JP6152062B2

JP6152062B2 - Centrifugal compressor, turbo refrigerator, supercharger, and control method of centrifugal compressor

Info

Publication number: JP6152062B2
Application number: JP2014029376A
Authority: JP
Inventors: 古賀　淳; 淳古賀
Original assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Current assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Priority date: 2014-02-19
Filing date: 2014-02-19
Publication date: 2017-06-21
Anticipated expiration: 2034-02-19
Also published as: JP2015151991A

Description

本発明は、羽根車を用いて流体を圧縮する遠心圧縮機、この遠心圧縮機を備えたターボ冷凍機、過給機、及び遠心圧縮機の制御方法に関するものである。 The present invention relates to a centrifugal compressor that compresses a fluid by using an impeller, a turbo refrigerator including the centrifugal compressor, a supercharger, and a control method of the centrifugal compressor.

ターボ冷凍機は、電気電子関連工場のようなクリーンルームを有する大型の工場空調や、地域冷暖房などの用途に幅広く使用されている大容量の熱源機器である。ターボ冷凍機は、主に羽根車を用いて冷媒ガスを圧縮する圧縮機、蒸発器、凝縮器、エコノマイザから構成され、第二圧縮段の上流にエコノマイザからの冷媒ガスを流入させる形式のものが知られている。 The turbo chiller is a large-capacity heat source device that is widely used in applications such as large-scale factory air conditioning having a clean room such as an electric / electronics-related factory and district cooling / heating. A turbo refrigerator is mainly composed of a compressor that compresses refrigerant gas using an impeller, an evaporator, a condenser, and an economizer, and has a type in which refrigerant gas from the economizer flows into the upstream of the second compression stage. Are known.

圧縮機としては、性能とコストの観点から二段圧縮機・二段膨張サイクルを採用した遠心圧縮機を用いている（例えば、特許文献１参照）。遠心圧縮機は、ターボ冷凍機の作動範囲を制御するために、第一圧縮段の羽根車の上流と第二圧縮段の羽根車の上流に流量制御用のインレットガイドベーン（ＩＧＶ）を設置し、運転状況に応じて角度を変更している。
ターボ冷凍機としては、旋回失速防止用に、凝縮器から蒸発器にホットガスバイパス管を設置しているものがある。 As the compressor, a centrifugal compressor adopting a two-stage compressor / two-stage expansion cycle is used from the viewpoint of performance and cost (see, for example, Patent Document 1). In order to control the operating range of the centrifugal chiller, the centrifugal compressor is provided with inlet guide vanes (IGVs) for controlling the flow rate upstream of the impeller of the first compression stage and upstream of the impeller of the second compression stage. The angle is changed according to the driving situation.
Some turbo refrigerators are provided with a hot gas bypass pipe from the condenser to the evaporator in order to prevent turning stall.

特開２０１１−４３１３０号公報JP 2011-43130 A

ところで、ターボ冷凍機を部分負荷運転で運転する際、遠心圧縮機が旋回失速する現象が知られている。これは、遠心圧縮機の運転点が旋回失速発生領域となることで発生し、遠心圧縮機の騒音の原因となり、また、高圧運転を行っている場合は、軸振動の原因となる。旋回失速を防止する観点から、ホットガスバイパスを行うこともできるが、内部循環量の増加によりターボ冷凍機としての性能が低下するという課題がある。
また、第一圧縮段と比較して効率が低い第二圧縮段の効率向上のために、ベーン付ディフューザ（ベーンドディフューザ）を採用することもできる。しかしながら、部分負荷運転ではディフューザにおける流れ角とベーン角度がミスマッチを起し性能が低下する。 By the way, when operating a centrifugal chiller by partial load operation, a phenomenon is known in which a centrifugal compressor stalls. This occurs when the operating point of the centrifugal compressor becomes a rotation stall generation region, which causes noise of the centrifugal compressor, and also causes shaft vibration when performing high-pressure operation. Although it is possible to perform hot gas bypass from the viewpoint of preventing turning stall, there is a problem in that the performance as a turbo refrigerator decreases due to an increase in the amount of internal circulation.
A vaned diffuser (vaned diffuser) can also be employed to improve the efficiency of the second compression stage, which is less efficient than the first compression stage. However, in partial load operation, the flow angle and vane angle in the diffuser cause a mismatch and the performance is degraded.

この発明は、旋回失速発生が抑制され、旋回失速による騒音と軸振動を低減することができる遠心圧縮機、ターボ冷凍機、過給機、及び遠心圧縮機の制御方法を提供する。 The present invention provides a centrifugal compressor, a turbo refrigerator, a supercharger, and a control method for a centrifugal compressor, in which the occurrence of a turning stall is suppressed and noise and shaft vibration due to the turning stall can be reduced.

本発明の第一の態様によれば、遠心圧縮機は、軸線回りに回転して、軸方向から流入する流体を径方向外側に向かって排出する羽根車と、前記羽根車に前記流体を導入する流入流路と、前記流入流路に設けられて、周方向に間隔をあけて複数が配置されて開度が可変とされたインレットガイドベーンと、前記羽根車から排出される流体が流通するディフューザと、前記ディフューザの流路断面積を可変とする流路断面積調整装置と、前記ディフューザに設けられて、周方向に間隔をあけて複数が配置されて角度が可変とされたディフューザベーンと、前記インレットガイドベーンの開度に基づいて前記流路断面積調整装置により前記流路断面積、及び前記ディフューザベーンの角度を変化させる制御装置と、を備え、前記制御装置は、前記遠心圧縮機の吸込風量を反映した流量変数と、前記遠心圧縮機のヘッドとで表示されたマップ上に、前記遠心圧縮機が吸い込む前記流体の音速を示す複数の機械マッハ数線が示された第一特性マップを記憶した第一記憶部と、複数の機械マッハ数に応じて、前記流量変数と、前記ヘッドとで表示されたマップ上に、旋回失速となる旋回失速線、及び複数のインレットガイドベーン開度線が示された第二特性マップを記憶した第二記憶部と、前記流路断面積と前記ディフューザにおける前記流体の流れ角との関係が示された流れ角マップを記憶した第三記憶部と、前記流量変数及び前記ヘッドを算出し、前記第一特性マップから前記遠心圧縮機の機械マッハ数を決定する機械マッハ数決定部と、前記流量変数及び前記ヘッドと、前記機械マッハ数に対応した前記第二特性マップから、前記インレットガイドベーンの開度と、旋回失速が発生する限界流量変数を決定し、前記流量変数と比較する流量変数比較部と、を有し、前記流量変数比較部において、前記流量変数が前記限界流量変数より小さい場合に、前記流路断面積が減少するように流路断面積調整装置を制御し、前記流れ角マップを用いて前記流路断面積に応じた流れ角を決定し、前記流れ角に合わせて前記ディフューザベーンの角度を調整することを特徴とする。 According to the first aspect of the present invention, the centrifugal compressor rotates around the axis to discharge the fluid flowing in from the axial direction toward the radially outer side, and introduces the fluid into the impeller. And an inlet guide vane that is provided in the inflow channel and has a plurality of circumferentially spaced intervals and has a variable opening degree, and fluid discharged from the impeller flows. A diffuser, a flow path cross-sectional area adjustment device that makes the flow path cross-sectional area of the diffuser variable, a diffuser vane that is provided in the diffuser, and a plurality of which are arranged at intervals in the circumferential direction and variable in angle. , and a control device for varying the angle of the flow path cross-sectional area, and the diffuser vanes by the inlet guide vanes of the flow path cross-sectional area adjustment device on the basis of the opening degree, the control device, the far A plurality of mechanical Mach number lines indicating the speed of sound of the fluid sucked by the centrifugal compressor are shown on a map displayed by a flow variable reflecting the suction air volume of the compressor and the head of the centrifugal compressor. On the map displayed by the first storage unit storing one characteristic map, the flow rate variable, and the head according to a plurality of mechanical Mach numbers, a turning stall line that becomes a turning stall, and a plurality of inlet guides A second storage unit storing a second characteristic map indicating a vane opening line; and a third storage unit storing a flow angle map indicating a relationship between the flow path cross-sectional area and the flow angle of the fluid in the diffuser. A storage unit; a mechanical Mach number determining unit that calculates the flow variable and the head; and determines a mechanical Mach number of the centrifugal compressor from the first characteristic map; the flow variable and the head; and the mechanical Mach number. A flow rate variable comparison unit that determines an opening degree of the inlet guide vane and a critical flow rate variable in which a rotation stall occurs from the corresponding second characteristic map, and compares the flow rate variable with the flow rate variable comparison unit; In the section, when the flow rate variable is smaller than the critical flow rate variable, the flow path cross-sectional area adjusting device is controlled so that the flow path cross-sectional area decreases, and the flow angle map is used to respond to the flow path cross-sectional area The flow angle is determined, and the angle of the diffuser vane is adjusted according to the flow angle .

