁２１ｂとの間において、遠心圧縮機１０のケーシング１７に設けられている。流入路１６は、インペラ１８側を向く面に開口した流入口２２と、流入口２２とエコノマイザ１４とを接続する流入管２３とを有している。
　流入口２２は、ケーシング１７の内外を貫通するように形成されている。この流入口２２の開口位置は、ブレード２１の前縁２１ａと後縁２１ｂとの中間部よりも前縁２１ａ側に形成されていることがより好ましい。
　第二膨張弁１３は、第一膨張弁１２と同様に、エコノマイザ１４で気相Ｗ１が分離されて、液相のみとなった冷媒Ｗを断熱膨張して減圧する。
　蒸発器１５は、第二膨張弁１３からの冷媒Ｗを水等との間で熱交換して蒸発させ、飽和蒸気の状態にする。
　このようなターボ冷凍機１Ａにおいては、図４に示すｐ－ｈ線図によると、実線で示したように、まず点Ａから遠心圧縮機１０によって気体の冷媒Ｗが断熱圧縮されて等エントロピーの状態で点Ｂに至る。その後、凝縮器１１によって気体の冷媒Ｗが冷却されて飽和液の状態となり、飽和曲線上の点Ｃに至り、さらに、第一膨張弁１２によって液体の冷媒Ｗが断熱膨張され、気液二相の状態となって点Ｄに至る。
　ここで、第一膨張弁１２を通過した冷媒Ｗは、エコノマイザ１４によって気相Ｗ１が分離され、この気相Ｗ１が、流入路１６の流入口２２から遠心圧縮機１０におけるインペラ１８の主流路ＦＣへ吹き込まれる。従って、冷媒Ｗの液相のみが残されることで、冷媒Ｗが飽和液の状態となった状態で第二膨張弁１３へ導入される。即ち、図４の点Ｄからは飽和曲線上の点Ｅに至ることとなる。
　点Ｅからは、第二膨張弁１３によって、液相のみとなった冷媒Ｗ、即ち液体の冷媒Ｗが再度断熱膨張され、点Ｆに至る。そして、点Ｆからは、蒸発器１５によって液体の冷媒Ｗが蒸発させられて飽和蒸気の状態となり、飽和曲線上の点Ａに至る。
　このように、流入路１６における流入管２３を通じて、遠心圧縮機１０のケーシング１７に形成された流入口２２からインペラ１８の主流路ＦＣに、冷媒Ｗの気相Ｗ１を導入可能としているため、単段遠心圧縮機を用いた場合であっても、エコノマイザ１４を設置することが可能となる。即ち、図４における点Ｄから点Ｅにおける等圧変化分を冷凍サイクルに追加できることとなる。
　ここで、図４の破線で示したように、仮にエコノマイザ１４を設置しない場合には、図４における点Ｄから点Ｅの線分が存在しない。即ち、点Ｆが、点Ｆ１に位置することとなる。従って、点Ｆよりも高エンタルピーの側に点Ｆ１が位置しており、点Ａと点Ｆ１との距離Ｒ１よりも、点Ａと点Ｆとの距離Ｒの方が大きくなっていることが確認できる。
　これは、図４において、破線で示した冷凍サイクルは単段圧縮単段膨張サイクルである一方で、実線で示したものは単段圧縮二段膨張サイクルとなっていることを示している。
　このように、冷媒Ｗから気相Ｗ１を分離しない単段圧縮単段膨張サイクルを、エコノマイザ１４を設置することで、単段圧縮二段膨張サイクルとすることができる。この結果、蒸発器１５通過前後の冷媒Ｗのエンタルピー差を大きくすることができる。即ち、Ｒ＞Ｒ１となり、冷凍能力の向上が可能となる。
　さらに、エコノマイザ１４によって、冷媒Ｗから分離された気相Ｗ１を遠心圧縮機１０内に吹き込むことで、遠心圧縮機１０内の冷媒Ｗの温度を低減することが可能となるため、圧縮効率を向上できる。
　また、流入口２２の開口位置は、ブレード２１の前縁２１ａと後縁２１ｂとの間に、好ましくはブレード２１の前縁２１ａと後縁２１ｂとの中間部よりも前縁２１ａ側に形成されている。よって、ブレード２１周りの前縁２１ａ側で発生する失速領域を増速できる。従って、サージの抑制効果を向上して、遠心圧縮機１０の作動範囲の拡大につながる。
　本実施形態のターボ冷凍機１Ａによると、ブレード２１の前縁２１ａと後縁２１ｂとの間に、好ましくは前縁２１ａ側に流入路１６の流入口２２を設け、主流路ＦＣへエコノマイザ１４からの冷媒Ｗの気相Ｗ１を流入可能としたことで、単段遠心圧縮機にもエコノマイザ１４の設置が可能となる。従って、遠心圧縮機１０を単段とし、即ち、段数を低減することでコストを抑制しながら冷凍能力を向上でき、さらに、圧縮効率の向上も可能となるため、性能向上を図ることができる。