上記構成によれば、インレットガイドベーンを絞った部分負荷運転を行い、遠心圧縮機の運転点が旋回失速発生領域となった場合に、流路断面積調整装置を用いてベーンレスディフューザの流路断面積を小さくするとともに、流路断面積に応じてディフューザベーンの角度を変更する。これにより、ディフューザ内の半径方向流速が増加して旋回角度が小さくなり、旋回失速発生が抑制される。また、羽根車とディフューザベーンの間のベーンレス部で発生する旋回失速又は流体の逆流を抑制することができる。これにより、旋回失速による騒音と軸振動を低減することができる。 According to the above configuration, when the partial load operation is performed with the inlet guide vane being throttled, and the operating point of the centrifugal compressor is the turning stall generation region, the flow path of the vane-less diffuser using the flow path cross-sectional area adjusting device While reducing the cross-sectional area, the angle of the diffuser vane is changed according to the cross-sectional area of the flow path. As a result, the radial flow velocity in the diffuser increases, the turning angle becomes smaller, and the occurrence of turning stall is suppressed. Further, it is possible to suppress the rotation stall or the back flow of the fluid that occurs in the vane-less portion between the impeller and the diffuser vane. As a result, noise and shaft vibration due to turning stall can be reduced.

上記構成によれば、より正確に流路断面積、及びディフューザベーンの角度を調整できるため、性能低下を抑制することができる。 According to the said structure, since a flow-path cross-sectional area and the angle of a diffuser vane can be adjusted more correctly, a performance fall can be suppressed.

また、本発明は、上記いずれかの遠心圧縮機と、冷却水を冷却源として冷媒を凝縮する凝縮器と、冷媒を蒸発させて冷水を冷却する蒸発器と、を順次冷媒流路により接続して冷凍サイクルを構成したターボ冷凍機を提供する。 In the present invention, any one of the above centrifugal compressors, a condenser that condenses the refrigerant using the cooling water as a cooling source, and an evaporator that evaporates the refrigerant and cools the cold water are sequentially connected by the refrigerant flow path. To provide a centrifugal chiller having a refrigeration cycle.

上記ターボ冷凍機において、前記凝縮器から前記蒸発器に高温冷媒ガスを供給するホットガスバイパス管を有し、前記制御装置は、前記ホットガスバイパス管に流入する高温の冷媒ガスの流量と、前記ターボ冷凍機の成績係数との関係が示された第一特性マップを記憶した第四記憶部と、前記流路断面積と、前記ターボ冷凍機の成績係数との関係が示された第二特性マップを記憶した第五記憶部と、前記高温冷媒ガスの流量と前記流路断面積を変化させる場合に、前記高温冷媒ガスの変化に伴う成績係数の低下量と、前記流路断面積の変化に伴う成績係数の低下量とを比較し、前記高温冷媒ガスの流量と前記流路断面積のうち低下量の少ない方のみを変化させる性能低下量比較部、とを有する構成としてもよい。 The turbo chiller includes a hot gas bypass pipe that supplies a high-temperature refrigerant gas from the condenser to the evaporator, and the control device includes a flow rate of the high-temperature refrigerant gas flowing into the hot gas bypass pipe, A fourth storage unit storing a first characteristic map showing a relationship with a coefficient of performance of the turbo chiller, a second characteristic showing a relationship between the channel cross-sectional area and the coefficient of performance of the turbo chiller A fifth storage unit storing a map, and when changing the flow rate of the high-temperature refrigerant gas and the flow path cross-sectional area, the amount of decrease in the coefficient of performance accompanying the change in the high-temperature refrigerant gas, and the change in the cross-sectional area of the flow path It is good also as a structure which has the performance fall amount comparison part which compares the fall amount of the coefficient of performance accompanying to and changes only the one with the smaller fall amount among the flow volume of the said high-temperature refrigerant | coolant gas, and the said flow-path cross-sectional area.

上記構成によれば、ターボ冷凍機の性能を大きく低下させることなく、遠心圧縮機の旋回失速を抑制することができる。 According to the said structure, the rotation stall of a centrifugal compressor can be suppressed, without reducing the performance of a turbo refrigerator significantly.

また、本発明は、上記いずれかの遠心圧縮機を備える過給機を提供する。 Moreover, this invention provides a supercharger provided with one of the said centrifugal compressors.

本発明の第二の態様によれば、遠心圧縮機の制御方法は、軸線回りに回転して、軸方向から流入する流体を径方向外側に向かって排出する羽根車と、前記羽根車に前記流体を導入する流入流路と、前記流入流路に設けられて、周方向に間隔をあけて複数が配置されて開度が可変とされたインレットガイドベーンと、前記羽根車から排出される流体が流通するディフューザと、前記ディフューザに設けられて、周方向に間隔をあけて複数が配置されて角度が可変とされたディフューザベーンと、を有する遠心圧縮機の制御方法であって、吸込風量を反映した流量変数及び前記遠心圧縮機のヘッドを算出するパラメータ算出工程と、前記流量変数及び前記ヘッドを用いて前記遠心圧縮機が吸い込む前記流体の音速を示す複数の機械マッハ数を決定する機械マッハ数決定工程と、前記流量変数及び前記ヘッドと、前記機械マッハ数を用いて前記インレットガイドベーンの開度と、旋回失速が発生する限界流量変数を決定し、前記流量変数と比較する流量変数比較工程と、前記流量変数が前記限界流量変数より小さい場合に、前記流路断面積を減少させる流路断面積調整工程と、を有することを特徴とする。 According to the second aspect of the present invention, the centrifugal compressor control method comprises: an impeller that rotates about an axis and discharges fluid flowing in from the axial direction toward the radially outer side; An inflow channel for introducing a fluid, an inlet guide vane provided in the inflow channel, a plurality of which are arranged at intervals in the circumferential direction and the opening degree of which is variable, and the fluid discharged from the impeller a diffuser but flowing, provided in the diffuser, and the diffuser vanes plurality is disposed angle is varied at intervals in the circumferential direction, a control method of a centrifugal compressor having a suction air amount A parameter calculation step for calculating the reflected flow rate variable and the head of the centrifugal compressor, and determining a plurality of mechanical Mach numbers indicating sound velocity of the fluid sucked by the centrifugal compressor using the flow rate variable and the head. Determining the flow rate variable, the head, the opening degree of the inlet guide vane, and the critical flow rate variable in which the rotation stall occurs by using the mechanical Mach number determination step, and comparing with the flow rate variable A flow rate variable comparison step; and a flow rate cross-sectional area adjustment step of reducing the flow rate cross-sectional area when the flow rate variable is smaller than the limit flow rate variable .

本発明によれば、インレットガイドベーンを絞った部分負荷運転を行い、遠心圧縮機の運転点が旋回失速発生領域となった場合に、流路断面積調整装置を用いてベーンレスディフューザの流路断面積を小さくするとともに、流路断面積に応じてディフューザベーンの角度を変更する。これにより、ディフューザ内の半径方向流速が増加して旋回角度が小さくなり、旋回失速発生が抑制される。また、羽根車とディフューザベーンの間のベーンレス部で発生する旋回失速又は流体の逆流を抑制することができる。これにより、旋回失速による騒音と軸振動を低減することができる。 According to the present invention, when a partial load operation is performed with the inlet guide vane being throttled, and the operating point of the centrifugal compressor is the turning stall generation region, the flow path of the vane-less diffuser using the flow path cross-sectional area adjusting device is used. While reducing the cross-sectional area, the angle of the diffuser vane is changed according to the cross-sectional area of the flow path. As a result, the radial flow velocity in the diffuser increases, the turning angle becomes smaller, and the occurrence of turning stall is suppressed. Further, it is possible to suppress the rotation stall or the back flow of the fluid that occurs in the vane-less portion between the impeller and the diffuser vane. As a result, noise and shaft vibration due to turning stall can be reduced.

本発明の第一実施形態のターボ冷凍機を示す概略構成図である。It is a schematic block diagram which shows the turbo refrigerator of 1st embodiment of this invention. 本発明の第一実施形態の遠心圧縮機を示す概略断面図である。It is a schematic sectional drawing which shows the centrifugal compressor of 1st embodiment of this invention. 本発明の第一実施形態の流路断面積調整装置の分解斜視図である。It is a disassembled perspective view of the flow-path cross-sectional area adjustment apparatus of 1st embodiment of this invention. 第一記憶部に記憶された第一特性マップである。It is the 1st characteristic map memorized by the 1st storage part. 第二記憶部に記憶された第二特性マップである。It is the 2nd characteristic map memorize | stored in the 2nd memory | storage part. 第三記憶部に記憶された流れ角マップである。It is a flow angle map memorize | stored in the 3rd memory | storage part. 本発明の第一実施形態の遠心圧縮機の制御方法を説明するフローチャートである。It is a flowchart explaining the control method of the centrifugal compressor of 1st embodiment of this invention. 第二可動ベーンの開度と第二ディフューザの流路断面積との関係を示すマップである。It is a map which shows the relationship between the opening degree of a 2nd movable vane, and the flow-path cross-sectional area of a 2nd diffuser. 本発明の第二実施形態のターボ冷凍機の制御装置のブロック図である。It is a block diagram of the control apparatus of the turbo refrigerator of 2nd embodiment of this invention. 第二ディフューザの流路断面積とターボ冷凍機の成績係数との関係が示された第一成績係数マップである。It is the 1st coefficient of performance map in which the relationship between the channel cross-sectional area of a 2nd diffuser and the coefficient of performance of a turbo refrigerator was shown. 高温冷媒ガスの流量とターボ冷凍機の成績係数との関係が示された第二成績係数マップである。It is the 2nd coefficient of performance map in which the relationship between the flow volume of high temperature refrigerant gas and the coefficient of performance of a turbo refrigerator was shown. 本発明の第二実施形態の遠心圧縮機の制御方法を説明するフローチャートである。It is a flowchart explaining the control method of the centrifugal compressor of 2nd embodiment of this invention. 本発明の第三実施形態の過給機を示す概略断面図である。It is a schematic sectional drawing which shows the supercharger of 3rd embodiment of this invention.

（第一実施形態）
以下、本発明の第一実施形態の遠心圧縮機２を備えたターボ冷凍機１について図面を参照して詳細に説明する。図１に示すように、本実施形態のターボ冷凍機１は、冷媒を圧縮する圧縮機２と、圧縮機２によって圧縮された高温高圧の流体である冷媒ガスを冷却水によって凝縮する凝縮器３と、凝縮器３にて凝縮された液相の冷媒（液冷媒）に対して過冷却を与えるサブクーラ４と、サブクーラ４からの液冷媒を膨張させる高圧膨張弁５と、高圧膨張弁５に接続されるとともに圧縮機２の中間段及び低圧膨張弁６に接続されるエコノマイザ７（中間冷却器）と、低圧膨張弁６によって膨張させられた液冷媒を蒸発させると共に冷媒と冷水とを熱交換する蒸発器８と、を備えている。
ターボ冷凍機１は、遠心圧縮機２、凝縮器３、蒸発器８を順次冷媒流路により接続して冷凍サイクルを構成している。また、ターボ冷凍機１は、各センサーからの入力に応じて遠心圧縮機２を制御する制御装置９を備えている。 (First embodiment)
Hereinafter, the turbo refrigerator 1 provided with the centrifugal compressor 2 of 1st embodiment of this invention is demonstrated in detail with reference to drawings. As shown in FIG. 1, a turbo refrigerator 1 of the present embodiment includes a compressor 2 that compresses a refrigerant, and a condenser 3 that condenses a refrigerant gas, which is a high-temperature and high-pressure fluid compressed by the compressor 2, with cooling water. A subcooler 4 that supercools the liquid-phase refrigerant (liquid refrigerant) condensed in the condenser 3, a high-pressure expansion valve 5 that expands the liquid refrigerant from the subcooler 4, and a high-pressure expansion valve 5. And the economizer 7 (intermediate cooler) connected to the intermediate stage of the compressor 2 and the low-pressure expansion valve 6 evaporates the liquid refrigerant expanded by the low-pressure expansion valve 6 and exchanges heat between the refrigerant and the cold water. And an evaporator 8.
The turbo refrigerator 1 comprises a refrigeration cycle in which a centrifugal compressor 2, a condenser 3, and an evaporator 8 are sequentially connected by a refrigerant flow path. Moreover, the turbo refrigerator 1 is provided with the control apparatus 9 which controls the centrifugal compressor 2 according to the input from each sensor.

圧縮機２は、遠心式の２段圧縮機であり、電源からの入力周波数を変更するインバータにより回転数制御された電動モータ１１によって駆動されている。
サブクーラ４は、凝縮器３の冷媒ガス下流側に、凝縮された冷媒に対して過冷却を与えるように設けられている。
凝縮器３及びサブクーラ４には、これらを冷却するための冷却伝熱管１２が挿通されており、冷却水を冷却源として冷媒ガスを凝縮している。冷却伝熱管１２の冷却水の入口には、冷却水入口温度センサー１３が設けられ、冷却伝熱管１２の冷却水の出口には、冷却水出口温度センサー１４が設けられている。冷却水入口温度センサー１３及び冷却水出口温度センサー１４の出力は、制御装置９に入力される。 The compressor 2 is a centrifugal two-stage compressor, and is driven by an electric motor 11 whose rotation speed is controlled by an inverter that changes an input frequency from a power source.
The subcooler 4 is provided on the downstream side of the refrigerant gas of the condenser 3 so as to supercool the condensed refrigerant.
The condenser 3 and the subcooler 4 are inserted with cooling heat transfer tubes 12 for cooling them, and condensing refrigerant gas using cooling water as a cooling source. A cooling water inlet temperature sensor 13 is provided at the cooling water inlet of the cooling heat transfer tube 12, and a cooling water outlet temperature sensor 14 is provided at the cooling water outlet of the cooling heat transfer tube 12. The outputs of the cooling water inlet temperature sensor 13 and the cooling water outlet temperature sensor 14 are input to the control device 9.

蒸発器８は、冷水を用いて吸熱することによって定格温度（例えば７℃）の冷媒ガスを生成する装置である。蒸発器８には、冷水伝熱管１５が挿通されている。
蒸発器８よりも上流側の冷水伝熱管１５には、蒸発器８内へ流入する冷水の入口温度を計測する冷水入口温度センサー１７が設けられている。蒸発器８よりも下流側の冷水出口ノズルには、蒸発器８から流出した冷水の出口温度を計測する冷水出口温度センサー１８が設けられている。冷水入口温度センサー１７及び冷水出口温度センサー１８の出力は、制御装置９に入力される。また、冷水伝熱管１５には、冷水の流量を計測する冷水流量センサー１６が設けられている。 The evaporator 8 is a device that generates a refrigerant gas having a rated temperature (for example, 7 ° C.) by absorbing heat using cold water. A cold water heat transfer tube 15 is inserted into the evaporator 8.
The chilled water heat transfer tube 15 upstream of the evaporator 8 is provided with a chilled water inlet temperature sensor 17 that measures the inlet temperature of the chilled water flowing into the evaporator 8. A cold water outlet temperature sensor 18 that measures the outlet temperature of the cold water that has flowed out of the evaporator 8 is provided at the cold water outlet nozzle downstream of the evaporator 8. The outputs of the cold water inlet temperature sensor 17 and the cold water outlet temperature sensor 18 are input to the control device 9. The cold water heat transfer tube 15 is provided with a cold water flow rate sensor 16 for measuring the flow rate of the cold water.

凝縮器３の気相部と蒸発器８の気相部との間には、ホットガスバイパス管２４が設けられている。ホットガスバイパス管２４には、ホットガスバイパス管２４内を流れる高温冷媒ガスの流量を制御するためのホットガスバイパス弁２５が設けられている。また、ホットガスバイパス管２４には、高温冷媒ガスの流量を計測するホットガスバイパス流量センサー２６が設けられている。 A hot gas bypass pipe 24 is provided between the gas phase part of the condenser 3 and the gas phase part of the evaporator 8. The hot gas bypass pipe 24 is provided with a hot gas bypass valve 25 for controlling the flow rate of the high-temperature refrigerant gas flowing through the hot gas bypass pipe 24. The hot gas bypass pipe 24 is provided with a hot gas bypass flow sensor 26 that measures the flow rate of the high-temperature refrigerant gas.

図２に示すように、遠心圧縮機２は、外郭をなすケーシング２８と、ケーシング２８内に回転可能に支持されている回転軸２９と、回転軸２９を回転駆動するモータ（図示せず）と、回転軸２９に軸線方向に離間して配置されている第一インペラ２１、及び第二インペラ２２とを有している。第一インペラ２１及び第二インペラ２２は回転軸２９に固定されており、回転軸２９の回転に伴い回転することで遠心力を利用して冷媒ガスを圧縮する。 As shown in FIG. 2, the centrifugal compressor 2 includes an outer casing 28, a rotary shaft 29 that is rotatably supported in the casing 28, and a motor (not shown) that rotationally drives the rotary shaft 29. The first impeller 21 and the second impeller 22 are arranged on the rotary shaft 29 so as to be separated from each other in the axial direction. The first impeller 21 and the second impeller 22 are fixed to a rotating shaft 29, and rotate with the rotation of the rotating shaft 29 to compress the refrigerant gas using centrifugal force.

ケーシング２８の軸線方向一方側には冷媒ガスを外部から流入させる吸込口３０が設けられ、軸線方向他方側には他端側には冷媒ガスを排出するスクロール３１が設けられている。ケーシング２８には、吸込口３０とスクロール３１とを連通させる内部空間３２が形成されている。
第一インペラ２１及び第二インペラ２２は、内部空間３２に配置されており、第一インペラ２１は第一圧縮段、第二インペラ２２は第二圧縮段を構成している。内部空間３２は第一インペラ２１の流路出口に接続されたリターン流路３３と、リターン流路３３と第二インペラ２２とを接続する吸込流路３４（流入流路）とを備えている。 A suction port 30 through which refrigerant gas flows from the outside is provided on one side in the axial direction of the casing 28, and a scroll 31 that discharges refrigerant gas is provided on the other side in the axial direction. The casing 28 is formed with an internal space 32 that allows the suction port 30 and the scroll 31 to communicate with each other.
The first impeller 21 and the second impeller 22 are disposed in the internal space 32. The first impeller 21 constitutes a first compression stage, and the second impeller 22 constitutes a second compression stage. The internal space 32 includes a return flow path 33 connected to the flow path outlet of the first impeller 21, and a suction flow path 34 (inflow flow path) that connects the return flow path 33 and the second impeller 22.