　なお、第一膨張弁１２、第二膨張弁１３は、例えば金属製の毛細管よりなるキャピラリチューブ等であってもよい。
　また、本実施形態では、インペラ１８がオープン型である場合について説明を行なったが、例えばシュラウド２９を有するクローズド型のインペラ１８Ａであってもよい。この場合、エコノマイザ１４からの流入路１６の流入口２２は、図５に示すように、シュラウド２９の外側のダイヤフラム２８に形成されていることとなる。
　そして、この場合、気相Ｗ１は、シュラウド２９とダイヤフラム２８の隙間に吹き込まれ、シール２４を通ってインペラ１８Ａの主流路ＦＣへ上流側から吸込まれる。
　ここで、例えば、図６に示すように、遠心圧縮機１０に二段遠心圧縮機を適用した場合にも、本実施形態で説明したエコノマイザ１４を設置して、遠心圧縮機１０のケーシング１７にエコノマイザ１４からの冷媒Ｗの気相Ｗ１をインペラ１８の主流路ＦＣへ導入することが可能である。
　具体的には、三つの膨張弁２５、２６、２７を直列に接続して、各々の間に二つのエコノマイザ１４を設置する。そして、一方のエコノマイザ１４からの流入管２３は、一方のインペラ１８の流入口２２に接続され、他方のエコノマイザ１４からの流入管２３は、他方のインペラ１８の流入口２２に接続されている。
　このように、必ずしもインペラ１８同士の間である段間に、エコノマイザ１４からの流入管２３を接続する必要がなくなるため、遠心圧縮機１０が二段遠心圧縮機である場合にも、エコノマイザ１４を二つ設けることが可能となる。即ち、段数に左右されることなくエコノマイザ１４の設置が可能となり、コストを抑制しながら、冷凍能力を向上でき、性能向上を図ることができる。
　さらに、図７に示すように、遠心圧縮機１０を二段遠心圧縮機とした場合においては、一方のエコノマイザ１４からの流入管２３は、一方のインペラ１８流入口２２に接続され、他方のエコノマイザ１４からの流入管２３は、インペラ１８同士の間の段間に接続されてもよい。
　そして、図８に示すように、遠心圧縮機１０を単段遠心圧縮機とした場合には、本実施形態で説明したような一つのエコノマイザ１４及び二つの膨張弁に限定されない。例えば、二つのエコノマイザ１４及び三つの膨張弁２５、２６、２７を設けて、二つのエコノマイザ１４からの流入管２３を、一つのインペラ１８の流入口２２に接続して、主流路ＦＣにエコノマイザ１４からの冷媒Ｗの気相Ｗ１を導入するようにしてもよい。
　さらに、二つのエコノマイザ１４を設けた場合には、図９に示すように、流入口２２を一つのインペラ１８に対して、ブレード２１の前縁２１ａと後縁２１ｂとの間に離間して二つ以上形成する。そして、一方の流入口２２を一方のエコノマイザ１４と接続して、他方の流入口２２を他方のエコノマイザ１４と接続してもよい。
　また、一つのインペラ１８に対してエコノマイザ１４を三つ以上、及び、膨張弁を四つ以上設置することも可能である。即ち、エコノマイザ１４の数量よりも膨張弁の数量が一つ多く設定されていれば、エコノマイザ１４の設置数量が、遠心圧縮機１０の段数に左右されることはない。従って、遠心圧縮機１０の段数に制限されることなく、エコノマイザ１４の設置数量を選択でき、エコノマイザ１４によるさらなる冷凍能力向上で、性能をより向上することができる。そして、このような構成を、二段遠心圧縮機、多段遠心圧縮機にも適用することができる。
　次に、本発明の第二実施形態に係るターボ冷凍機１Ｂについて説明する。
　なお、第一実施形態と同様の構成要素には同一の符号を付して詳細説明を省略する。
　本実施形態では、遠心圧縮機３０において、エコノマイザ１４からインペラ１８への流入路３６が、第一実施形態における流入路１６と異なっている。
　図１０に示すように、流入路３６は、遠心圧縮機３０のケーシング１７に形成された流入口４２と、流入口４２とエコノマイザ１４とを接続する流入管４３とから構成されている。流入口４２の形成位置は、第一実施形態と同様に、ブレード２１の前縁２１ａと後縁２１ｂとの間、好ましくは、ブレード２１の前縁２１ａと後縁２１ｂとの中間部よりも前縁２１ａ側となっている。