リターン流路３３は、第一インペラ２１の径方向外側の流路出口から、第二インペラ２２の径方向内側の流路入口に向かって冷媒ガスを流通している。リターン流路３３は、第一ディフューザ３５と、ベンド部３６と、リターン部３７とを有している。第一インペラ２１から径方向外側に排出される冷媒ガスが流通する第一ディフューザ３５には、翼（ディフューザベーン、羽根）が形成されていない、所謂ベーンレスディフューザである。 The return channel 33 circulates the refrigerant gas from the channel outlet on the radially outer side of the first impeller 21 toward the channel inlet on the radially inner side of the second impeller 22. The return flow path 33 includes a first diffuser 35, a bend portion 36, and a return portion 37. The first diffuser 35 through which the refrigerant gas discharged radially outward from the first impeller 21 is a so-called vaneless diffuser in which no blades (diffuser vanes, blades) are formed.

第一ディフューザ３５は、第一インペラ２１によって圧縮されて第一インペラ２１の流路出口から径方向外側へと排出された冷媒ガスを径方向外側に案内している。第一ディフューザ３５の径方向外側は、ベンド部３６を介してリターン部３７に連通されている。
ベンド部３６の下流側のリターン部３７には全周にわたって放射状にリターンベーン３８が配置されている。 The first diffuser 35 guides the refrigerant gas compressed by the first impeller 21 and discharged radially outward from the flow path outlet of the first impeller 21 to the radially outer side. A radially outer side of the first diffuser 35 is communicated with a return portion 37 via a bend portion 36.
Return vanes 38 are arranged radially around the entire circumference of the return portion 37 on the downstream side of the bend portion 36.

第二インペラ２２内で圧縮された冷媒ガスは、第二インペラ２２の周囲に設けられた第二ディフューザ３９を経てスクロール３１から吐出される。第二インペラ２２の下流側の第二ディフューザ３９には、周方向に間隔をあけて複数が配置されて角度が可変とされたディフューザベーン５５が設けられている。即ち、第二ディフューザは、ベーンドディフューザである。
ディフューザベーン５５は、例えば、第二ディフューザ３９に流入する流体の流れ角に応じて角度が変更可能である。ディフューザベーン５５は、遠心圧縮機２に設けられた駆動装置５６によって駆動される。 The refrigerant gas compressed in the second impeller 22 is discharged from the scroll 31 through a second diffuser 39 provided around the second impeller 22. The second diffuser 39 on the downstream side of the second impeller 22 is provided with a diffuser vane 55 in which a plurality of the diffuser vanes 55 are arranged at intervals in the circumferential direction and the angle of which is variable. That is, the second diffuser is a vaned diffuser.
The angle of the diffuser vane 55 can be changed according to the flow angle of the fluid flowing into the second diffuser 39, for example. The diffuser vane 55 is driven by a driving device 56 provided in the centrifugal compressor 2.

遠心圧縮機２には、エコノマイザ７（図１参照）で発生する冷媒ガスを第一インペラ２１の吐出流に合流させて第二インペラ２２に供給する中間吸込チャンバー４０が設けられている。中間吸込チャンバー４０は、第二インペラ２２の入口部周囲を囲む円環状の空間として形成されている。中間吸込みチャンバーには、エコノマイザ７からの冷媒ガスが供給される。
中間吸込チャンバー４０の内周部には、全周にわたってスリット４１が設けられており、中間吸込チャンバー４０の内部とリターン流路３３のリターン部３７とが接続されている。 The centrifugal compressor 2 is provided with an intermediate suction chamber 40 that joins the refrigerant gas generated by the economizer 7 (see FIG. 1) to the discharge flow of the first impeller 21 and supplies it to the second impeller 22. The intermediate suction chamber 40 is formed as an annular space surrounding the periphery of the inlet portion of the second impeller 22. Refrigerant gas from the economizer 7 is supplied to the intermediate suction chamber.
A slit 41 is provided on the inner peripheral portion of the intermediate suction chamber 40 over the entire periphery, and the inside of the intermediate suction chamber 40 and the return portion 37 of the return flow path 33 are connected.

また、遠心圧縮機２の吸込口３０であって第一圧縮段の第一インペラ２１の入口には、運転状況に応じて角度を変更することができる第一可動ベーン４２（インレットガイドベーン，ＩＧＶ）が設けられている。さらに、リターン流路３３の吸込流路３４であって第二圧縮段の第二インペラ２２入口には、運転状況に応じて角度（開度）を変更することができる第二可動ベーン４３が設けられている。第一可動ベーン４２及び第二可動ベーン４３は、周方向に間隔をあけて複数が配置されている。遠心圧縮機２には、第二可動ベーン４３を駆動するための駆動装置４４が設けられている。
また、遠心圧縮機２の第二段羽根車の下流側の第二ディフューザ３９には、第二ディフューザ３９の幅、即ち、第二ディフューザ３９の流路断面積、即ち、第二ディフューザ３９の軸方向の幅を変更する流路断面積調整装置４６が設けられている。 In addition, a first movable vane 42 (inlet guide vane, IGV) whose angle can be changed in accordance with an operating state is provided at the inlet 30 of the centrifugal compressor 2 and the inlet of the first impeller 21 of the first compression stage. ) Is provided. Further, a second movable vane 43 capable of changing an angle (opening degree) according to an operation state is provided in the suction passage 34 of the return passage 33 and at the inlet of the second impeller 22 of the second compression stage. It has been. A plurality of first movable vanes 42 and second movable vanes 43 are arranged at intervals in the circumferential direction. The centrifugal compressor 2 is provided with a drive device 44 for driving the second movable vane 43.
Further, the second diffuser 39 on the downstream side of the second stage impeller of the centrifugal compressor 2 has a width of the second diffuser 39, that is, a channel cross-sectional area of the second diffuser 39, that is, an axis of the second diffuser 39. A flow path cross-sectional area adjusting device 46 for changing the width in the direction is provided.

図３は、流路断面積調整装置４６の分解斜視図である。組み立てられた状態の流路断面積調整装置４６においては、駆動リング４９の内周側に幅調整リング５０が配置される。図３に示すように、流路断面積調整装置４６は、図示しないモータによって長手方向に駆動可能な駆動シャフト４７と、ブラケット４８を介して駆動シャフト４７に接続されている駆動リング４９と、駆動リング４９の回転によってケーシング２８から進退可能な幅調整リング５０と、を有している。 FIG. 3 is an exploded perspective view of the flow path cross-sectional area adjusting device 46. In the assembled channel cross-sectional area adjusting device 46, the width adjusting ring 50 is disposed on the inner peripheral side of the drive ring 49. As shown in FIG. 3, the flow path cross-sectional area adjusting device 46 includes a drive shaft 47 that can be driven in the longitudinal direction by a motor (not shown), a drive ring 49 that is connected to the drive shaft 47 via a bracket 48, and a drive. A width adjusting ring 50 that can be advanced and retracted from the casing 28 by the rotation of the ring 49.

駆動リング４９は、軸方向（回転軸２９の軸線に沿う方向）の移動が規制され、駆動シャフト４７の駆動により周方向に回動可能な環状の部材である。
幅調整リング５０は、軸方向に移動可能な環状の部材である。幅調整リング５０は、駆動リング４９の内周側に、幅調整リング５０の外周面と駆動リング４９の内周面とが摺動自在に接触するように配置されている。幅調整リング５０の軸方向の一端は、第二ディフューザ３９に露出するように配置されている。 The drive ring 49 is an annular member that is restricted from moving in the axial direction (the direction along the axis of the rotary shaft 29) and can be rotated in the circumferential direction by driving the drive shaft 47.
The width adjusting ring 50 is an annular member that is movable in the axial direction. The width adjustment ring 50 is arranged on the inner peripheral side of the drive ring 49 so that the outer peripheral surface of the width adjustment ring 50 and the inner peripheral surface of the drive ring 49 are slidably in contact with each other. One end in the axial direction of the width adjusting ring 50 is disposed so as to be exposed to the second diffuser 39.

駆動リング４９と幅調整リング５０とは、駆動リング４９の回動に伴い、幅調整リング５０が軸方向に移動するように構成されている。これにより、幅調整リング５０の軸方向の一端が第二ディフューザ３９の幅を絞るように移動する。 The drive ring 49 and the width adjustment ring 50 are configured such that the width adjustment ring 50 moves in the axial direction as the drive ring 49 rotates. As a result, one end of the width adjusting ring 50 in the axial direction moves so as to reduce the width of the second diffuser 39.

図１に戻って、制御装置９は、ターボ冷凍機１の全体の制御を司り、ターボ冷凍機１の機械マッハ数（回転数）を決定する機械マッハ数決定部６１と、遠心圧縮機２の吸込風量を反映した流量変数θが旋回失速が発生する流量変数か否かを判定する流量変数比較部６２と、を有している。
また、制御装置９は、図４に示すような、遠心圧縮機２の吸込風量を反映した流量変数θと、遠心圧縮機２のヘッドＨとで表示されたマップ上に、遠心圧縮機２が吸い込む冷媒ガスの音速を示す複数の機械マッハ数線が示された第一特性マップ６５を記憶した第一記憶部６３を有している。第一特性マップ６５は、予め遠心圧縮機２の運転試験を綿密に行うことで作成されるものであり、横軸を流量変数θ、縦軸をヘッドＨとしたマップ上に、旋回失速線Ｌ、及び複数の機械マッハ数線が示したものである。本実施形態において、この第一特性マップ６５は、第一可動ベーン４２の開度が最大開度である１００％のものである。 Returning to FIG. 1, the control device 9 is responsible for overall control of the turbo chiller 1, a mechanical Mach number determining unit 61 that determines the mechanical Mach number (rotation number) of the turbo chiller 1, and the centrifugal compressor 2. And a flow rate variable comparison unit 62 for determining whether or not the flow rate variable θ reflecting the suction air volume is a flow rate variable in which a turning stall occurs.
Further, the control device 9 is configured so that the centrifugal compressor 2 is placed on a map displayed by a flow variable θ reflecting the suction air volume of the centrifugal compressor 2 and the head H of the centrifugal compressor 2 as shown in FIG. It has the 1st memory | storage part 63 which memorize | stored the 1st characteristic map 65 in which the several mechanical Mach number line which shows the sound speed of the refrigerant | coolant gas to inhale was shown. The first characteristic map 65 is created in advance by carrying out an operation test of the centrifugal compressor 2 in advance. On the map with the horizontal axis representing the flow variable θ and the vertical axis representing the head H, the turning stall line L And a plurality of mechanical Mach number lines. In the present embodiment, the first characteristic map 65 is a map in which the opening degree of the first movable vane 42 is 100%, which is the maximum opening degree.

また、制御装置９は、図５に示すような、複数の機械マッハ数に応じて、流量変数θと、ヘッドＨとで表示されたマップ上に、旋回失速となる旋回失速線Ｌ、及び複数のインレットガイドベーン開度線が示された第二特性マップ６６を記憶した第二記憶部６４を有している。
第二特性マップ６６は、横軸を流量変数θ、縦軸をヘッドＨとしたマップ上に、旋回失速線Ｌ、及び複数のインレットガイドベーン開度線が示されたものである。このインレットガイドベーン開度線は、第二可動ベーン４３の開度を示すものである。また、第二特性マップ６６において、旋回失速線Ｌよりも下側の領域は、旋回失速やサージングを起こさない安定領域Ｓとされ、旋回失速線Ｌよりも上側の領域は、旋回失速やサージングを起こす不安定領域ＮＳとされる。 In addition, the control device 9 has a turning stall line L, which is a turning stall, on a map displayed by the flow rate variable θ and the head H in accordance with a plurality of mechanical Mach numbers as shown in FIG. The second storage unit 64 stores a second characteristic map 66 showing the inlet guide vane opening degree line.
The second characteristic map 66 shows a turning stall line L and a plurality of inlet guide vane opening lines on a map in which the horizontal axis represents a flow variable θ and the vertical axis represents a head H. This inlet guide vane opening degree line indicates the opening degree of the second movable vane 43. In the second characteristic map 66, the region below the turning stall line L is a stable region S that does not cause turning stall or surging, and the region above the turning stall line L is subject to turning stall or surging. The unstable region NS is caused.

また、制御装置９は、図６に示すような、第二ディフューザ３９の流路断面積と第二ディフューザにおける冷媒ガスの流れ角との関係が示された流れ角マップ６７を記憶した第三記憶部を有している。図６に示す流れ角マップ６７は、流路断面積が大きい程、冷媒ガスの流れ角が大きくなることを示している。 Further, the control device 9 stores a flow angle map 67 in which the relationship between the flow path cross-sectional area of the second diffuser 39 and the flow angle of the refrigerant gas in the second diffuser as shown in FIG. 6 is stored. Has a part. The flow angle map 67 shown in FIG. 6 indicates that the flow angle of the refrigerant gas increases as the flow path cross-sectional area increases.

機械マッハ数決定部６１は、流量変数θ及びヘッドＨを算出し、第一特性マップ６５から遠心圧縮機２の機械マッハ数Ｍを決定する。
流量変数比較部６２は、流量変数θ及びヘッドＨと、機械マッハ数Ｍに対応した第二特性マップ６６から、第二可動ベーン４３の開度と、旋回失速が発生する限界流量変数θｒｓを決定し、流量変数θと比較する。 The mechanical Mach number determining unit 61 calculates the flow variable θ and the head H, and determines the mechanical Mach number M of the centrifugal compressor 2 from the first characteristic map 65.
The flow rate variable comparison unit 62 determines the opening of the second movable vane 43 and the limit flow rate variable θrs that causes the rotation stall from the flow rate variable θ, the head H, and the second characteristic map 66 corresponding to the mechanical Mach number M. And compare with the flow variable θ.

次に、本実施形態のターボ冷凍機１の制御方法について、図７に示すフローチャートを参照して説明する。
（パラメータ算出工程Ｓ１）
制御装置９は、冷水流量センサー１６によって計測された冷水の流量、冷水入口温度センサー１７によって計測された冷水の入口温度、及び冷水出口温度センサー１８によって計測された冷水の出口温度を用いて遠心圧縮機２の吸込風量を反映した流量変数θを算出する。
また、制御装置９は、冷却水入口温度センサー１３によって計測された冷却水の入口温度、及び冷却水出口温度センサー１４によって計測された冷却水の出口温度を用いてヘッドＨを算出する。 Next, the control method of the turbo refrigerator 1 of this embodiment is demonstrated with reference to the flowchart shown in FIG.
(Parameter calculation step S1)
The control device 9 performs centrifugal compression using the cold water flow rate measured by the cold water flow sensor 16, the cold water inlet temperature measured by the cold water inlet temperature sensor 17, and the cold water outlet temperature measured by the cold water outlet temperature sensor 18. A flow variable θ reflecting the suction air volume of the machine 2 is calculated.
Further, the control device 9 calculates the head H using the cooling water inlet temperature measured by the cooling water inlet temperature sensor 13 and the cooling water outlet temperature measured by the cooling water outlet temperature sensor 14.

（機械マッハ数決定工程Ｓ２）
次に、制御装置９の機械マッハ数決定部６１は、第一記憶部６３に記憶された第一特性マップ６５を用いて、機械マッハ数Ｍを決定する。
具体的には、第一特性マップ６５に流量変数θ及びヘッドＨをプロット（図４に符号Ｐで示す）する。
電動モータ１１がインバータを有する場合、プロット点Ｐが旋回失速線Ｌより下の運転点であれば、点Ｐとなるマッハ数Ｍに調整されるため、そのマッハ数ＭでＩＧＶ１００％で運転される。旋回失速線Ｌより上の運転点であれば点Ｐより右側にあるマッハ数Ｍが選択される（任意のマッハ数Ｍを選ぶことができる）。
一方、回転数が一定の機械（固定速機）ではギヤで決まる回転数に相当するマッハ数ＭでＩＧＶを絞った運転となる。ディフューザ絞りが必要となる可能性がある運転は、定格点より小流量側でヘッドＨが小さい運転点になるため、固定速機の部分負荷運転は必ずＩＧＶを絞った運転となる。 (Mechanical Mach number determination step S2)
Next, the machine Mach number determination unit 61 of the control device 9 determines the machine Mach number M using the first characteristic map 65 stored in the first storage unit 63.
Specifically, the flow rate variable θ and the head H are plotted on the first characteristic map 65 (indicated by reference symbol P in FIG. 4).
When the electric motor 11 has an inverter, if the plot point P is an operating point below the turning stall line L, the Mach number M, which is the point P, is adjusted, so that the Mach number M is operated at an IGV of 100%. . If the operating point is above the turning stall line L, the Mach number M on the right side of the point P is selected (an arbitrary Mach number M can be selected).
On the other hand, in a machine having a constant rotation speed (fixed speed machine), the operation is performed with the IGV reduced by a Mach number M corresponding to the rotation speed determined by the gear. The operation that may require the diffuser throttling is an operation point where the head H is smaller on the smaller flow rate side than the rated point, so that the partial load operation of the fixed speed machine is always the operation with the IGV throttled.

（流量変数比較工程Ｓ３）
次に、制御装置９の流量変数比較部６２は、第二記憶部６４に記憶された第二特性マップ６６を用いて、流量変数θを比較する。具体的には、第二特性マップ６６に流量変数θ及びヘッドＨをプロットして（図５に符号Ｐで示す）第二可動ベーン４３の開度を決定する。例えば、図５に示すプロット点Ｐによれば、第二可動ベーン４３の開度は７０％である。
次に、流量変数比較部６２は、第二可動ベーン４３の開度７０％において、旋回失速を発生しない限界点ＰＬを決定し、この限界点における流量変数θを限界流量変数θｒｓと設定する。そして、パラメータ算出工程にて算出された流量変数θと、限界流量変数θｒｓとを比較する。
制御装置９は、流量変数θが限界流量変数θｒｓよりも大きい場合は、第二ディフューザ３９の流路断面積の調整を行わない（ステップＳ４）。 (Flow rate variable comparison step S3)
Next, the flow rate variable comparison unit 62 of the control device 9 compares the flow rate variable θ using the second characteristic map 66 stored in the second storage unit 64. Specifically, the flow rate variable θ and the head H are plotted on the second characteristic map 66 (indicated by the symbol P in FIG. 5), and the opening degree of the second movable vane 43 is determined. For example, according to the plot point P shown in FIG. 5, the opening degree of the second movable vane 43 is 70%.
Next, the flow rate variable comparison unit 62 determines a limit point PL at which no turning stall occurs at the opening degree 70% of the second movable vane 43, and sets the flow rate variable θ at this limit point as the limit flow rate variable θrs. Then, the flow rate variable θ calculated in the parameter calculation step is compared with the limit flow rate variable θrs.
When the flow rate variable θ is larger than the limit flow rate variable θrs, the control device 9 does not adjust the flow path cross-sectional area of the second diffuser 39 (step S4).