　さらに、図１１に示すように、各流入路３６は、流入口４２における開口の手前で、その内周面４２ａに、流入口４２の高さ全体に亘って延びるガイドベーン４４を有している。このガイドベーン４４は、ブレード２１の延在方向に平行に設けられている。
　また、流入口４２は、主流路ＦＣにおいて、インペラ１８の子午面における冷媒Ｗの流通方向を向いて開口している。具体的には、図１０に示すように、冷媒Ｗの流通方向に沿って気相Ｗ１を流入させるために、流入口４２の開口部が冷媒Ｗの流通方向に沿うように形成されている。この場合、流入口４２を開口部の手前で滑らかに転向（図１０参照）させてもよいし、流入管４３の途中で転向させておいてもよい。
　このようなターボ冷凍機１Ｂにおいては、エコノマイザ１４からの冷媒Ｗの気相Ｗ１が、流入路３６を通じてインペラ１８内の主流路ＦＣに吹き込まれる。そして、主流路ＦＣを流通する冷媒Ｗに、エコノマイザ１４からの冷媒Ｗの気相Ｗ１が混合される。この際、エコノマイザ１４からの冷媒Ｗの気相Ｗ１が、インペラ１８の子午面における主流路ＦＣ内の冷媒Ｗの流通方向に沿って流入することとなる。さらに、ガイドベーン４４によって、周方向にも主流路ＦＣ内の冷媒Ｗの流通方向に沿って流入することとなる。従って、主流路ＦＣ内の冷媒Ｗの流れの円滑性を妨げることがなく、主流路ＦＣ内の冷媒Ｗへの混合ロスを低減することができる。
　本実施形態のターボ冷凍機１Ｂによると、第一実施形態と同様に、遠心圧縮機３０の段数を低減することでコストを抑制しながら、性能向上を図ることができる。
　これに加え、流入路３６の流入口４２の形成方向と、ガイドベーン４４とによって、エコノマイザ１４からの冷媒Ｗの気相Ｗ１が、主流路ＦＣ内へ流入する際の混合ロスを低減できるため、さらなるインペラ１８の性能向上が可能となる。
　なお、流入口４２の形成方向が冷媒Ｗの流通方向に向いていればガイドベーン４４を設けなくてもよい。また、ガイドベーン４４を設けていれば、流入口４２の形成方向が冷媒Ｗの流通方向を向いていなくてもよい。
　次に、本発明の第三実施形態に係るターボ冷凍機１Ｃについて説明する。
　なお、第一実施形態及び第二実施形態と同様の構成要素には同一の符号を付して詳細説明を省略する。
　本実施形態では、遠心圧縮機５０において、エコノマイザ１４からインペラ１８への流入路５６が、第一実施形態における流入路１６及び第二実施形態における流入路３６と異なっている。
　図１２に示すように、流入路５６は、遠心圧縮機５０のケーシング１７に形成された流入口６２と、流入口６２とエコノマイザ１４とを接続する流入管６３とから構成されている。流入口６２の形成位置は、第一実施形態及び第二実施形態と同様に、ブレード２１の前縁２１ａと後縁２１ｂとの間、好ましくは、ブレード２１の前縁２１ａと後縁２１ｂとの中間部よりも前縁２１ａ側に形成されている。
　さらに、流入路５６は、流入口６２のブレード２１側の端部となる開口側が拡径している。即ち、流入路５６は、開口からケーシング１７の内部に向かって流入口の中途位置まで、周方向視で、流入口６２のよりも大きい寸法で凹状に窪む拡径部６４を有している。
　このようなターボ冷凍機１Ｃにおいては、エコノマイザ１４からの冷媒Ｗの気相Ｗ１が流入路５６を通じてインペラ１８内の主流路ＦＣに吹き込まれ、主流路ＦＣを流通する冷媒Ｗにエコノマイザ１４からの冷媒Ｗの気相Ｗ１が混合される。この際、流入路５６が拡径部６４を有していることによって、流入口６２の断面積が開口側で増大し、エコノマイザ１４からの冷媒Ｗの気相Ｗ１が、流速を減少させた状態で流入することとなる。従って、主流路ＦＣ内の冷媒Ｗの流れの円滑性を妨げることがなく、主流路ＦＣ内の冷媒Ｗへの混合ロスを低減することができる。
　本実施形態のターボ冷凍機１Ｃによると、第一実施形態及び第二実施形態と同様に、遠心圧縮機５０の段数を低減することでコストを抑制しながら、性能向上を図ることができる。
　これに加え、流入路５６の拡径部６４によって、エコノマイザ１４からの冷媒Ｗの気相Ｗ１が、主流路ＦＣ内へ流入する際の混合ロスを低減できるため、さらなるインペラ１８の性能向上が可能となる。
（第三実施形態の第一変形例）
　ここで、上記した第三実施形態の第一変形例として、図１３に示すように、拡径部６４は凹状ではなく、流入口６２の内周面６２ａが開口に向かって漸次拡径する曲面によって形成されていてもよい。この場合、流入口６２の断面積が急激に増大することなく、滑らかに内周面６２ａが拡径している。よって、流入口６２から吹き出す冷媒Ｗの気相Ｗ１が剥離等してしまうことを抑制しながら、より円滑に流速を減少させた状態で、主流路ＦＣへ流入させることができる。
（第三実施形態の第二変形例）
　また、上記した第三実施形態の第二変形例として、図１４に示すように、拡径部６４は凹状ではなく、内周面６２ａがインペラ１８の後縁側のみで流入口２２に向かって漸次拡径する曲面によって形成されていてもよい。この場合、円滑に流速を減少させた状態で、流入口６２から吹き出す冷媒Ｗの気相Ｗ１を主流路ＦＣへ流入させることができる。また、主流路ＦＣを流通する冷媒Ｗの流通方向に沿って、流入口６２から吹き出すことができる。
　以上、本発明の実施形態について詳細を説明したが、本発明の技術的思想を逸脱しない範囲内において、多少の設計変更も可能である。
　例えば、第二実施形態におけるガイドベーン４４を、第一実施形態及び第三実施形態の流入路１６、５６に適用してもよい。
　上記したターボ冷凍機によると、隣接するブレード間の前縁と後縁との間に流入路を設けることで、遠心圧縮機の段数によって設置数量が制限されることなく、気液分離器の設置が可能となる。従って、遠心圧縮機の段数を低減してコストを抑制しながら冷凍能力を向上でき、性能向上が可能となる。
１Ａ…ターボ冷凍機
５…回転軸
１０…遠心圧縮機
１１…凝縮器
１２…第一膨張弁（減圧器）
１３…第二膨張弁（減圧器）
１４…エコノマイザ（気液分離器）
１５…蒸発器
１６…流入路
１７…ケーシング
１８…インペラ
１８Ａ…インペラ
２０…ディスク
２１…ブレード
２１ａ…前縁
２１ｂ…後縁
２２…流入口
２３…流入管
２４…シール
２５、２６、２７…膨張弁
２８…ダイヤフラム
２９…シュラウド
Ｗ…冷媒
Ｗ１…気相
Ｐ…軸線
ＦＣ…主流路
１Ｂ…ターボ冷凍機
３０…遠心圧縮機
３６…流入路
４２…流入口
４２a…内周面
４３…流入管
４４…ガイドベーン
１Ｃ…ターボ冷凍機
５０…遠心圧縮機
５６…流入路
６２…流入口
６２a…内周面
６３…流入管
６４…拡径部

Claims (5)

  1. 　複数のブレードを有するインペラの回転により、冷媒を圧縮する遠心圧縮機と、
    　圧縮された前記冷媒を冷却する凝縮器と、
    　前記凝縮器からの前記冷媒を減圧して気液二相とするとともに、前記遠心圧縮機の段数よりも多い数量が直列接続された複数の減圧器と、
    　これら複数の減圧器を通過した前記冷媒を蒸発させる蒸発器と、
    　これら減圧器同士の間に一つずつ配置され、前記冷媒を気液二相に分離する気液分離器と、
    　前記気液分離器のうちの少なくとも一つにおいて、前記冷媒から分離された気相を、隣接する前記ブレード間の前縁と後縁との間に流入させる流入路とを備えるターボ冷凍機。
  2. 　前記流入路は、前記ブレードの前縁と後縁との中間部よりも前縁側に前記気相を流入させる請求項１に記載のターボ冷凍機。
  3. 　前記流入路は、前記インペラの子午面における前記冷媒の流通方向に前記気相を流入させる請求項１又は２に記載のターボ冷凍機。
  4. 　前記流入路は、該流入路の内周面に、前記ブレードに平行に設けられたガイドベーンを有する請求項１から３のいずれか一項に記載のターボ冷凍機。
  5. 　前記流入路は、前記ブレード側の端部が、下流側に向かって拡径している請求項１から４のいずれか一項に記載のターボ冷凍機。
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