一方、制御装置９は、流量変数θが限界流量変数θｒｓよりも小さい場合は、旋回失速発生を抑制する流路断面積を算出する（ステップＳ５）。
次いで、制御装置９は、流路断面積調整装置４６を用いて第二ディフューザ３９の流路断面積の調整を行う（流路断面積調整工程Ｓ６）。具体的には、制御装置９は、流路断面積が減少する方向に調整を行う。これにより、第二ディフューザ３９内の半径方向流速が増加して旋回速度が小さくなり、旋回失速の発生が抑制される。
図８に示すように、第二可動ベーン４３の開度と第二ディフューザ３９の流路断面積とをデータベース化して、第二可動ベーン４３の回動に応じて第二ディフューザ３９の流路断面積を変化させるようにしてもよい。 On the other hand, when the flow rate variable θ is smaller than the limit flow rate variable θrs, the control device 9 calculates the flow path cross-sectional area that suppresses the occurrence of the turning stall (step S5).
Next, the control device 9 adjusts the channel cross-sectional area of the second diffuser 39 using the channel cross-sectional area adjusting device 46 (channel cross-sectional area adjusting step S6). Specifically, the control device 9 performs adjustment in a direction in which the flow path cross-sectional area decreases. Thereby, the radial flow velocity in the second diffuser 39 is increased, the turning speed is reduced, and the occurrence of turning stall is suppressed.
As shown in FIG. 8, the opening degree of the second movable vane 43 and the cross-sectional area of the flow path of the second diffuser 39 are compiled into a database, and the flow path breakage of the second diffuser 39 according to the rotation of the second movable vane 43. The area may be changed.

次いで、制御装置９は、第三記憶部６９に記憶された流れ角マップ６７を用いて、第二ディフューザ３９の流路断面積に対応した冷媒ガスの流れ角を決定する。そして、冷媒ガスの流れ角に応じてディフューザベーン５５の角度を変更する（流路断面積調整工程Ｓ７）。 Next, the control device 9 determines the flow angle of the refrigerant gas corresponding to the flow path cross-sectional area of the second diffuser 39 using the flow angle map 67 stored in the third storage unit 69. Then, the angle of the diffuser vane 55 is changed according to the flow angle of the refrigerant gas (channel cross-sectional area adjustment step S7).

上記実施形態によれば、第二可動ベーン４３を絞った部分負荷運転を行い、遠心圧縮機２の運転点が旋回失速発生領域となった場合に、流路断面積調整装置４６を用いて第二ディフューザ３９の流路断面積を小さくするとともに、流路断面積に応じてディフューザベーン５５の角度を変更する。これにより、第二ディフューザ３９内の半径方向流速が増加して旋回角度が小さくなり、旋回失速発生が抑制される。また、第二インペラ２２とディフューザベーン５５との間のベーンレス部で発生する旋回失速又は流体の逆流を抑制することができる。これにより、旋回失速による騒音と軸振動を低減することができる。 According to the above embodiment, when the partial load operation is performed with the second movable vane 43 constricted, and the operating point of the centrifugal compressor 2 is the turning stall generation region, the flow path cross-sectional area adjusting device 46 is used to While reducing the channel cross-sectional area of the two diffusers 39, the angle of the diffuser vane 55 is changed according to the channel cross-sectional area. Thereby, the radial flow velocity in the second diffuser 39 is increased, the turning angle is reduced, and the occurrence of turning stall is suppressed. Further, it is possible to suppress the rotating stall or the back flow of the fluid that occurs in the vaneless portion between the second impeller 22 and the diffuser vane 55. As a result, noise and shaft vibration due to turning stall can be reduced.

また、第一特性マップ６５を用いて機械マッハ数Ｍを決定するとともに、第二特性マップ６６を用いて旋回失速が発生する限界流量変数θｒｓを決定することによって、より正確に流路断面積を調整できるため、流路断面積を絞りすぎることによる性能低下を抑制することができる。
また、流れ角マップ６７を用いてディフューザベーン５５の角度を変更することによって、より正確にディフューザベーンの角度を調整できるため、性能低下を抑制することができる。 Further, by determining the mechanical Mach number M using the first characteristic map 65 and determining the critical flow rate variable θrs that causes the rotation stall using the second characteristic map 66, the flow path cross-sectional area can be more accurately determined. Since it can be adjusted, it is possible to suppress a decrease in performance due to excessive restriction of the flow path cross-sectional area.
Moreover, since the angle of the diffuser vane 55 can be adjusted more accurately by changing the angle of the diffuser vane 55 using the flow angle map 67, it is possible to suppress performance degradation.

なお、流路断面積調整装置４６の構造は、上記実施形態に示されたものに限ることはない。例えば、流路断面積調整装置４６の構造は、駆動シャフト４７及び駆動リング４９を用いることなく、幅調整リング５０を油圧シリンダーなどのアクチュエータを用いて駆動するような構成としてもよい。 The structure of the flow path cross-sectional area adjusting device 46 is not limited to that shown in the above embodiment. For example, the structure of the flow path cross-sectional area adjusting device 46 may be configured to drive the width adjusting ring 50 using an actuator such as a hydraulic cylinder without using the driving shaft 47 and the driving ring 49.

（第二実施形態）
以下、本発明の第二実施形態の遠心圧縮機２を備えたターボ冷凍機１を図面に基づいて説明する。なお、本実施形態では、上述した第一実施形態との相違点を中心に述べ、同様の部分についてはその説明を省略する。
本実施形態の遠心圧縮機２の制御装置９Ｂは、ホットガスバイパス管２４に流入する高温冷媒ガスの流量を考慮する制御を行うことを特徴としている。
図９に示すように、本実施形態の制御装置９Ｂは、ホットガスバイパス管２４に導入される高温冷媒ガスの流量と、第二ディフューザ３９の流路断面積を変化させる場合に、高温冷媒ガスの変化に伴う成績係数の低下量と、流路断面積の変化に伴う成績係数の低下量とを比較する成績係数比較部６８を有している。 (Second embodiment)
Hereinafter, the turbo refrigerator 1 provided with the centrifugal compressor 2 of 2nd embodiment of this invention is demonstrated based on drawing. In the present embodiment, differences from the first embodiment described above will be mainly described, and description of similar parts will be omitted.
The control device 9B of the centrifugal compressor 2 according to the present embodiment is characterized by performing control in consideration of the flow rate of the high-temperature refrigerant gas flowing into the hot gas bypass pipe 24.
As shown in FIG. 9, the control device 9 </ b> B according to the present embodiment changes the flow rate of the high-temperature refrigerant gas introduced into the hot gas bypass pipe 24 and the flow passage cross-sectional area of the second diffuser 39. A coefficient of performance comparison unit 68 that compares the amount of decrease in the coefficient of performance accompanying the change in the flow rate with the amount of decrease in the coefficient of performance associated with the change in the channel cross-sectional area.

また、制御装置９Ｂは、図１０に示すような、第二ディフューザ３９の流路断面積と、ターボ冷凍機１の成績係数ＣＯＰとの関係が示された第一成績係数マップ７１を記憶した第四記憶部７０を有している。
さらに、制御装置９Ｂは、図１１に示すような、ホットガスバイパス管２４に導入される高温冷媒ガスの流量とターボ冷凍機１の成績係数ＣＯＰとの関係が示された第二成績係数マップ７２を記憶した第五記憶部７３を有している。 Further, the control device 9B stores a first coefficient of performance map 71 in which the relationship between the channel cross-sectional area of the second diffuser 39 and the coefficient of performance COP of the turbo chiller 1 is shown, as shown in FIG. There are four storage units 70.
Further, the control device 9B, as shown in FIG. 11, shows a second coefficient of performance map 72 showing the relationship between the flow rate of the high-temperature refrigerant gas introduced into the hot gas bypass pipe 24 and the coefficient of performance COP of the turbo chiller 1. Has a fifth storage unit 73 stored therein.

次に、本実施形態のターボ冷凍機１の制御方法について、図１２に示すフローチャートを参照して説明する。このフローチャートにおけるステップＳ１Ｂ〜ステップＳ４Ｂは第一実施形態のステップＳ１〜Ｓ４と同様であるので説明を省略する。 Next, the control method of the turbo refrigerator 1 of this embodiment is demonstrated with reference to the flowchart shown in FIG. Steps S1B to S4B in this flowchart are the same as steps S1 to S4 of the first embodiment, and thus description thereof is omitted.

（流路断面積の変化に伴う成績係数の低下量算出工程Ｓ５Ｂ）
制御装置９Ｂは、第三記憶部６９に記憶された第一成績係数マップ７１を参照して、第二ディフューザ３９の流路断面積を変化させる場合の、成績係数の低下量Δη１（効率低下量、図９を参照）を算出する。 (Calculation amount decrease step S5B associated with change in flow path cross-sectional area)
The control device 9B refers to the first coefficient of performance map 71 stored in the third storage unit 69, and when the flow passage cross-sectional area of the second diffuser 39 is changed, the coefficient of decrease Δη1 (efficiency decrease) , See FIG. 9).

（ホットガスバイパスに伴う成績係数の低下量算出工程Ｓ６Ｂ）
制御装置９Ｂは、第四記憶部７０に記憶された第二成績係数マップ７２を参照して、ホットガスバイパス管２４に高温冷媒ガスを導入する場合の、成績係数の低下量Δη２（効率低下量、図１０を参照）を算出する。 (Step of calculating decrease in coefficient of performance associated with hot gas bypass S6B)
The control device 9B refers to the second coefficient of performance map 72 stored in the fourth storage unit 70, and when the high-temperature refrigerant gas is introduced into the hot gas bypass pipe 24, the coefficient of decrease Δη2 (efficiency decrease) , See FIG. 10).

（成績係数比較工程Ｓ７Ｂ）
制御装置９Ｂの成績係数比較部６８は、低下量Δη１と低下量Δη２とを比較する。即ち、第二ディフューザ３９の流路断面積を変化させる場合と、ホットガスバイパスを行う場合とで、どちらがより成績係数が低下するかを判断する。
制御装置９Ｂは、第二ディフューザ３９の流路断面積を変化させた場合の成績係数ＣＯＰの低下量Δη１の方が大きかった場合は、ホットガスバイパスで旋回失速抑制を行う（ステップＳ８Ｂ）。
一方、制御装置９Ｂは、ホットガスバイパスを行う場合の成績係数の低下量Δη２の方が大きかった場合は、第二ディフューザ３９の流路断面積の調整によって旋回失速抑制を行う（ステップＳ９Ｂ）。
次いで、制御装置９Ｂは、第三記憶部６９に記憶された流れ角マップ６７を用いて、第二ディフューザ３９の流路断面積に対応した冷媒ガスの流れ角を決定する。そして、冷媒ガスの流れ角に応じてディフューザベーン５５の角度を変更する（ステップＳ１０Ｂ）。 (Coefficient of performance comparison process S7B)
The coefficient of performance comparison unit 68 of the control device 9B compares the reduction amount Δη1 with the reduction amount Δη2. That is, it is determined which of the cases where the coefficient of performance is further reduced between the case where the cross-sectional area of the second diffuser 39 is changed and the case where the hot gas bypass is performed.
If the reduction coefficient Δη1 of the coefficient of performance COP when the flow passage cross-sectional area of the second diffuser 39 is changed is larger, the control device 9B performs the turning stall suppression with the hot gas bypass (step S8B).
On the other hand, when the decrease amount Δη2 of the coefficient of performance when performing hot gas bypass is larger, the control device 9B performs turning stall suppression by adjusting the flow path cross-sectional area of the second diffuser 39 (step S9B).
Next, the control device 9 </ b> B determines the flow angle of the refrigerant gas corresponding to the flow path cross-sectional area of the second diffuser 39 using the flow angle map 67 stored in the third storage unit 69. Then, the angle of the diffuser vane 55 is changed according to the flow angle of the refrigerant gas (step S10B).

上記実施形態によれば、ターボ冷凍機１の成績係数を大きく低下させることなく、遠心圧縮機２の旋回失速を抑制することができる。 According to the above embodiment, the rotation stall of the centrifugal compressor 2 can be suppressed without greatly reducing the coefficient of performance of the turbo refrigerator 1.

（第三実施形態）
以下、本発明の第三実施形態の遠心圧縮機２Ｃを備えた過給機１０を図面に基づいて説明する。なお、本実施形態では、上述した第一実施形態との相違点を中心に述べ、同様の部分についてはその説明を省略する。
図１２に示すように、本実施形態の遠心圧縮機２Ｃを備える過給機１０は、外郭をなすケーシング２８と、回転軸２９と、インペラ２１、とを有しており、ケーシング２８の外部から導入したガスや空気などの流体を圧縮する。 (Third embodiment)
Hereinafter, the supercharger 10 provided with the centrifugal compressor 2C of 3rd embodiment of this invention is demonstrated based on drawing. In the present embodiment, differences from the first embodiment described above will be mainly described, and description of similar parts will be omitted.
As shown in FIG. 12, the turbocharger 10 including the centrifugal compressor 2 </ b> C of the present embodiment includes a casing 28 that forms an outer shell, a rotating shaft 29, and an impeller 21, and from the outside of the casing 28. Compresses introduced fluids such as gas and air.

ケーシング２８の軸線方向一方側には流体を外部から流入させる吸込口３０が設けられ、軸線方向他方側には流体を排出するスクロール３１が設けられている。
過給機の吸込口３０であってインペラ２１の入口には、運転状況に応じて角度を変更することができる可動ベーン４２が設けられている。 A suction port 30 for allowing fluid to flow in from the outside is provided on one side in the axial direction of the casing 28, and a scroll 31 for discharging the fluid is provided on the other side in the axial direction.
A movable vane 42 whose angle can be changed according to the operating condition is provided at the inlet 30 of the supercharger and at the inlet of the impeller 21.

インペラ２１の下流側のディフューザ３９には、周方向に間隔をあけて複数が配置されて角度が可変とされたディフューザベーン５５が設けられている。ディフューザベーン５５は、過給機１０に設けられた駆動装置５６によって駆動される。
また、過給機１０のインペラ２１の下流側のディフューザ３９には、ディフューザ３９の軸方向の幅を変更する流路断面積調整装置４６が設けられている。 The diffuser 39 on the downstream side of the impeller 21 is provided with a diffuser vane 55 in which a plurality are arranged at intervals in the circumferential direction and the angle is variable. The diffuser vane 55 is driven by a driving device 56 provided in the supercharger 10.
The diffuser 39 on the downstream side of the impeller 21 of the supercharger 10 is provided with a flow path cross-sectional area adjusting device 46 that changes the axial width of the diffuser 39.

過給機１０は、第一実施形態又は第二実施形態の遠心圧縮機２と同様の制御装置を備えている。即ち、過給機１０は、可動ベーン４２を絞った部分負荷運転を行い、過給機１０の運転点が旋回失速発生領域となった場合に、流路断面積調整装置４６を用いてディフューザ３９の流路断面積を小さくするとともに、流路断面積に応じてディフューザベーン５５の角度を変更する。これにより、ディフューザ３９内の半径方向流速が増加して旋回角度が小さくなり、旋回失速発生が抑制される。また、インペラ２１とディフューザベーン５５との間のベーンレス部で発生する旋回失速又は流体の逆流を抑制することができる。これにより、旋回失速による騒音と軸振動を低減することができる。 The supercharger 10 includes a control device similar to the centrifugal compressor 2 of the first embodiment or the second embodiment. That is, the supercharger 10 performs a partial load operation with the movable vane 42 throttled, and when the operating point of the supercharger 10 is in the turning stall generation region, the diffuser 39 using the flow path cross-sectional area adjusting device 46. And the angle of the diffuser vane 55 is changed according to the channel cross-sectional area. Thereby, the radial flow velocity in the diffuser 39 is increased, the turning angle is reduced, and the occurrence of turning stall is suppressed. Further, it is possible to suppress the rotating stall or the back flow of the fluid that occurs in the vane-less portion between the impeller 21 and the diffuser vane 55. As a result, noise and shaft vibration due to turning stall can be reduced.

以上、本発明の実施形態について図面を参照して詳述したが、各実施形態における各構成及びそれらの組み合わせ等は一例であり、本発明の趣旨から逸脱しない範囲内で、構成の付加、省略、置換、及びその他の変更が可能である。また、本発明は実施形態によって限定されることはなく、クレームの範囲によってのみ限定される。 Although the embodiments of the present invention have been described in detail with reference to the drawings, the configurations and combinations of the embodiments in the embodiments are examples, and the addition and omission of configurations are within the scope not departing from the gist of the present invention. , Substitutions, and other changes are possible. Further, the present invention is not limited by the embodiments, and is limited only by the scope of the claims.

１ターボ冷凍機
２圧縮機
３凝縮器
４サブクーラ
５高圧膨張弁
６低圧膨張弁
７エコノマイザ
８蒸発器
９制御装置
１０過給機
１１電動モータ
１２冷却伝熱管
１３冷却水入口温度センサー
１４冷却水出口温度センサー
１５冷水伝熱管
１６冷水流量センサー
１７冷水入口温度センサー
１８冷水出口温度センサー
２１第一インペラ
２２第二インペラ（羽根車）
２４ホットガスバイパス管
２５ホットガスバイパス弁
２６ホットガスバイパス流量センサー
２８ケーシング
２９回転軸
３０吸込口
３１スクロール
３２内部空間
３３リターン流路
３４吸込流路（流入流路）
３５第一ディフューザ
３６ベンド部
３７リターン部
３８リターンベーン
３９第二ディフューザ（ディフューザ）
４０中間吸込チャンバー
４２第一可動ベーン
４３第二可動ベーン（インレットガイドベーン）
４４駆動装置
４６流路断面積調整装置
４７駆動シャフト
４８ブラケット
４９駆動リング
５０幅調整リング
５２リング駆動溝
５５ディフューザベーン
５６駆動装置
６１機械マッハ数決定部
６２流量変数比較部
６３第一記憶部
６４第二記憶部
６５第一特性マップ
６６第二特性マップ
６７流れ角マップ
６８成績係数比較部（性能低下量比較部）
６９第三記憶部
７０第四記憶部
７１第一成績係数マップ
７２第二成績係数マップ
７３第五記憶部
Ｈヘッド
Ｍ機械マッハ数
θ 流量変数
θｒｓ限界流量変数 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Turbo refrigerator 2 Compressor 3 Condenser 4 Subcooler 5 High-pressure expansion valve 6 Low-pressure expansion valve 7 Economizer 8 Evaporator 9 Controller 10 Supercharger 11 Electric motor 12 Cooling heat transfer tube 13 Cooling water inlet temperature sensor 14 Cooling water outlet temperature Sensor 15 Chilled water heat transfer pipe 16 Chilled water flow rate sensor 17 Chilled water inlet temperature sensor 18 Chilled water outlet temperature sensor 21 First impeller 22 Second impeller (impeller)
24 Hot gas bypass pipe 25 Hot gas bypass valve 26 Hot gas bypass flow sensor 28 Casing 29 Rotating shaft 30 Suction port 31 Scroll 32 Internal space 33 Return flow path 34 Suction flow path (inflow flow path)
35 First diffuser 36 Bend part 37 Return part 38 Return vane 39 Second diffuser (diffuser)
40 Intermediate suction chamber 42 First movable vane 43 Second movable vane (inlet guide vane)
44 Drive device 46 Flow path cross-sectional area adjustment device 47 Drive shaft 48 Bracket 49 Drive ring 50 Width adjustment ring 52 Ring drive groove 55 Diffuser vane 56 Drive device 61 Mechanical Mach number determination unit 62 Flow rate variable comparison unit 63 First storage unit 64 First Two storage parts 65 First characteristic map 66 Second characteristic map 67 Flow angle map 68 Performance coefficient comparison part (performance degradation amount comparison part)
69 Third memory section 70 Fourth memory section 71 First coefficient of performance map 72 Second coefficient of performance map 73 Fifth memory section H Head M Machine Mach number θ Flow rate variable θrs Limit flow rate variable

Claims

An impeller that rotates around an axis and discharges fluid flowing in from the axial direction toward the radially outer side;
An inflow channel for introducing the fluid into the impeller;
An inlet guide vane provided in the inflow channel, a plurality of which are arranged at intervals in the circumferential direction and whose opening is variable;
A diffuser through which the fluid discharged from the impeller flows;
A flow path cross-sectional area adjusting device that makes the flow path cross-sectional area of the diffuser variable;
A diffuser vane provided in the diffuser, a plurality of which are arranged at intervals in the circumferential direction and the angle of which is variable;
Wherein a the inlet guide the flow path cross-sectional area by the flow path cross-sectional area adjustment device based on the opening degree of the vane, and a control device for varying the angle of the diffuser vane, centrifugal compressor Ru provided with,
The controller is
A plurality of mechanical Mach number lines indicating the speed of sound of the fluid sucked by the centrifugal compressor are shown on a map displayed by a flow variable reflecting the suction air volume of the centrifugal compressor and the head of the centrifugal compressor. A first storage unit storing the first characteristic map;
A second characteristic map showing a turning stall line and a plurality of inlet guide vane opening lines on a map displayed by the flow rate variable and the head according to a plurality of machine Mach numbers. A second storage unit storing
A third storage unit storing a flow angle map showing a relationship between the flow path cross-sectional area and the flow angle of the fluid in the diffuser;
Calculating the flow rate variable and the head, and determining a mechanical Mach number determination unit of the centrifugal compressor from the first characteristic map;
From the second characteristic map corresponding to the flow variable and the head and the mechanical Mach number, the opening degree of the inlet guide vane and a critical flow variable in which turning stall occurs are determined and compared with the flow variable. A variable comparison unit,
In the flow rate variable comparison unit, when the flow rate variable is smaller than the limit flow rate variable, the flow path cross-sectional area adjustment device is controlled so that the flow path cross-sectional area decreases,
A centrifugal compressor , wherein a flow angle corresponding to the flow path cross-sectional area is determined using the flow angle map, and an angle of the diffuser vane is adjusted according to the flow angle .

A centrifugal compressor according to claim 1 ;
A condenser that condenses refrigerant using cooling water as a cooling source;
A turbo chiller comprising a refrigeration cycle in which an evaporator that evaporates a refrigerant and cools cold water is sequentially connected by a refrigerant flow path.

  An impeller that rotates around an axis and discharges fluid flowing in from the axial direction toward the radially outer side;
  An inflow channel for introducing the fluid into the impeller;
  An inlet guide vane provided in the inflow channel, a plurality of which are arranged at intervals in the circumferential direction and whose opening is variable;
  A diffuser through which the fluid discharged from the impeller flows;
  A flow path cross-sectional area adjusting device that makes the flow path cross-sectional area of the diffuser variable;
  A diffuser vane provided in the diffuser, a plurality of which are arranged at intervals in the circumferential direction and the angle of which is variable;
  A centrifugal compressor comprising: a control device that changes the flow passage cross-sectional area and the angle of the diffuser vane by the flow passage cross-sectional area adjustment device based on the opening of the inlet guide vane;
  A condenser that condenses the refrigerant using cooling water as a cooling source,
  A turbo chiller in which a refrigeration cycle is configured by sequentially connecting an evaporator that evaporates a refrigerant to cool cold water and a refrigerant flow path;
  A hot gas bypass pipe for supplying high-temperature refrigerant gas from the condenser to the evaporator;
  The controller is
A fourth storage unit storing a first characteristic map showing a relationship between a flow rate of the high-temperature refrigerant gas flowing into the hot gas bypass pipe and a coefficient of performance of the turbo refrigerator;
  A fifth storage unit storing a second characteristic map showing a relationship between the flow path cross-sectional area and the coefficient of performance of the turbo refrigerator;
  When changing the flow rate of the high-temperature refrigerant gas and the cross-sectional area of the flow path, the amount of decrease in the coefficient of performance accompanying the change in the high-temperature refrigerant gas is compared with the amount of decrease in the coefficient of performance accompanying the change in the cross-sectional area of the flow path And a performance reduction amount comparison unit that changes only a smaller one of the flow rate of the high-temperature refrigerant gas and the flow path cross-sectional area.

  The controller is
  A plurality of mechanical Mach number lines indicating the speed of sound of the fluid sucked by the centrifugal compressor are shown on a map displayed by a flow variable reflecting the suction air volume of the centrifugal compressor and the head of the centrifugal compressor. A first storage unit storing the first characteristic map;
  A second characteristic map showing a turning stall line and a plurality of inlet guide vane opening lines on a map displayed by the flow rate variable and the head according to a plurality of machine Mach numbers. A second storage unit storing
  A third storage unit storing a flow angle map showing a relationship between the flow path cross-sectional area and the flow angle of the fluid in the diffuser;
  Calculating the flow rate variable and the head, and determining a mechanical Mach number determination unit of the centrifugal compressor from the first characteristic map;
  From the second characteristic map corresponding to the flow variable and the head and the mechanical Mach number, the opening degree of the inlet guide vane and a critical flow variable in which turning stall occurs are determined and compared with the flow variable. A variable comparison unit,
  In the flow rate variable comparison unit, when the flow rate variable is smaller than the limit flow rate variable, the flow path cross-sectional area adjustment device is controlled so that the flow path cross-sectional area decreases,
  4. The turbo refrigerator according to claim 3, wherein a flow angle corresponding to the flow path cross-sectional area is determined using the flow angle map, and an angle of the diffuser vane is adjusted according to the flow angle.

A turbocharger comprising the centrifugal compressor according to claim 1 .

An impeller that rotates around an axis and discharges fluid flowing in from the axial direction toward the radially outer side;
An inflow channel for introducing the fluid into the impeller;
An inlet guide vane provided in the inflow channel, a plurality of which are arranged at intervals in the circumferential direction and whose opening is variable;
A diffuser through which the fluid discharged from the impeller flows;
A control method of a centrifugal compressor having a diffuser vane provided in the diffuser and having a plurality of circumferentially spaced intervals and a variable angle,
A parameter calculation step for calculating a flow variable reflecting the suction air volume and a head of the centrifugal compressor;
A mechanical Mach number determining step for determining a plurality of mechanical Mach numbers indicating sound speeds of the fluid sucked by the centrifugal compressor using the flow variable and the head;
A flow rate variable comparison step of determining the opening amount of the inlet guide vane using the flow rate variable and the head, and the mechanical Mach number, a limit flow rate variable in which a turning stall occurs, and comparing the flow rate variable;
A flow path cross-sectional area adjustment step of changing the flow path cross-sectional area of the diffuser and the angle of the diffuser vane based on the opening of the inlet guide vane, where the flow variable is smaller than the limit flow variable, And a flow path cross-sectional area adjustment step for reducing the flow path cross-sectional area .